87391466-Proiect-Calimanesti

Proiectarea unei turbine Kaplan pentru centrala hidroelectrică Călimăneşti 2011

1. INTRODUCERE

1.1. Domeniul de funcţionare a turbinelor

În tehnica modernă s-au impus trei tipuri de turbine principale: Kaplan, Francis şi Pelton.

În ultimul timp, din acestea au derivat turbinele bulb, care sunt de fapt turbine Kaplan fară

cameră spirală şi turbinele Deriaz-Kviatkovski, care sunt turbinele Farncis cu paletele rotorului

reglabile.

Cercetarea privind funcţionarea, construcţia şi fiabilitatea acestor maşini, dar mai ales

îndrăzneala specialiştilor au condus la realizări de mare eficienţă, de puteri apreciabile ale unui

grup funcţionând a turaţii ridicate şi cu greutăţi specifice reduse.

Până la mijlocul secolului al XVIII-lea, construcţia maşinilor hidraulice s-a făcut pe baze

empirice şi ţinându-se seama de experienţa pe care unii constructori talentaţi au acumulat-o.

Bazele teoriei turbinelor hidraulice au fost stabilite în perioada 1730-1760, însă abia peste 130 de

ani constructorii de turbine au asociat teoria cu experienţa şi astfel au reuşit să realizeze prin

perfectionări continue, maşini cu randamente de peste 90%.

Datorită faptului că mecanica fluidelor nu era suficient de dezvoltată, constructorii de

maşini hidraulice, până în secolul al XVIII-lea, au realizat maşini care utilizau fie energie de

poziţie, fie pe cea cinetică a cursurilor de apă. Astfel se explică de ce timp de multe zeci de

secole roţile de apă au fost cele mai răspandite turbine hidraulice. Utilizarea energiei de presiune,

care în cazul unui curent de apă este mult mai dificil de sesizat, a fost posibilă numai după

dezvoltarea teoriei maşinilor hidraulice - aceasta este o caracteristică a turbinelor moderne.

Un salt calitativ de cea mai mare importanţa pentru dezvoltarea turbinelor a fost marcat

de crearea bazelor teoretice ale acestor maşini, de catre D. Bernoulli (1730) şi L. Euler (1740-

1750).

L. Euler a stabilit ecuaţiile miscării apei şi a puterii hidraulice, ecuaţii folosite şi astăzi în

hidrodinamică şi le-a aplicat la primul prototip de turbine cu reacţiune. De asemenea, L. Euler a

emis idea utilizării unui aparat director şi a întocmit proiectul unei turbine cu reacţiune, care a

fost executată abia în anul 1945 şi a funcţionat cu un randament de 75% (turbina cu cameră

deschisa şi rotor).

În Rusia, între anii 1766 şi 1795, K. D. Frolov a construit cu sprijinul acordat de

Lomonosov, peste 150 de centrale hidromecanice, mai ales în Urali, unele atingând şi căderi de

60 m, divizate în trei cascade.

1


În acelasi timp, în Europa au contribuit la dezvoltarea teoriei turbinelor savanţii Parent,

Borda, Smeaton, Bossut, Gerstner şi alţii. Turbina industrială cu reacşiune de tip centrifugă,

construită de Fourneyron în perioada 1827-1834, folosea căderea H = 108 m, avea o putere P =

40 CP, o turatie n = 2300 rot/min şi un randament %75 . Turbina avea o conductă fortaţă, un

stator, un rotor şi un multiplicator cu roţi dinţate. În intervalul dintre anii 1837-1843 a fost

inventata şi construită de maistrul mecanic alsacian Jonval turbina cu reacţiune de tip axial, la

care apare pentru prima data aspiratorul, celulele statorice si rotorice fiind de tip axial.

În acelaşi timp, s-au dezvoltat si turbine cu acţiune pentru a utiliza căderi mai mari.

Turbina avea drept stator un singur injector, în care debitul se regla printr-o vană plană. Acelaşi

principiu de trnsformare integrală a căderii în înălţime cinetică la gura statorului, o realiza, în

1850-1880, turbina Girard cu ax vertical sau orizontal, la care distribuitorul alimenta celulele

statorice sub presiune, iar cele rotorice funcţionau la presiunea atmosferică.

Începând cu anul 1838 se dezvoltă tipuri de turbine, care prin perfecţiuni ulterioare au

dus la tipurile utilizate astăzi.

Tipul cu reacţiune a fost proiectat şi realizat de profesorul Redtenbacher, în anul 1838,

pentru prima dată de tip centripet, aşa cum rezultă din aplicarea teoremei impulsului la curgerea

prin turbine. Turbina era instalată în camera deschisa şi avea un stator pur radial s aşezat

concentric, cu rotorul r în exteriorul acestuia. După o piesă de trecere t se racorda aspiratorul a

spre nivelul aval.

1.2. Descrierea principalelor tipuri

1.2.1. Turbina Francis

Fig. 1.1. Turbina Francis

2


Cu 10 ani mai târziu (1847-1849), Francis a construit o turbina care nu prezenta nimic

nou; dimpotrivă era mai putin perfecţionată, datorită lipsei aspiratorului. Totuşi, timp de aproape

100 de ani, aceasta turbină – perfecţionată ulterior mai ales de fabricile constructoare europene- a

fost denumită nejustificat turbina Francis. Profesorul Fink a perfecţionat în anul 1880 statorul

turbinei Francis la care se varia admisia apei printr-un obturator cilindric, înlocuindu-l cu o reţea

de pale fuzelate hidrodinamic care pot fi rotite în jurul axelor a cu ajutorul parghiilor p, de la un

inel central de reglaj i. De asemenea între anii 1880 şi 1900, fabricile constructoare de maşini

hidraulice au introdus aspiratorul modern şi au studiat hidrodinamic aparatul director şi rotorul,

transformând prototipul Francis în turbina Francis radial-axială cu suprapresiune folosită până în

prezent.

1.2.2.Turbina Pelton

Fig. 1.2. Turbina Pelton

În anul 1880, Lster Allan Pelton a brevetat turbina cu acţiune, care ulterior avea să fie

denumită turbina Pelton: o turbină cu cupe rotorice profilate astfel încât să permită divizarea

jetului şi devierea simetrică a celor două subjeturi rezultate. Încă din 1883, acestă turbină a atins

un randament de 90,5%.

Turbinele Pelton sunt utilizate în domeniul debitelor mici, respectiv al căderilor mari şi

foarte mari. Puterea obţinută variază în intervalul 423...44.0 MW, iar randamentele optime au

valori maxime de 93%. Plaja de variaţie a rapidităţii dinamice este: 58...14 sn rot/min. turaţia

specifică variază în intervalul: . 422.0...034.0N

Turbina Pelton are un rotor prevăzut cu un număr mare de cupe profilate, dispuse pe

circumferinţa unui disc circular. Apa este distribuită către cupe cu ajutorul unor injectoare. O

3


turbină Pelton are cel puţin un injecto; poate avea maxim 6 injectoare. În general arborele

turbinei Pelton este vertical, iar jeturile de apă au aceeaşi viteză, fiind situate în plan orizontal.

1.2.3.Turbina Kaplan

Fig. 1.3. Turbina kaplan

În anul 1912, profesorul Kaplan a construit prototipuri de turbine axial-elicoidale cu

număr mic de pale, asemanatoare cu elicele de avion sau de nave. Kaplan aducea însa o invenţie

de cea mai mare importanţă prin dublul reglaj al palelor rotorului şi ale aparatului director, care

pot fi rotite în jurul axului lor (basculate) în timpul funcţionării turbinei.

Prima turbină Kaplan industrială a fost pusă în funcţiune în 1919 şi de atunci acest tip de

turbină s-a perfecţionat, ajungându-se la actualele turbine Kaplan, semi-Kaplan, elicoidale, care

însumează pe glob aproximativ 30 milioane kW instalati.

În prezent, turbina Kaplan este definită drept turbină axială cu dublu reglaj( pale rotorice

reglabile şi pale directoare reglabile); are aparat director radial, arbore vertical, cameră semi-

spirală betonată şi aspirator.

Domeniul de utilizare a turbinelor Kaplan este foarte vast. Aceste turbine acoperă o plajă

foarte largă a debitului, , pentru căderi mici şi mijlocii . Puterea

obţinută variază în intervalul , iar randamentele optime au valori foarte ridicate

smQ /980...1 3

217...009.0

mH 80...1

MW

%.94...92 Puterea maximă propusă de producătorii de turbine este obţinută pentru Q=980

H= 24m şi η=0,94. ,/3 sm

4


1.2.4.Turbina Banki

Fig. 1.4.Turbina Banki

Turbina cu acţiune a profesorului Banki, construită între anii 1916 şi 1925, care însă nu a

putut concura ca randament şi putere cu turbinele Pelton şi Francis, cu toate că era constructiv

mai simplă şi mai ieftină.

Turbina Banki constă dintr-un stator, un rotor, montat pe un arbore, care transmite

puterea unui generator electric direct sau prin intermediul unor angrenaje şi a unui arbore.

Reglarea debitului se face automat sau manual cu ajutorul unei toţi de mână, care roteşte piesa

sau o face să execute o mişcare de translaţie.

Rotorul este aşezat la o înălţime de 0,3…1m deasupra nivelului apei din canalul de fugă.

Caracteristic acestei turbine este şi faptul că apa traversează de două ori palele rotorului. Statorul

poate fi vertical sau diagonal. Rotorul constă din două discuri de tablă groasă pe care sunt sudate

discurile marginale şi palele dunt dimensionate pentru a prelua momentul de torsiune, iar la

capete este fixat câte un fus pentru sprijinirea rotorului pe lagăre. Acestă construcţie elimină

posibilitatea ca jetul de apă ce traversează rotorul să lovească arborele.

Existenţa în majoritatea tărilor a unor apreciabile resurse hidroenergetice, a căror

amenajare este economică, a permis ca în construcţia de uzine hidroelectrice să se realizeze

succese din ce în ce mai mari. Dezvoltarea actuală a hidroenergeticii se caracterizează prin

creşterea rapidă a puterii instalate a CHE şi a puterii agregatelor. În paralel cu marile CHE se

construiesc şi altele de putere mică în zonele rurale, unde există posibilităţi de amenajări

avantajoase. Totodată construcţia de turbine hidraulice a facut importante progrese.

5


Caracteristicile generale ale turbinelor hidraulice construite în ultimii ani sunt

determinate de necesitatea de a ţine seama de urmatorii factori:

alegerea soluţiei constructive trebuie să se facă avându-se în vedere aspectul economic şi

financiar al amenajării;

greutatea agregatului să fie cât mai redusă;

turbina să-şi păstreze randamentul în timpul exploatării;

timpul necesar pentru revizie să fie minim.

Pentru satisfacerea primelor două cerinţe este necesar să:

se mărească turaţia turbinei;

să se aleagă judicious materialele de construcţie, precum şi procedeele de fabricaţie ale

diferitelor organe;

să se aleagă în mod adecvat poziţia arborelui şi caracteristicile constructive ale diferitelor

ansamble.

Materialele de fabricaţie a diferitelor organe se aleg astfel ca să satisfacă solicitarile la

care sunt supuse, precum şi procedeelor de execuţie, ţinându-se seama de faptul că s-a extins

mult execuţia prin sudare în locul turnării şi forjării.

În general poziţia axului turbinelor este determinată de condiţiile specifice locale, precum

şi de necesitatea unei bune siguranţe în exploatare şi a înlesnirii eliminării rapide a

deranjamentelor.

1.2.5. Turbina bulb

Fig. 1.5. Turbina Bulb

6


Odată cu apariţia turbinelor bulb şi a turbinelor axial-concentrice, s-a făcut un nou pas

spre construirea turbinelor mai ieftine (costul lor fiind cu cel putin 20% scăzut decât cel al unei

turbine Kaplan).

Construcţia turbinelor bulb a parcurs un drum lung până să ajungă la forma modernă,

utilizată cu prioritate astăyi aproape în toate centralele hidroelectrice şi în cele mareeomotrice.

Astfel, prima generaţie de turbine axiale(bulb) prevăd rotorul generatorului fixat la periferia

paletelor rotorului turbinei Kaplan.

A doua generaţie de turbine bulb a permis specialiştilor, în urma unor ample cercetări de

laborator, să rezolve numeroase probleme constructive şi funcţionale, ca: dispunerea bulbului în

aval sau amonte pe un arbore cu 4, 3 sau 2 lagăre de mare capacitate portantă, cu rotorul în

consolă, realizarea unui aparat director conic cu palete torsionate, asigurarea unei răciri eficiente,

creşterea parametrilor specifici funcţionali.

Toate bulburile din generaţia a doua sunt caracterizate printr-o reglare dublă, deci a

paletelor directoare şi a paletelor rotorice.

În vederea obţinerii unor economii suplimentare s-a pus la punct bulburile din generaţia a

treia, care au paletele directoare şi rotorice fixe. Utilizarea unor astfel de grupuri este posibilă

atunci cănd căderea H este constantă. Pentru a realiza reglarea continuă a debitului ce trece prin

centrală se montează alături de grupurile cu palete fixe unul sau mai multe grupuri cu reglare

dublă.

1.2.6. Turbine radial-axiale Deriaz

Fig. 1.6. Turbina Deriaz

În vederea asigurării funcţionării la randamente ridicate într-un domeniu cât mai extins de

debite şi puteri s-a recurs la reglarea dublă , turbina Kaplan , reglare care s-a introdus şi la

7


turbinele radial axiale de către Deriaz. Astăzi, turbinele Deriaz s-au impus prin calităţile lor

energetice şi cavitaţionale şi prin costul lor redus în domeniul căderilor H = 20…200m.

Aceste turbine au generat în ideea găsirii unor forme constructive de turbine care să

acopere în special domeniul căderilor H = 40…80m, unde turbina Kaplan nu a dat satisfacţie.

Pentru ca turbinele hidraulice să-şi menţină randamentul ridicat în timpul exploatarii,

trebuie să se evite eroziunea şi uzura organelor în contact cu apa, ceea ce se poate realiza prin

decantarea apei, prin adoptarea unor forme hidrodinamice corecte ale pieselor şi în special, prin

utilizarea unor materiale cu caracteristici mecanice adecvate.

Reducerea timpului pentru revizii se realizeaza prin adoptarea de solutii constructive care

să permită montarea şi demontarea rapidă a organelor celor mai expuse uzurii cum ar fi: statorul,

rotorul şi aspiratorul.

Tendinţa generală a hidroenergeticii de reducere a timpului de executie a CHE şi a

cheltuielilor de investiţie impune ca la turbinele hidraulice în curs de proiectare sau care se vor

executa în viitor să se accentueze:

perfecţionarea constructivă pentru reducerea gabaritelor şi a greutăţii;

normalizarea şi unificarea turbinelor şi a echipamentelor anexe;

elaborarea de noi tipuri de turbine;

îmbunataţirea condiţiilor de curgere;

creşterea puterii unitare a agregatelor;

simplificarea şi utilizarea unor noi procedee de fabricaţie;

alegerea soluţiilor celor mai economice fară însă a reduce randamentul şi siguranţa în

exploatare a agregatelor.

La turbinele Pelton puterea grupurilor va creşte numai până la aproximativ 200 MW,

deoarece la căderi foarte mari, debitele disponibile sunt reduse.

Pentru turbinele Francis proiectanţii preconizează puteri de 500 până la 1000 MW. Se

întrevede reintroducerea în practică, într-o nouă variantă, a turbinelor Francis şi Kaplan duble

care pentru puteri mari satisfac cerinţele moderne. De asemenea, este posibil să se utlizeze noi

tipuri constructive cu rotoare în serie sau cu rotor şi contrarotor, ceea ce va permite aplicarea lor

pana la căderi de 1000 m.

Turbinele Kaplan vor ajunge până la puteri de 500 MW/turbine şi la căderi de 80 m.

Curând se vor introduce în exploatare turbine Kaplan, de tip AB, cu rotor si contrarotor, care au

dimensiunile şi greutatea agregatului mult mai mici decât a turbinelor AB clasice. Aceste turbine

vor funcţiona şi la căderi de 150m.

De asemenea, se prevăd progrese însemnate în domeniul transformatoarelor

hidroenergetice echipate cu grupuri reversibile.

8


Cu privire la randament nu se mai poate astepta o depăşire sensibilă a celor obţinute în

prezent, deci vor fi limitate la 95%, pentru regimul optim de funcţionare.

Turbinele hidraulice fac parte dintre maşinile hidraulice, deci din cele în care are loc o

transformare a energiei din hidraulică în mecanică, ori invers, prin intermediul unui fluid, care de

regulă este apă sau ulei.

Maşinile care transformă energia hidraulică în energie mecanică se numesc “motoare

hidraulice” sau turbine hidraulice, iar cele care transforma energia mecanica în energie

hidraulicaă se numesc “generatoare hidraulice” sau pompe.

Maşinile în care energia mecanică primită la arbore se transformă în energie hidraulică şi

din nou în energie mecanică se numesc transformatoare hidraulice; cele realizate pentru a

funcţiona în condiţii optime atât ca turbine cât şi ca pompe, se numesc maşini hidraulice

reversibile.

Turbinele hidraulice sunt motoarele care au randamentul cel mai ridicat si se disting prin

urmatoarele caracteristici:

- prelucrează orice fel de căderi de la 1 la 2400 m şi debite de la 0,1 la 900 m3/s pe turbină şi

se pretează la construcţia de unităti de mare putere;

- sunt maşini foarte robuste cu durata de viata peste 50 de ani;

- sunt maşinile cele mai elasticeîn exploatare în condiţiile variaţiei căderii, debitului, puterii şi

a turaţiei;

- pot fi pornite şi încarcate în plin în 1-2 minute, astfel putând fi folosite în zonele de vârf ale

graficului de sarcină sau în centralele de intervenţie şi rezervă.

Pentru căderi cuprinse între 10…30 m, la debite şi puteri mari a centralelor fluviale se

utilizeaza exclusiv turbine Kaplan.

Pentru căderi cuprinse între 30…80m, intră în calcul comparativ atât turbina Francis cât

şi turbina Kaplan şi se stabileşte de la caz la caz care este cea mai economica.

Turbinele Kaplan şi cele elicoidale sunt utilizate cu eficienţă maximă în zona căderilor

mici, H=10-50-(75)m si debitelor foarte mari ajungând până la debite de Q = 700-800 m3/s.

Puterile pe unitate au crescut în ultima vreme din ce în ce mai mult şi cu acestea şi dimensiunile.

În etapa actuală se pare că s-ar fi ajuns la o plafonare a căderii la H = 40-50 m, din motive de

cavitaţie şi înălţime de aspiraţie.

Dupa efectuarea mai multor studii s-a ajuns la concluzia că acest tip de turbină să

funcţioneze cu randamente foarte ridicate, %5.9393max , într-un domeniu larg de variaţie

al puterilor şi debitelor, facilitat prin variaţia simultană a palelor aparatului director cu cele ale

rotorului. Greutăţile specifice la care s-a ajuns în construcţia turbinelor Kaplan sunt de 75140

N/kW.

9


1.3. Hidrocentrale în România

Primele preocupări în acest domeniu la Uzinele din Reşiţa au avut loc la începutul anilor

1940, sub îndrumarea Prof. Aurel Bărglăzan de la şcoala Politehnica din Timişoara, prin

proiectarea şi fabricarea a două turbine hidraulice. Prima,în anii 1942 - 1943, o turbină Pelton de

30 kW realizată la atelierele din Anina pentru ferma proprie de la Marghitaş. Urmatoarea, în

1946, o turbină Francis de 100 kW care s-a instalat în zona Moldova Nouă.

În perioada 1948 - 1952, colaborarea strânsa cu scoala Politehnica din Tmişoara s-a

materializat prin producerea şi punerea în funcţiune a trei tipuri de hidroagregate cu turbine

hidraulice, generatoare electrice, regulatoare şi vane după cum urmează:

o Pelton cu putere 1.840/1.100 kW (turbine cu două rotoare diferite pe acelaşi arbore)

pentru centrala Crăinicel cu caderea 434/323 m, 750 rpm turaţie, 6.300 V;

o Francis cu putere 1.100 kW pentru centrala Crănicel (aceeaşi) cu căderea 68 m, 750 rpm

turaţie, 6600 V;

o Kaplan/elicoidal cu putere 550 kW pentru centrala Târgu Mureş cu căderea 4,85 m, 750

rpm turatie, 6300 V.

În anul 1966 ia naştere Institutul de Cercetări şi Proiectări pentru Echipamente

Hidroenergetice - ICPEH, iar în anul 1972 i se alătură Laboratorul de Cercetari Turbine

Hidraulice. De-a lungul timpului, institutul traversează mai multe stadii de proprietate, fiind

asimilat de U.C.M. Reşiţa sau derulându-şi activitatea de sine statator.

În 2003, U.C.M. Reşiţa devine membru al Asociaţiei Internationale pentru Centrale

Hidroelectrice Mici (IASH), o asociaţie internaţională pentru promovarea schimbului de

informaţii şi expertize tehnice pentru accelerarea dezvoltării centralelor de mică putere.

În ianuarie 2006, după o atentă analiză efectuată de acţionari, institutul este externalizat din

cadrul U.C.M. Reşiţa prin crearea unei noi firme HYDRO ENGINEERING.Relatiile strânse cu

U.C.M. Reşiţa se perpetuează, în momentul actual cele două entităţi formând nucleul Grupului

de Firme UCM Reşiţa.

Organizaţional, HYDRO ENGINEERING, a căutat continuu să-şi identifice şi optimizeze

procesele interne pentru a fi întotdeauna la nivelul cerinţelor pieţei. Acest fapt a şi dus la

împărţirea activităţilor pe divizii de proiectare, de cercetare şi testare şi nu în ultimul rând de

fabricaţie a echipamentelor destinate generării de energie electrică prin exploatarea surselor

hidro. Din punct de vedere al serviciilor si produselor oferite, au fost realizate acţiuni de

standardizare a componentelor fabricate în domeniul electric, de automatizare şi în cel

hidromecanic. Activităţile de proiectare s-au structurat funcţie de nivelul cererii acoperind, prin

10


departamente dedicate, atât în mod particular cât şi în mod global furniturile de echipamente

hidroenergetice.

La noi în tară s-au construit o serie de centrale hidroelectrice echipate cu turbine Kaplan.

Prima construită de industria noastră, este CHE Tg. Mures, care a fost studiată şi proiectată de

colectivul de maşini hidraulice de la Universitatea Politehnica din Timişoara, şi realizată la

Reşiţa.

La un interval destul de lung urmează apoi salba de centrale de pe valea Bistriţei, în aval

de Stejarul, de la: Pangarati, Vaduri, Piatra Neamţ, Roznov II, Zănesti, Costisa, Racova, Gârleni,

Bacău I şi Bacău II. Toate aceste turbine au fost proiectate la U.C.M Reşiţa, machetele fiind

studiate în parte la Laboratorul de Maşini Hidraulice de la Universitatea Politehnica din

Timişoara.

Fig. 1.7. C.H.E. Porţile de Fier I

Sistemul Portile de Fier I este una dintre cele mai mari construcţii hidrotehnice din

Europa si cea mai mare de pe Dunare. Lacul său de acumulare, cu un volum de peste 2200

milioane m 3 şi puterea instalată de cca 2000 MW sunt cifre impresionante pentru o amenajare

hidroelectrica. În afară de furnizarea de energie electrică, canalul navigabil realizat face posibilă

navigaţia pe Dunăre prin ecluze construite pe ambele maluri.

În toamna anului 1965 este atacată o lucrare de mari dimensiuni pe râul Lotru. La această

amenajare, prin concentrarea debitelor şi a căderilor s-a ajuns la o soluţie de proiect care

cuprinde 156 km de galerii de aducţiuni secundare, galerii ce transportă în acumularea principală

debitele unor afluenţi sau râuri din bazinele adiacente, debite ce se uzinează folosind cea mai

mare cădere disponibilă în ţaă, de 809 m. Aceasta amploare a bazinului montan de retenţie şi

lungime de aducţiuni, dă amenajării un caracter de unicat pe plan mondial. Barajul Vidra este

11


executat din anrocamente cu miez de argila (h = 121 m)şi formează în spatele lui un lac de

acumulare de 340 mil. mc. Centrala Lotru-Ciunget are o putere instalată de 510 MW. Punerea în

funcţiune a primului hidroagregat s-a făcut în anul 1972.

La începutul anului 1970 s-au început lucrările de pe Someşul Cald, cuprinzând treapta

superioară cu barajul de anrocamente Fântânele (92 m) formând în spate o acumulare de 212 mil.

mc, o galerie de derivaţie de 12,8 km, centrala subterană Marişelu cu o putere instalată de 220

MW, treapta inferioară cu barajul de beton în arc de la Tarniţa şi centrala de la piciorul barajului

având o putere instalată de 45 MW.

În anul 1972 au fost începute lucrările de pe râul Sebeş, care sunt compuse din 2

acumulări şi 2 centrale cu o putere instalată total de 300 MW.

O lucrare importantă, realizată în colaborare cu fosta Uniune Sovietică şi destinată

reducerii inundaţiilor în lunca râului Prut, a fost începută în anul 1973. Amenajarea Stânca-

Costeşti a cuprins un baraj din anrocamente cu înălţimea de 45m ce formează un lac de

acumulare de 1.200 mil. mc volum util.

În 1975 au început lucrările de la Râul Mare în Munţii Retezat. Retezatul este masivul

muntos cu cea mai mare umiditate şi scurgere din Carpaţii Meridionali, cu o reţea hidrografică

destul de densă, orientată în două direcţii. În bazinul râului Mureş sunt colectate, prin

intermediul Streiului, râurile: Barbat, Serel, Râul Alb, Parosu. Râul Mare, care se varsă şi el în

Strei, colectează râurile: Lapusnicul Mare, Zlata, Rîusor, Nucşoara şi Salaşu. Partea sudică a

masivului este drenată de Jiul de Vest, având ca afluenţi Buta, Valea Lazarului şi Pilugul.

Amenajările hidrotehnice s-au finalizat în 2000 (barajul de la Gura Apei; captarile râurilor

Barbat, Alb, Nucsoara si Râusor; tunelele subterane; salba de microcentrale de pe Râul Mare).

Amplasat pe versantul de nord al masivului Retezat, la poalele Rezervaţiei şi a Parcului Naţional

Retezat, barajul de la Gura Apelor este cel mai înalt şi cel mai voluminos baraj din ţară.

Construit din anrocamente cu miez de argila, cu o inaltime de 168 m si cu un volum total de

10,252 mil. mc creează condiţiile formării în spatele său a unui lac de acumulare de 210 mil mc.

Şi printr-o aducţiune de 18.400 m, pune în funcţiune 2 turbine Francis având o putere instalată

totală de 335 MW şi producând o energie electrică în anul hidrologic mediu de 605 GWh/an.

În anul 1981 a început execuţia amenajării Bistra – Poiana Mărului – Ruieni – Poiana

Ruscă, situată în jud. Caras – Severin, regularizând afluenţii din bazinul superior al râului Timiş,

de pe o suprafaţă de 670 km . Sunt prevăzute 3 centrale hidroelectrice subterane (Ruieni, Poiana

Marului, sistata pe moment, Raul Alb – total 260 MW) care vor da 522 GWh/ anul hidrologic

mediu si 3 baraje (Poiana Marului – anrocamente cu nucleu de argilă, 125,5 m, Scorilo – beton

în arc sistat pe moment si Poiana Ruscă – beton în arc, 75 m).

2

12


Cel mai mare lac artificial amenajat pe râurile interioare este Lacul Izvorul Muntelui

(Lacul Bicaz) pe râul Bistriţa, "născut" în iulie 1960 în spatele barajului înalt de 127 m si lung de

435 m, cu o suprafaţă de 33 km . Lungimea lacului este de 35 km, iar lăţimea variază între 200

şi 2000 m, volumul maxim fiind de 1250 miliarde mc şi alimentează hidrocentrala Bicaz-Stejaru.

Pe Bistriţa mai sunt 12 lacuri de acumulare în aval de lacul Izvorul Muntelui pe o distanţă de 140

km ( un numar de 7 lacuri de acumulare, 36,5 km de canale de derivaţie si 12 centrale electrice

totalizând o putere instalată de 244 MW).

2

În anul 1966 a fost desăvârşită una din cele mai mari lucrări hiodroenergetice din tară:

barajul de la intrarea în cheile Argesului. Pentru a asigura volumul de apa prevazut pentru lac, au

fost construite baraje, lacuri de acumulare, captari şi conducte de aducţiune dinspre râuri vecine

Argeşului: Topologul, Valsanul, Cernatul, Râul Doamnei, Baciu si altele. S-au construit trei

lacuri mai mici, pe afluenti, in zona montana si alte 13 lacuri (cu hidrocentrale ), în aval, pâna la

Piteşti. Hidrocentrala de la Vidraru (220 MW) a necesitat realizarea unui baraj de beton în arc,

care în momentul terminării se situa, prin înălţimea sa de 166,6 m, pe locul 5 în Europa si pe

locul 9 în lume, a unui lac de acumulare cu un volum de 465 mil. mc, a unei derivaţii principale

de 13,3 km, a unei centrale subterane, la Corbeni, cu o putere instalată de 220 MW şi a unui

sistem de captări şi aducţiuni secundare de 29 km. Centrala subterana Vidraru este adevaratul

“templu“ al amenajării. Într-o cavernă având dimensiunile H=31,70 metri, L=67,80 metri si

l=16,70 metri, amplasată la 104 metri sub nivelul albiei râului Arges.

În 1982 la Siriu, pe râul Buzău se începe execuţia barajului cu acelaşi nume, al doilea ca

mărime din tara, dintre barajele de anrocamente – 8,8 mil mc cu 123 m înălţime, o aducţiune

principală de 7746 m cu Di = 3,70 m şi o centrala de 42 MW care dă o energie de 122 GWh/an

hidrologic mediu.

În anul 1988 a început amenajarea Jiului la ieşirea din defileu. Dintre cele 3 centrale

amintim centrala de la Valea Sadului care are o caracteristică diferită faţă de celelalte lucrări.

Rolul ei este de a retransforma Jiul într-un râu cu peşti, prin decantarea în lacul de acumulare a

suspensiilor carbonifere rezultate de la instalaţiile de preparare a cărbunelui cocsificabil din

amonte. Volumul lacului de 306 mil. mc permit, în extremis, decantarea aluvionară pe următorii

3 – 400 de ani, timp în care rezervele miniere se vor fi terminat de mult.

Amenajarea în cascadă a râului Olt, începănd din depresiunea Făgăraş, apoi în defileul

Turnu Roşu - Cozia, continuând în Subcarpaţi şi în zona de câmpie, cu cele 30 de hidrocentrale,

dintre care 6 încă în execuţie, are o putere totală de 1.088 MW.

Pe râul Cerna se află lacul de acumulare Cerna (baraj din anrocamente, de 110m înălţime)

ale cărui ape trec pe sub Munţii Mehedinţi spre valea Motrului (lacul Valea Mare), unde s-a

construit hidrocentrala Valea Mare. Pe Tismana şi Bistriţa se află lacuri hidroenergetice, la 5 km

13


amonte de Băile Herculane pe Cerna s-a amenajat lacul Prisaca. Toate aceste amenajari fac parte

din sistemul hidroenergetic Cerna- Motru - Tismana. Apele Cernei sunt barate si in zona 7

Izvoare , de un baraj din beton in dublu arc, cu o înălţime de 58,8 m ; 13 m lăţime la baza ; 3,6 m

lăţime la coronament ; 188 m lungime coronament .Acumularea realizată de baraj se prezintă cu

date astfel : volum total = 14,7 mil.mc ; 12,16 mil.mc volum util, suprafaţa lacului 86,6 ha ;

suprafaţa bazinului de recepţie 125 km . Centrala Herculane destinată să prelucreze energia

potenţială acumulată în spatele barajului, este de tip semiîngropat cu sala maşini şi camera de

comandă la suprafaţă. Este echipată cu 2 grupuri de 2 respectiv 5 MW cu o producţie medie de

energie de 12 GWh.

2

14


2. DESCRIEREA AMENAJĂRII HIDROENERGETICE A

RÂULUI SIRET

2.1. Prezentarea spaţiului hidrografic a râului Siret

Fig. 2.1. Spaţiul hidrografic al râului Siret

15


2.1.1. Delimitarea spaţiului hidrografic Siret

Bazinul hidrografic Siret este situat în partea de est – nord - est a ţării fiind cel mai mare

bazin hidrografic de pe teritoriul României.

Râul Siret este cel mai important afluent al Dunării, având un debit mediu multianual, la

vărsare, de cca. 250 mc/s şi reprezintă cel mai mare bazin hidrografic de pe teritoriul României.

Bazinul hidrografic al râului Siret are o suprafaţă totală de 44.811 km2 din care 42.890

km pe teritoriul României şi 28.116 km în administrarea Direcţiei Apelor SIRET sub

denumirea Spaţiul Hidrografic Siret.

2 2

Spaţiul hidrografic Siret se învecinează la vest cu bazinele Someş - Tisa, Mureş şi Olt, la

sud cu bazinele Ialomiţa – Buzău, iar la est cu bazinul Prut.

Din punct de vedere administrativ, spaţiul hidrografic Siret ocupă integral judeţul

Suceava, aproape integral judeţele Neamţ, Bacău şi Vrancea şi parţial judeţele Botoşani, Iaşi,

Galaţi, Buzău, Covasna, Harghita, Bistriţa Năsăud, Maramureş.

Populaţia din acest spaţiu este de cca. 2,6 milioane locuitori (1,5 mil. în mediu urban şi 1

mil. în mediu rural), din punct de vedere demografic teritoriul administrat fiind caracterizat

printr-o densitate medie a populaţiei de 94,13 locuitori / Km2.

2.1.2. Hidrografie

Bazinul hidrografic Siret are pe teritoriul României o suprafaţă de 42.890 km2 care

reprezintă 18% din suprafaţa României (238.391 km ) 2

Altitudinea medie a bazinului este de 515 m, iar panta medie a râului Siret este de 0.5‰.

Spaţiul hidrografic Siret aflat sub administrarea Direcţiei Apelor Siret are o suprafaţă de

28.116 km , reprezentând 11,8% din suprafaţa ţării, iar panta medie a râului principal este de

0,5‰.

2

Pe teritoriul României, în bazinul hidrografic Siret au fost codificate 1013 cursuri de apă,

însumând o reţea hidrografică în lungime de 15.157 kilometri care reprezintă 19.2% din

lungimea totală a reţelei codificate din ţară.

În administrarea Direcţie Apelor Siret se află un număr de 734 cursuri de apă codificate

cu o lungime a reţelei hidrografice de 10.280 kilometri.

Principalele cursuri de apă din bazinul hidrografic Siret sunt afluenţi de dreapta ai râului

Siret care colectează toate apele de pe versantul de est al Carpaţilor Orientali şi anume râurile

16


Suceava, Moldova, Bistriţa, Trotuş, Putna, Râmnicu Sărat şi râul Buzău, al cărui bazin

hidrografic se află în administrarea Direcţiei Apelor Buzău – Ialomiţa.

Pe partea stângă are un singur afluent mai important, râul Bârlad, al cărui bazin

hidrografic se afla în administrarea Direcţiei Apelor Prut.

Râul Siret are o lungime totală de 647 km de la izvorul de sub Obcina Lungul şi până la

vărsare în Dunăre şi de 559 km de la intrarea în ţară la NE de oraşul Siret până la confluenţa cu

Dunărea.

2.1.3. Resurse de apă

Resursele de apă de suprafaţă din spaţiul hidrografic Siret reprezintă cca 17% din

volumul total al resurselor de apă ale ţării şi sunt formate, în principal, de râul Siret şi afluenţii

săi şi într-o măsură foarte redusă din lacuri şi bălţi naturale.

Stocul mediu multianual al râului Siret în secţiunea de vărsare în Dunăre este cca.5800

milioane m (Q = 250 mc/s) situând din acest punct de vedere râul Siret pe locul I în ierarhia

celor mai importante cursuri de apă ale României.

3

Resursele naturale totale de apă ale s.h. Siret sunt de 6.868 mil m3 din care:

Resurse de suprafaţă - 5.800 mil m3

Resurse subterane - 1.068 mil m3

Din aceste resurse sunt utilizabile în medie pe an 2.655 mil. m3

Resurse de suprafaţă - 1.955 mil. m3

Resurse subterane - 700 mil. m3

În s.h. Siret există un număr de 30 acumulări cu folosinţă complexă cu un volum util de

1.847,63 mil. m3.

În cadrul resurselor de apă de suprafaţă din s.h. Siret se află şi 2 lacuri naturale, apa

acestora nefiind utilizată pentru satisfacerea cerinţelor consumatoare de apă.

Resursele de apă subterane freatice şi de adâncime cele mai importante sunt localizate în

luncile râurilor Siret, Suceava, Moldova şi Bistriţa, apa freatică estimându-se la cca. 28 mc/s din

care 16,7 mc/s sunt resurse de bilanţ.

Spre deosebire de alte cursuri de apă, Siretul dispune de mai multi afluenţi importanţi,

fapt ce se exprimă mai pregnant prin variaţia debitului mediu multianual în lungul cursului său

(Suceava cca 9%, Moldova cca 17,6 %, Bistriţa cca 35 %, Trotuş cca 18 %).

Râul Siret are la intrarea în ţară în secţiunea Siret un debit mediu multianual de 13.0

m3/s. Spre aval debitele cresc mai ales după principalele confluenţe. Astfel, la Lespezi (aval de

17


confluenţa cu Suceava) este de 36,5 m3/s, la Drăgeşti (în aval de confluenţa cu Moldova) de 75,1

m3/s, la Răcătău (în aval de confluenţa cu Bistriţa) 140 m3/s, la Lungoci (în aval de confluenţa

cu Trotuşul şi Putna) – 210 m3/s.

2.1.4. Lacuri de acumulare

În s.h. Siret există un număr de 30 lacuri de acumulare (din care 20 cu suprafaţa > 50 ha) cu

folosinţă complexă (energetic, alimentare cu apă, atenuare viituri, irigaţii, piscicultură) totalizând

un volum de 1847,632 mil. mc. din care volumul util este de 1206,121 milioane m3. Cele mai

importante acumulări sunt: Rogojeşti, Bucecea, Dragomirna, Şomuz II Moara, Izvorul Muntelui,

Poiana Uzului.

În s.h. Siret există 144 amenajări piscicole.

Acumulările de pe Siretul inferior - GALBENI, RĂCĂCIUNI, BEREŞTI, CALIMĂNEŞTI

au rol complex: energetic, atenuare viituri şi irigaţii

Lacurile de acumulare

Lacurile de acumulare a căror suprafaţă este mai mare de 0,5 km2 sunt în număr de 20 în

Spaţiul Hidrografic Siret şi produc în principal ca presiune hidromorfologică, întreruperea

continuităţii scurgerii şi regularizarea debitelor (fig. 3.15).

Dintre acumulările de mare importanţă din spaţiul hidrografic Siret se menţionează:

Acumularea ROGOJEŞTI situată pe cursul superior al râului Siret cu un volum total

de 48.4 milioane.m3, din care util 26 milioane m3, şi o suprafaţă la NNR de 825 ha – scop

alimentare cu apă, irigaţii, atenuare de viituri şi subordonat, producere de energie electrică.

Acumularea BUCECEA de pe râul Siret cu un volum total al acumulării de 25 mil. mc.

din care 5,86 mil. mc. volum util şi o suprafaţă la NNR de 475 ha – scop alimentarea cu apă

potabilă şi industrială, tranzitarea de debite pe derivaţia Bucecea – Sitna pentru irigaţii,

producere energie electrică.

Acumularea DRAGOMIRNA situată pe pârâul Dragomirna, afluent de stânga al râului

Suceava, cu un volum total de 19,22 mil. mc. din care volumul util 18,73 mil. mc şi suprafaţa

lacului la NNR este de 189 ha – scop alimentarea cu apă.

Acumularea ŞOMUZ II MOARA amplasată pe pârâul Şomuzul Mare cu un volum total

de 11,3 mil. mc din care volumul util 6,8 mil. mc şi o suprafaţă la NNR de 153 ha – scop

atenuarea viiturilor şi piscicultură.

18


Acumularea IZVORUL MUNTELUI situată pe râul Bistriţa cu un volum total de 1230

mil. mc. din care volumul util de 882 mil. mc şi o suprafaţă a lacului la NNR de 3100 ha - scop

producerea de energie electrică, alimentare cu apă, atenuare viituri, irigaţii şi agrement.

Acumularea POIANA UZULUI situată pe râul Uz, afluent al râului Trotuş, cu un volum

total de 88,0 mil. mc. din care volumul util este de 86,0 mil. mc şi o suprafaţă la NNR de 335 ha

- scop alimentarea cu apă şi producerea de energie electrică.

2.1.5. Regularizări şi îndiguiri

Pe teritoriul Spaţiului Hidrografic Siret, există un număr de 31 de râuri regularizate pe o

lungime totală de 570,2 km. Analizând parametrii hidromorfologici ai acestora în conformitate

cu criteriile pentru definirea presiunilor hidromorfologice semnificative, se constată că lucrările

de regularizare care pot fi considerate presiuni hidromorfologice semnificative sunt pe 14 corpuri

de apă, totalizând o lungime de 146,68 km.

Îndiguirile din Spaţiul Hidrografic Siret care pot fi considerate presiuni hidromorfologice

semnificative însumează o lungime de 188,76 km, se află pe 13 corpuri de apă. Şi acestea au fost

analizate prin prisma criteriilor mai sus menţionate.

Regularizările şi îndiguirile, produc în principal ca presiune hidromorfologică, modificări

ale morfologiei cursurilor de apă, alterări ale caracteristicilor hidraulice şi întreruperi ale

continuităţii laterale.

2.1.6. Derivaţii

Obiectivele hidrotehnice din această categorie, în număr de 4, din care 3 sunt derivaţii

mixte şi o derivaţie de tip canal, au drept scop suplimentarea debitului afluent în acumulările:

Dragomirna, Cătămărăşti, Izvorul Muntelui şi Călimăneşti precum şi asigurarea cerinţei de apă

pentru irigaţii, producând modificări semnificative ale debitelor cursurilor de apă pe care

funcţionează.

Derivaţia Mihoveni – Dragomirna: este amplasată pe malul stâng al râului Suceava.

Derivaţia se realizează prin două conducte (2 fire) cu diametrul de 1200 mm fiecare fir şi cu un

debit instalat de 4.8 m3/s. Apa este transportată de la sursă prin pompare în lacul Dragomirna.

Din lac apa este preluată de către ACET Suceava în vederea satisfacerii alimentării cu apă

potabilă a cartierului Burdujeni şi industrială pentru CET Suceava.

19


Din acumularea Dragomirna se alimentează cu apă pentru irigaţii Sistemul Dragomirna

din cadrul ANIF Suceava.

Derivaţia Bucecea – Sitna: a fost realizată pentru tranzitarea unor debite în vederea

suplimentării volumelor de apă necesare irigaţiilor în b.h. Jijia. Transportul apei de la priza din

lacul de acumulare Bucecea se realizează gravitaţional. Tranzitarea debitelor se face prin

conductă cu diametrul 2200 mm, tunel cu diametrul 1600 mm şi două conducte cu diametrul de

800 mm, iar în continuare, până în acumularea Cătămărăşti, prin valea Bărbălăteni regularizată.

Derivaţia Taşca – Izvorul Muntelui: a fost pusă în funcţiune în anul 1961.

Elementele componente ale amenajării sunt:

- barajul Taşca pe pârâul Bicaz

- priza energetică, amplasată pe versantul stâng al pârâului Bicaz

- galeria de derivaţii Taşca – lac Izvorul Muntelui cu o lungime de 9852 m

Debitul maxim de transport la NNR este de cca 15 mc/s.

Derivaţia Siret – Bărăgan: este destinată pentru asigurarea apei necesare irigării

terenurilor din spaţiul Siret – Ialomiţa. Este o derivaţie de tip canal cu o lungime proiectată de

190 km şi primul tronson (5,7 km) a fost pus în funcţiune în anul 1993. Are ca punct de plecare

acumularea Călimăneşti (râu Siret) şi străbate întreg spaţiul de la N la S şi apoi spre SV până la

râul Ialomiţa.

Derivaţiile, ca presiuni hidromorfologice, produc în principal efecte asupra curgerii

minime, asupra stabilităţii albiei şi biotei.

2.1.7. Principalele construcţii hidrotehnice

1.Canal de irigaţii Siret-Bărăgan, Tronson I, km 0,00 – 5,700 - aflat în administrarea

S.G.A. Vrancea având următoarele lucrări pe traseu:

Nod hidrotehnic Zăbrăuţi are rol de regularizare a pârâului Zăbrăuţi pe o lungime de

2,0km şi subtraversarea de către acesta a canalului.

Supratraversarea Modruzeni are rol şi de golire a canalului printr-un canal de golire cu

descărcare în râul Siret.

În cazul golirii tronsonului de canal, apa este evacuată în râul Siret prin subtraversarea

Modruzeni, printr-un canal de golire în lungime de 2,810 km lungime.

2. C.H.E Călimăneşti (S.C.Hidroelectrica S.A.) pe râul Siret (care are o putere instalată

de 40 MW)- folosinţă de apă: producerea de energie electrică şi asigurarea volumelor de apă

pentru irigaţii prin priza de apă mal drept.

20


3. C.H.E. Movileni (S.C.Hidroelectrica S.A.) pe râul Siret (energie electrica = 113Gwh),

- folosinţă de apă: producerea de energie electrică şi cu rol de atenuarea viiturilor.

4. M.H.E. Greşu (S.C.Hidroelectrica S.A.) pe râul Putna - folosinţă de apă: producerea

de energie electrică - 27,6 GWh/an şi asigurarea unui debit de servitute de 300 l/min.

5.M.H.E. Zăbala (S.C.Hidroelectrica S.A.) pe pâraul Zăbala folosinţă de apă: producerea

de energie electrică - 1,853GWh/an an şi asigurarea unui debit de servitute de 1,57 mc/s.

Lucrări hidrotehnice ce urmează a fi demarate:

1. Diguri de apărare împotriva inundaţiilor cu o lungime de: 81,30 km de-a lungul râurilor Siret,

Putna şi Rm.Sărat

2. Regularizări de râuri: 90,37 km pe râurile Putna ,Milcov, Şuşiţa şi Rm. Sărat.

3. Consolidări şi apărări de maluri: 27,539 km pe râurile Siret, Putna, Milcov, Şuşiţa şi Rm.

Sărat.

4. Derivaţii: 5,70 km-canalul Siret Bărăgan.

2.2 Descrierea amenajării hidroenergetice CĂLIMĂNEŞTI

2.2.1. Amplasament

Acumularea Călimăneşti este amplasată pe cursul inferior a râului Siret, între localităţile

Adjud şi pădureni, judeţul Vrancea şi delimitată de versantul natural pe malul stâng de contur în

lungime de 10,5 km, pe malul drept. Accesul în centrala Călimăneşti se poate face prin satele

Călimăneşti sau Pădureni ce aparţin de oraşul Mărăşeşti.

Distanţa până la Focşani( reşedinţa de judeţ) este de 35 km.

Distanţa până la Buzău este de 142 km.

2.2..2. Date hidrologice

Acumularea Călimăneşti se gaseşte în aval de captura Bereşti, iar Siretul primeşte

afluent Trotuşul între cele două acumulări. Deci exista o diferenţă de bazin între cele două

acumulări, iar valorile debitelor catastrofale sunt diferite pentru cele două acumulări. În

21


consecinţă manevrele de la evacuatorii barajului de la Bereşti sunt informative în efectuarea

manevrelor la acumularea Călimăneşti, deoarece pot apărea cazuri de viituri nascute pe diferenţa

de bazine, deci nivelul în lac va fi, în lipsa prognozei, factorul determinant în efectuarea

manevrelor evacuatorilor barajului Călimăneşti.

Debite maxime în regim natural:

Q =5360 m /s ; Q =7235 m /s %13

%1.03

Viteza de creştere a debitului la unda de viitura în cazul valorilor catastrofale ale debitelor

poate atinge 350 m /s·h. 3

Barajul U.H.E. Călimăneşti sunt încadrate în clasa a doua de construcţii, în conformitate

cu proiectul tehnic, pentru care calculul evacuatorilor se face la debitul de depăşire de 1%, iar

verificarea lor se face la debitul cu probabilitatea de depoasire de 0.1%.

2.2.3. Caracteristici tehnice generale

Date de proiect Date de exploatare

Putere instalată Pi 43,56 MW 40 MW

Căderea brută/netă Hnet 12,5 m 15 m

Debit instalat Qi 390 m 340 m min/3 min/3

Turaţie n 83,33 rot/min

Producţie de energie Ep 79 GWh

Randament η 97,2 %.

2.2.4. Elementele acumulării

Nivelurile caracteristice ale suprafeţei libere a lacului Călimăneşti sunt:

Nivelul normal de retenţie (NNR) 75,00 mdM;

Nivelul minim de exploatare (NME) 72,7 mdM;

Nivelul maxim de exploatare (NMC) 77 mdM;

Volumele caracteristice ale acumulării sunt:

Volumul la nivelul normal de retenţie 44,274 mil. m 3 ;

Volumul util al lacului 15,917mil. m 3 ;

22


Volumul de protecţie la ape catastrofale cca 16.111 mil. m 3 ;

Aria suprafetei libere a lacului, la nivelul normal de retenţie A =749,9 ha. 0

2.2.5. Caracteristicile evacuatorilor şi organelor de închidere

Barajul Călimăneşti este un baraj mobil. Evacuatorii de ape mari constau în şapte câmpuri

numerotate: 1, 2, 3, 4, 5, 6 şi 7 dinspre malul stang spre malul drept.

Fig. 2.2. Câmpurile deversoare C.H.E. Călimăneşti Vrancea

Evacuatorii sunt închişi cu stavile segment ( patru câmpuri ), respectiv segment cu clapeta

(trei câmpuri) 11,5x 21 m , cu pragul(radierul) dispus la cota 64,8mdM, respectiv cu cota

articulaţiei clapetei 72,2 mdMB.

2

Stavilele segment servesc in principal la evacuarea debitelor mari şi la evacuarea

plutitorilor şi gheţii, respectiv reglează nivelul în lac şi debitul evacuat.

Acţionarea acestora se face cu mecanisme de acţionare individuale cu motoare electrice şi

reductoare, prin intermediul unui lanţ Gall. Motoarele şi reductoarele sunt dispuse pe pile. Cheile

limnimetrice ale clapetelor şi stavilelor segment sunt reprezentate astfel: debitul evacuat de o

stavilă segment este exprimat în funcţie de deschiderea “a” a stavilei şi de cota z a nivelului

suprafeţei libere a apei în lac Q =Q (a,z), iar debitul evacuat de clapete este dat în funcţie de

coborârea clapetei a, pentru diverse cote z în lac. Debitul total evacuat de o stavilă segment,

complet ridicată, pentru NNR în lac este de 1035 m 3 /s.

a u

23


La determinarea manevrelor evacuatorilor se vor folosi numai cheile corespunzătoare

nivelului normal de retenţie, deoarece evacuarea debitelor catastrofale se produce în jurul

nivelului normal de retenţie. Pentru determinarea şi înregistarea debitelor se vor folosi şi

celelalte chei, interpolând liniar pentru cote intermediare.

Nivelul apei în lac trebuie măsurat în afara câmpurilor deversoare la un limnimetru instalat

pe malul stâng lângă baraj.

2.2.5.1. Date generale

Amenajarea Călimăneşti este amplasată pe cursul inferior al raului Siret, între localităţile

Adjud şi Pădureni-Vrancea, fiind realizatăca o folosinţă complexă şi anume:

Folosinţă principală − redresarea unui nivel în lacul de acumulare necesar derivării

debitelor pentru irigaţii în canalul magistral Siret- Băragan.

Folosinţă secundară − producerea de energie electrică prin prelucrarea potenţialului

hidroenergetic al râului Siret.

În acelaşi timp trebuie asigurat în aval de amenajare un debit necesar pentru apă potabilă,

industrială şi pentru irigaţii.

Stabilirea paramerilor amenajării s-a făcut ţinand cont de cerinţele de gospodărirea

complexă a apelor.

Din punct de vedere geologic, amenajarea este situată în partea de sud a platformei

moldoveneşti, cu depozite sedimentare noi şi înclinare redusă spre sud (5°-10°). Roca de bază

este formată din intercalaţii de argilă şi argilă mărnoasă, nisipuri şi pietrişuri mărunte.

Principalele elemente constitutive ale schemei de amenajare sunt:

- lacul de acumulare cu diguri de contur;

- barajul deversor;

- priza centralei;

- centrala hidroelectrica;

- regularizare aval de centrală.

24


2.2.6. Lacul de acumulare

Fig. 2.3. Lacul de acumulare Călimăneşti Vrancea

Este amplasat în albia majoră a râului Siret şi delimitat de versantul natural înalt pe malul

stâng şi digul de contur în lungime de aproximativ 10 km pe malul drept.

Frontul de retnţie înspre malul stâng este completat de un dig de aproximativ 0.75 km.

Cele două diguri au următoarele caracteristici:

- lăţime la coronament 6m;

- panta taluzului înspre lac: 1:2,5 ;

- panta taluzului exterior: 1:3 şi 1:2,5;

- protecţia taluzului interior: perei de beton armat cu rosturi etanşe;

- protecţia taluzului exterior: pământ vegetal înierbat;

- la coronament este prevăzut parapet sparge-val;

- colectarea apelor de infiltraţie: contracanal;

- atanşare în profunzime: cu perete continuu din beton.

2.2.6.1. Nivelele, volumele caracteristice în lacul de acumulare:

- nivelul minim de exploatare: NmE= 74,5 mdM;

- volum la NmE =40,6 mil.m 3 ;

- nivel normal de retenţie NNR=75 mdM;

25


- volum la NNR= 44,3 mil.m 3 ;

- nivel maxim de retenţie NMR ‚ 75,24 mdM( corespunzător vârfului clapetei);

- volum la NMR=46,3 mil.m 3 ;

- nivel maxim de exploatare NME =76 mdM;

- volum la NME= 52 mil.m 3 ;

- nivel maxim excepţional de exploatare, în perioada de secetă = 72,7 mdM;

- volum la NmEx= 28,3 mil.m 3 .

Avându-se in vedere că este dificil să se menţină în lac o cotă constantă de 75 mdM B, s-a

admis o oscilaţie de 0,5 m, respectiv până la nivelul minim un volum util de aproximativ 4

mil.m 3 , suficient pentru funcţionarea centralei la vârful zilnic de sarcină.

2.2.7. Barajul

Este amplasat între doua braţe ale raului Siret, având cota de fundaţie 56 mdM. Situaţia

geologică a amplasamentului este următoarea:

- la suprafaţă, un strat de nisip fin, argilos, afânat, cu grosimea medie de 0,4-1m;

- sub acest strat se gasesc aluviuni, în grosime de 7-12 m, constituite din amestec

de bolovăniş, pietriş şi nisip;

- roca de bază este formată dintr-o alternanţă de nisipuri, păietrişuri , argile grase şi

prăfoase, cu înclinare dinspre amonte spre aval şi spre versantul stâng.

Barajul deversor din beton este de tip mobil cu prag lat, având şapte câmpuri deversoare cu

secţiunea de 160 m , echipate cu patru stavile segment şi trei stavile segment cu clapetă. 2

Soluţia constructivă aleasa este cu ploturi, independente având câte două rosturi din

radierul deversant situate la 4 m de la pile (in grosime de 4 m).

Disiparea energiei debitului evacuat se face în disipatorul de energie care este de tip bazin

în două trepte prevăzute cu praguri.

Lungimea frontului deversant estede 112 m, iar lungimea totală a frontului este de 142m.

Coronamentul barajului este carosabil, podul de şosea fiind de 10,2m lăţime, cu doua fire

de circulaţie de cate 4 m pe fir şi două trotuare de câte 1m, amplasate de o parte şi de alta a

carosabilului.

Carosabilul traversează atât barajul cât şi priza centralei.

26


Echipamentul hidrodinamic este constituit din:

-la baraj a) un set de 8 elemente de batardou identice de 16x1,27m/buc. de tip plan

alunecător având rolul de a obtura fiecare din cele 7 deschideri ale barajului deversor pentru

executarea unor lucrări de revizie sau reparaţie la stavile şi clapete.

Manevrarea elementelor de batardou în nişă, se face în current echilibrat cu ajutorul grinzii

de manevră 2x12,5 tf.-16m, prevăzută cu două cârlige capabile să cupleze şi decuplze in apă.

Etanşarea cu batardourile se face spre amonte cu:

- cauciuc profil “P” pe feţele laterale ;

- cauciuc tip”cuţit ” la prag şi între elemente.

b) macara portal 12,5/2x10 t.f.-5 m + 4,5 m + 2 m cu care se ridică ( coboară şi

translatează) elementele de batardou.

Macaraua traversează intreg barajul pe calea de rulare sprijinită pe pile şi culee, iar în

deschideri pe grinzi de beton.

c) stavilele segment cu clapetă în număr de 3 bucăţi, cu următoarele dimensiuni

şi caracteristici:

- construcţie tip cheson-metalică

-deschiderea în lumină 16m

-înălţimea stavilei 8,23m

-înălţimea clapetei 2,2m

-înălţimea totală ( stavilă+ clapetă) =10,43m.

Pragul stavilei se află la cota 64,81 mdMB, iar cota vârfului clapetei este 75,24 mdMB,

rezultând o gardă faţă de NNR de 0,24 m.

Corpul chesonat al stavilei este vizitabil având pe parţile laterale găuri de acces prevăzute

cu capace de închidere fixate în buloane.

Mecanismul de acţionare este electrodinamic, alcătuit din două grupuri simetrice, faţă de

axa deschiderii, amplasate în pile şi culee sub cota coronamentului, sincronizarea se face prin

arbore electric.

Transmiterea mişcării la stavile se face prin cele două lanţuri Gall cu bolţuri şi eclise,

situate la capetele stavilei.

d) stavilele segment sunt în număr de 4 bucăţi, având următoarele dimensiuni şi

caracteristici:

- tipul construcţiei metalice: cheson

- deschiderea in lumină : 16m

-înălţimea stavilei : 10,43m.

27


e) instalaţia de prevenire a îngheţurilor este constituită din electrocompresoare tip

ECS 1,5, amplasate câte două în pilele 2 şi 5 ale barajului, care produc aer comprimat ce se

distribuie în faţa fiecărei stavile printr-o conductă magistrală de 3’’ şi de la care se ramifică două

conducte de 2’’ pentru fiecare deschidere.

Rolul instalaţiei este de barbotare a apei în a monte de stavile astfel încât pet imp friguros

să nu se producă un pod de gheaţă în contact cu stavilele, putând conduce la indisponibilitatea

acestora sau în cel mai fericit caz la manevrarea greoaie în caz de necesitate.

f) instalaţia de încălzire asigură topirea gheţii ce s-ar putea forma pe ghidajele

laterale şi pe pragul stavilelor menţinându-se în starea de disponibilitate.

Încălzirea este de tip inductiv şi este amplasată în ghidajele şi pragurile deschiderilor 1 şi 7.

2.2.8. Centrala hidroelectrică

Centrala Călimăneşti este o centrală de tip baraj şi este amplasată în frontul de retenţie în

continuarea barajului deversor, de tip baraj subterană. Casa vanelor face corp comun cu clădirea

centralei. Debuşarea apei din centrală se face într-un bazin de liniştire.

Din punct de vedere geologic roca de bază şi de fundaţie are aceleaşi caracteristici cu ale

barajului.

Parametrii hidroenergetici principali sunt:

- debitul instalat: 380 m 3 /s

- puterea instalată : 40 MW

- căderea brută: 12.5 m

- producţia de energie electrică în anul hidrologic mediu= 79 GW.

Principalele elemente constructive ale centralei sunt:

Priza energetică are următoarele componente (echipamente hidromecaice):

a) Batardoul avansat S14-6,95x19,5 culisează în nişa situată în faţa gratarului şi are rolul de

punere la uscat a prizei pentru revizie şi reparaţie la gratare.

Manevrarea batardourilor se face cu o grindă de manevră Ma 6,95-2/5 şi cu macara de

12,5 tf. De la priză.

b) Grătarul rar 6,95x14,5-130/3. Fiecare din cele 4 deschideri este echipată cu un gratar fix

cu posibilitatea de demontare şi având următoarele caracteristici:

- deschidere în lumină 6,95m

- înălţime în lumină 14,5m

28


- lungimea între bare 180mm

- pasul barelor 194mm.

Vana plană rapidă 6,95x8,16/18,5 este cu acţionare hidraulică prin intermediul unui

servomotor cu simplu efect de Ø 300 şi a grupului de pompare ulei. Este o vană de tipul plană cu

roţi de rulare şi ghidare laterală.

Fiecare hidroagregat este echipat cu două astfel de vane rezultând 4 vane rapide pentru

centrală. Coborârea vanelor se face prin greutate proprie. Timpul de coborâre 2 min, iar timpul

de acţionare la ridicare este de 8min.

Macaraua portal (12,5x2x10) t.f. este multifuncţională şi se utilizează pentru manevrarea

batardourilor ( amonte şi avansat) a gratarelor, gratarelor plan şi polip a vanelor în cazul

demontării lor în vederea reparaţiilor.

− Sarcina principală 12,5 tf

− Sarcina auxiliară 210tf

− Deschiderea(distanţa dintre şine) 5 m

− Înălţimea de ridicare

deasupra solului 6 m

totală 20 m

− Şina de rulare CF 40

− Viteza nominală de ridicare 8m/min

− Viteza nominală de deplasare 31,5 m/min

− Graifar plan

− Graifar polip 1

Instalaţia de golire aspirator

Este alcătuită din două electropompe de tip MV-403 cu următoarele caracteristici:

− P=110 KW

− Q= 900 hm /3

− n=1500 rot/min

− H=25 m

Instalaţia de evacuare apă infiltrată în centrală

Evacuarea apei infiltrată în centrală se realizează cu electropompe de tip MA-200:

− P=22 MW

− Q=150 sm /3

− n= 1500 rot/min.

29


Gospodăria de ulei este reprezentată de trei rezervoare: unul de 5 de ulei curat Tb 58,

altul de 5 de ulei uzat Tb 58 şi un rezervor de 5 de ulei curat H9EP.

3m

3m 3m

Gospodăria de aer:

− Compresor aer ÎP, asigură perna de aer GUP-HA;

− Compresor aer JP, asigură presiunea de aer pentru frânare HA.

2.2.9. Bazinul de liniştire

Batardoul A-5-6,95 7,6/19,5 serveşte la obturarea tubului aspirator al centralei în vederea

reviziilor şi reparaţiilor la turbine.

− Numărul deschiderilor 4

− Numărul batardourilor 2

− Deschiderea în lumină 6950 mm

− Înălţimea în lumină 7600 mm

− Sarcina de calcul la prag 19,5 mca

− Tipul batardoului plan, alunecător cu 5 elemente (4

elemente inferioare plus un element superior)

− Echilibrarea presiunilor cu by-pass înglobat în elementul

superior

− Manevrarea cu macara portal 10 tf prin

intermediul grinzii de manevră 6,952/5

− Depozitarea cu nişe, câte 3 elemente de batardou

suprapuse.

Pentru punerea la uscat a aspiratorului, în vederea reparaţiei la turbină, s-au prevăzut două

nişe de batardou; în fiecare culisează două batardouri aval de tip A5-6, 95x7, 6/19,5.

Batardoul este format din 4 elemente inferioare şi un element inferior care are by-pass

pentru echilibrarea presiunilor.

Manevrarea elementelor de batardou se face cu macaraua portal de 10 t.f. prin intermediul

unei grinzi de manevră. Elementele de batardou se pot folosi şi pentru obturarea

deschiderilor din amonte de turbină.

30


2.2.10. Centrala

Centrala este obiectivul principal al amenajării în care sunt amplasate principalele instalaţii

şi agregate pentru producerea energiei electrice, instalaţiile de comandă şi control, instalaţiile

serviciilor interne (proprii şi generale). Echipată cu două hidroagregate de tip KVB 22,45-12,5

fiecare, având P i =20 MW şi Q i =190 m 3 /s prevăzută cu toate instalaţiile de bază şi auxiliare

specifice unui astfel de tip de turbină.

Debitul maxim prin turbine este de 205 , diametrul rotorului, D , turaţia

nominală , sensul de rotaţie este spre dreapta, căderea netă maximă,

căderea netă de calcul,

sm /3

,5, m

mmi 5800

min/33,83 rotn

,m13maxH 12H c căderea netă minimă, puterea

maximă la cupla turbinei corespunzătoare căderii nete

,5,11min mH

,13max mH , puterea


kW22450Pmax

,5,12 mHc , puterea


kW22450Pmax

,5,11min mH , debitul

maxim absorbit de turbină la căderea netă

kW19400Pmax

,13mmaxH s/m7,Q 194max 3 , debitul maxim

absorbit de turbină la căderea netă ,5m,12H c sm /205 3Qmax

sm /190 3

, debitul maxim absorbit de

turbină la căderea netă . ,5,11 mminH Qmax

Randamente garantate

− Sarcina maximă admisibilă de aspiraţie la căderea netă mH 13max în condiţiile realizării

mkWP 22450max H s 4,1max ,

− Sarcina maximă admisibilă de aspiraţie la căderea netă mH c 5,12 în condiţiile realizării

mkWP 19400max H s 9,1max ,

− Sarcina maximă admisibilă de aspiraţie la căderea netă mH 5,11min în condiţiile realizării

mkWP 22450max H s 6,0max .

Turaţia maximă de ambalare la funcţionarea turbinei cu păstrarea legăturii combinatorice,

,iar în cazul ruperii legăturii combinatorice, min/135rotna min/160rotna .

Partea de curgere cuprinde camera spirală, care are unghiul maxim desfăşurare de 180°,

secţiune radială este trapezoidală cu plafon plat, dimensiunile secţiunilor de intrare

6885 , viteza medie de curgere a apei în secţiunea de intrare, statorul

turbinei cu diametrul de intrare

mm9850 ,/0,3 smVm

,91801 mmD diametrul de ieşire înălţimea

numărul coloanei inclusive pintenului spiralei,

,7800mme D

,,2330mm0H 12sZ coloanele sunt profilate

hidrodinamic, aparatul director este caracterizat de diametrul de aşezare al palelor,

31


,6700mmDa înălţimea numărul palelor directoare Z=24, profilul paletelor este

simetric, deschiderea maximă posibilă a paletelor este de 60mm, rotorul turbinei are diametrul

periferiei paletelor diametrul butucului

,23200 mmH

,5800mmDi ,2090mmd numărul paletelor

Z=4,unghiul maxim posibil de închidere al palelor este de -10°, iar unghiul maxim posibil de

deschidere al palelor este de 20°, tubul de aspiraţie cu diametrul secţiunii de intrare

înălţimea totală a tubului de aspiraţie h=15660mm, lungimea tubului de aspiraţie

din axul turbinei L=26100mm, dimensiunile secţiunii de ieşire: arborele

turbinei cu diametrl ciupercii din zona lagarului D=1000mm, diametrul exterior al arborelui

d=750mm, diametrul interior al arborelui d=400 mm, lungimea arborelui L=7685 mm, ventil de

rupere la vacuumul DN 200 cu diametrul de 200mm, înălţimea totală a ventilului H=510mm,

coloana de distribuţie cu o lungime totală L=11045mm, gura de vizitare a camerei spirală are

dimensiunile lungimea gurii de vizitare L=1000mm, servomotor AD ø

370 cu diametrul pistonului cursa teoretică a servomotorului cursa

minimă majorată

,7841mmD

a

,7600mm

615maxS

Pa 24200

Pn 21780

n 10500

I n

cos

16900

,850mm

370mmDsm

.735mm

1600

maj

b

maxS

, ,mm

Admisia apei la turbină se realizează prin două deschideri şi camera spirală din beton.

Evacuarea debitului turbinate se face printr-un aspirator din beton în bazinul de liniştire şi

regularizarea aval până la confluenţa cu albia râului Siret.

Generatorul

Generatorul este de tip hidrogenerator vertical sincron (HVS) 794/100-72 cu următoarele

caracteristici:

− Putere nominală KVA

− Putere nominală activă kW

− Tensiunea nominală VU

− Curentul nominal statoric A6,1330

− Factorul de putere nominal 9,0

− Frecvenţa nominală Hz f 50

3,83 rotn

200na

6200

− Turaţia nominală min/

− Turaţia de ambalare min/ rot

− Moment volant tmpGD

32


− Randament sarcina nominală 97,2%

− Curent de excitaţie la sarina nominală A IeN 790

− Tensiunea de excitatie VU e 300

− Numărul fazelor 3

− Conexiunea fazelor în stea

− Reactanţa sinusoidală longitudinală ..95657,0 ruxd

− Reactanţă tranzitorie longitudinală ..65054,0 ruxd

− Reactanţă supratranzitorie longitudinală 29591 ,0'' dx

− Reactanţa înfăşurării de excitaţie ..08145,1 ruxe

− Rezistanţa ohmică a înfăşurării statorului la 75° 033,0)75(1R

− Rezistanţa ohmică a înfăşurării de excitaţie la 75° 268,0)75(2R

− Diametrul interior al statorului mm Di 7500

− Lungimea pachetului de tole mm L 1000

− Greutatea totală tG 44,345

− Numărul de bucăţi pe centrală 2

Partile principale ale generatorului sunt urmatoarele :

Statorul hidrogeneratorului – care formează partea de indus a hidrogeneratorului,

se compune din:

- carcasa de formă circulară nedivizată, de construcţie sudată, executată din tablă de oţel

laminat;

- pachetul de tole statorice – format din tole stanţate din tablă silicioasa. Pachetul de tole

statorice formează circuitul magnetic al indusului. Este realizat din 13 pachete elementare, între

care sunt dispuse circular cu direcţia radială, piese distantoare cu profil special cu ajutorul cărora

se realizează canalele radiale de ventilaţie. Pachetul de tole este fixat de carcasă prin intermediul

unor pene bulon cu profil în forma de coada de rândunică.

- înfăşurarea statorică, care formează circuitul electric, la bornele cărora se obţine sistemul de

tensiuni trifazate. Bobinajul statoric este executat din conductori de cupru electrolitic în două

straturi de tip buclat, cu pas scurtat cu număr fracionar de crestături pe pol şi fază.

33


Rotorul hidrogeneratorului

Are în componenţă urmatoarele părti principale:

- arborele – prin care se face transmiterea cuplului motor-turbină – generator. Este executat

prin forjare şi tratare termică. El se cuplează în partea inferioară cu arborele turbinei prin

intermediul unei flanşe (cuplă). În arbore este executată o gaură centrală ce are ca scop realizarea

spaţiului necesar pentru coloana de distribuţie a sistemului de reglaj.

- polii rotorului – se compun din tole stantate din tabla de OL37 de 2mm. Pachetareaşi

strângerea se face cu ajutorul plăcilor de strângere şi a buloanelor. În talpa polului este amplasată

înfăsurarea de amortizare formată din şase bare din Cu cu secţiune circulară. Înfăşurarea de

amortizare este scurtcircuitată cu ajutorul inelelor de scurtcircuitare legate între ele prin legături

elastice;

- înfasurarea de excitaţie se compune din bobine individuale legate în serie, executate din Cu

electrolitic de secţiune specială. Legatura dintre sursa de alimentare şi înfăşurarea de excitaţie se

face prin legaături rotot, care sunt îngropate în două canale executate în arbore şi închise cu pene.

Steaua superioară – este o construcţie sudată din tablă groasă şi se compune din:

- corpul stelei care formează baia de ulei în care se montează lagarul axial şi lagărul radial. Pe

suprafaţa exterioară a corpului, în decupări special executate se montează răcitoarele de ulei ale

lagarului;

- patru braţe prin care steaua se sprijină pe carcasă. Steaua superioară preia întreaga sarcină

axiala a hidrogeneratorului.

Steaua inferioara – este o construcţie metalică sudată din tablă groasă şi se

compune dintr-o parte centrală şi patru braţe demontabile, care prin intermediul a patru plăci se

sprijină pe beton. În corpul stelei se montează lagarul radial inferior, capacul având şi rol de vane

de ulei. În capacul inferior al vanei, sunt montate răcitoarele de ulei ale lagarului. Steaua este

demontabilă, asigurând în acest fel scoaterea capacului turbinei. Pe braţele stelei în partea

superioară este montat scutul inferior, iar în partea inferioară diafragma care separa puţul

generatorului de puţul turbinei.

Lagarul axial –radial superior – serveste pentru preluarea sarcinii axiale

compuse din greutatea tuturor părţilor rotitoare şi împingerea axială a apei. Este de tipul pe

suporţi elastici şi se compune din:

- partea mobilă – patina lagarului care se montează pe butucul lagărului prin intermediul

buloanelor.

- partea fixă – formată din 10 segmenti dispuşi circular şi sprijiniţi pe arcuri montate în placa

de baza a lagarului. Dispunerea arcurilor creează o excentricitate a suprafeţei de sprijin care

favorizează formarea peliculei de ulei. Deasupra lagarului axial în aceeasi vană de ulei este

34


montat şi lagărul radial superior care este format din şase segmenti oscilanţi cu posibilitatea de

reglare radială pentru centrare faţă de arborele hidrogeneratorului. Răcirea se realizează cu

ajutorul celor patru răcitori de ulei dispuşi circular. Agentul de răcire este apa. Răcitoarele sunt

legate în serie.

Lagărul radial inferior – este prevăzut cu şase segmenţi sprijiniţi pe buloane

reglabile, având aceeaşi construcţie ca şi lagărul superior. Răcirea se face cu ajutorul răcitoarelor

de ulei, agentul de răcire fiind apa.

Sistemul de frânare şi ridicare – Generatorul este dotat cu patru dispozitive de

frânare-ridicare cu ajutorul cărora se realizează frânarea rotorului agregatului în timpul opririi şi

ridicarea rotorului după o perioadă de 24h de staţionare sau în timpul reparaţiilor. Acţionarea

dispozitivelor de frânare se face cu aer comprimat de 7atm., iar pentru ridicare dispozitivele sunt

acţionate cu ulei sub presiune de 40 atm.

Instalatia de racire si ungere – Răcirea uleiului din vanele lagărelor se

realizează cu ajutorul răcitoarelor de ulei al căror agent de răcire este apa. Răcirea aerului de

ventilaţie se realizează cu ajutorul a patru răcitoare de aer aşezate simetric pe periferia carcasei.

Sistemul de ventilatie – Generatorul este prevăzut cu ventilaţie cu aer în circuit

închis, răcirea efectuându-se cu răcitoare cu apă. Circulaţia aerului este asigurată de către

ventilatoarele axiale montate pe rotor. Construcţia generatorului asigură şi posibilitatea trimiterii

aerului cald spre exterior, în scopul încălzirii sălii maşinilor.

Sistemul de control termic – Controlul termic al generatorului se efectuează cu

ajutorul termorezistenţelor plate pentru fier şi bobinaj stator şi cu ajutorul termorezistenţelor

cilindrice pentru segmenţii lagărului, uleiului din vane şi aer de ventilaţie. În caz de depăşire a

temperaturilor în punctele indicate se prevede deconectarea hidroagregatului de la reţea.

Instalaţia de stins incendiu – Pentru eliminarea unui eventual incendiu în

interiorul maşinii, generatorul este prevăzut cu instalaţia de stins incendiu cu apă. Sistemul de

stins incendiu se compune din două conducte circulare perforate şi prevăzute cu diuze, pentru

injectarea apei la capetele înfăşurării statorului. Alimentarea conductelor circulare se face din

două racorduri dispuse diametral, de la conducta magistrală de apă de răcire. Acţionarea

instalaţiei poate fi făcută manual sau automat prin ventilul electromagnet prevăzut în schemă.

Excitatoarea este de tip EVSDR 190/35-20 şi area caracteristicile :

− Puterea nominală kW Pn 280

− Tensiunea nominală kVU n 300

− Curentul nominal de excitaţie A I en 28

35


− Turaţie nominală min/ 3.83 rotn

− Tensiunea maximă VU 530 max

− Rezistenţa ohmică la temperatra de 75° a înfaşurării poliexcitaţie 5,4) 75(R

− Greutatea excitatoarei G=13,73t.

Reostatul de excitaţie este de tip RE 58/35 având :

− Tensiunea nominală VU n 220

− Curentul nominal A I n 30

− Rezistenţa totală 58R

− Greutatea reostatului de excitaţie kgG 115

Rezistenţa de ezexcitare rapidă a excitatoarei

− Tip RD 29/35

− Tensiunea nominală VU n 230

− Curentul nominal A I n 28

− Rezistenţa ohmică la temperatura de 75° 29) 75(R

− Durata de funcţionare undesec7

− Greutatea rezistenţei G=25kg

Generatorul sincron de reglaj

− Tip AVM 140/10 -72

− Putere nominală VA Pn 400

− Tensiunea nominală V VU n 30/17;220/127

− Curentul nominal A I n 93,1/79,0

− Frecvenţa f=50 Hz

− Turaţia nominală min/ 3,83 rotn

− Greutatea 673 kg.

36


3. FUNCŢIONAREA TURBINELOR DE LA C.H.E. CĂLIMĂNEŞTI CU

UN NIVEL SCĂZUT ÎN AVAL

Turbinele de la CHE Călimăneşti funcţionează fară ca treapta din aval, CHE Cosmeşti, să

fie amenajată şi evacuarea apei din turbine este facută cu cote scăzute în bazinul de liniştire, aşa

cum rezultă din cheia limnimetrică din bieful aval, în regim nepermanent.

În condiţiile debitelor normale pe Siret , cand se funcţionează numai cu grupurile din

centrală şi nu se deversează, nivelul din aval este mai coborât cu 4…5 m decât cota impusă prin

proiect de 62,50 mdMB, care asigură contrapresiunea necesară turbinelor (între mH s 2

pentru P=22,5 MW la H=12,5 m şi mH s 6,0 pentru P=19,4 MW la H=11,5 m). În consecinţă

se funcţionează cu înălţimi de aspiraţie pozitive , mH s 2...1 .

În continuare se va proiecta turbina Kaplan în condiţiile în care puerea instalată este de 15

MW şi căderea H=15 m.

Fig. 3.1. Bieful aval al CHE Călimăneşti

37


3.1 Determinarea parametrilor de calcul ai turbinei Kaplan

Turbinele hidraulice fac parte din maşinile hidraulice, deci din cele în care are loc o

transformare a energiei din hidraulică, ori invers, prin intermediul unui fluid care de regulă este

apă sau ulei.

Maşinile care transformă energia hidraulică în energie mecanică se numesc “motoare

hidraulice” sau turbine hidraulice. Cele care transformă energia mecanică în energie hidraulică se

numesc “generatoare hidraulice” sau pompe.

Maşinile în care energia mecanică primită la arbore se transformă în energie hidraulică şi

din nou în energie mecanică se numesc transformatoare hidraulice; cele realizate pentru a

funcţiona în condiţii optime atât ca turbine, precum şi ca pompe, se numesc maşini hidraulice

reversibile.

Parametrii fundamentali ai turbinelor

O turbină se caracterizează din punct de vedere funcţional prin următorii parametrii:

Debitul smQ

3

Căderea mH

Puterea kWP

Rotaţia minrotn

Randamentul %

Turbina Kaplan

Tubinele Kaplan şi cele elicoidale sunt utilizate cu eficienţă maximă în zona căderilor

mici, H= 10…75 m şi debitelor foarte mari ajungând până la debite de Q= 700…800 m /s.

Puterile pe unitate au crescut în ultima vreme din ce în ce mai mult şi cu acestea au crescut

dimensiunile.

3

38


Debitul turbinei

Este definit prin cantitatea de apă ce intră în maşină în unitatea de timp. Debitul se exprimă

în unităţi de volum, de greutate sau de masă, raportate la unitatea de timp.

Căderea turbinei

Se defineşte plecând de la noţiunea de energie specifică a lichidului, care se poate exprima

ca energie totală E raportată la greutatea fluidului G sau la masa M. Astfel:

kg

mNvgz

p

M

EY

fluidcoloanămg

vz

p

G

Ee

,2

.,2

2

2

Fiecare din termenii de mai sus exprimă una din formele cunoscute ale energiei specifice a

lichidului p sau

p - energia de presiune a lichidului; gz sau z – energia specifică de poziţie;

gv

22

sau 22v - energia specifică cinetică a lichidului.

Căderea brută Hb a amenajării

Căderea brută Hb se defineşte ca fiind diferenţa dintre energia specifică a curentului din

amonte şi din avalul centralei:

g

vvzz

ppeeH avam

avamavam

avamb 2)(

22

,

dar cum şi atavam ppp 0 avam vv ,

avamb zzH

Rezultă deci că diferenţa pe verticală dintre cotele nivelurilor apei din amonte şi din aval

reprezintă căderea brută Hb.

39


Căderea turbinei H

Considerând secţiunea de la intrarea în turbină cea notată cu i şi ieşirea cu e, căderea

turbinei se exprimă sub forma ei eeH , deci:

g

vvzz

ppH ei

eiei

2)(

22

Deoarece la trecerea curentului prin sistemul de aducţiune de la baraj la turbină apar

pierderi hidraulice ( ), iar la ieşirea din turbină curentul are încă energie ( ),

căderea turbinei H este mai mică decât căderea brută H

padh ieşeşipe he

b. Astfel:

iesirepadpb hhHH

În cazul nostru caderea turbinei H= 15 m.

Puterea turbinei

Într-o conductă sau canal, de secţiuni şi pante constante, ce constituie aducşiunea unei

centrale hidroelectrice, dacă un volum de apă V, de greutate VG se deplasează dintr-o

poziţie 1 într-o poziţie 2, în aşa fel încât distanţa dintre centrele de greutate este ei zzH , se

obţine lucrul mecanic:

VHL

şi puterea

QHP .

După cum ne referim la căderea brută Hb, la căderea turbinei H sau la căderea utilă

, se obţine: efu HH

bam QHP puterea amenajării;

QHPP ha puterea hidraulică sau puterea absorbită de turbină.

P= 15 MW

40


Randamentul turbinei

Prin randament sau eficienţă se înţelege, în general, raportul dintre energia furnizată Ef de

un sistem si energia absorbită Ea:

rare

ieşeşi

a

f

E

E

E

E

int

.

Ca în orice sistem energetic, şi în turbina hidraulică transmiterea de energie de la curentul

de apă la rotorul acesteia se efectuează cu o anumită pierdere. Această pierdere este definită şi

măsurată prin randamentul turbinei:

QH

P

P

P

a

Se estimează randamentul:

η= 0,89÷0,92

η = 0,975 mvm

h

η =0,98 v

Aleg η=0,9 94,098,0975,0

9,0

h

Calcularea debitului turbinei:

smQsmQ

kWHQgP

/26,11394,01581,910

1015/

Hg

P 33

63

Înălţimea barometrică:

mg

pAH v

b 900

33,10 , unde p reprezintă presiunea de vaporizare a apeila 20°C,

iar A reprezintă altitudinea amplasamentului.

v

A=75 mdM

mH b 00667,1024,0900

7533,10 .

41


Înălţimea de aspiraţie:

Hs - înălţimea de aspiraţie reprezintă diferenţa de nivel dintre axul turbinei şi cota din aval.

HkHH bs

unde:

k = coeficient de siguranţă: se allege k=1 )2.10.1(k

σ = coeficient de cavitaţie: σ =1

mH

mH

mH

20,835,0

2015,91,0

15,1

m-4,99331500667,10 sH

Pentru determinarea dimensiunilor propuse vom calcula numai coeficienţii care ne

interesează.

După cum se observă in calculul coeficienţilor intervine mărimea ns care reprezintă

rapiditatea turbinei. Calculul rapidităţii presupune parcugerea următoarelor etape:

Calculul rapidităţii critice:

La o turbină Kaplan, pentru o anumită cădere netă H, înălţime de aspiraţie H şi

înălţimea barometrică H b date din condiţia evitării apariţiei cavitaţiei rezultă următoarea

expresie a rapidităţii maxime, denumită şi rapiditate critică:

s

1005.1

24

30000

sb

bs

HH

HH

ncr

min/91,744100

9933,400667,10

5,100667,101524

30000rotn crs

n

42


Calculul rapidităţii ns:

Rapiditatea reală n se alege cu cateva procente mai mică decât cea critică n . Anume , se

alege prima turaţie sincronă

s crs

pn

3000 , unde p reprezintă numărul de perechi de poli ai

alternatorului, mai mică decât turaţia n care corespunde rapidităţii n . c crs

Rapiditatea ns trebuie să îndeplinească următoarea condiţie:

crcr sss nnn 95,092,0 . Alegem: min/217,70094,0 rotnncrs .

Calculul turaţiei de sincronism:

min/721,14415/101536,1

15217,700

/'

3rot

HP

Hnn

cp

s

,

unde P cpcp 20400101536,1 3

în funcţie de n’ stabilim numărul de perechi de poli:

729,20721,144

3000

'

3000

np si alegem p=21 perechi de poli.

rot/min.8541,14221

30003000

pn

Recalculăm ns :

min/1988,691/ rotHPH

nn cps .

43


3.2 Dimensionarea turbinei

Turbinele Kaplan s-au impus în tehnica modernă prin calităţile superioare ca: randamente

ridicate, dimensiuni şi greutăţi specifice reduse, puteri mari pe unitate, în domeniul caderilor

joase H= (70=÷50÷12 m şi a debitelor foarte mari Q= 500÷800m . s/3

Reglarea simultană a paletelor aparatului director şi a rotorului permite funcţionarea în

regimuri optimizate cu randamente ridicate în domeniu larg de debite şi puteri.

Randamentul turbinei se alege în funcţie de performanţele obţinute pe plan mondial.

Dimensiunile principale ale turbinei pot fi determinate prin mai multe metode, cum ar fi:

dimensionarea după metoda similitudinii, metoda statistică aplicată la turbine Kaplan, metoda

coeficienţilor de viteze ( Thomann), metoda mărimilor unitare pentru turbine Kaplan

nestandardizată, metoda profesorului Vadot, metoda topogramelor turbinelor Kaplan

standardizate, metoda profesorului Nechleba, metoda diametrului economic ş.a.

Dimensionarea turbinei constă în determinarea dimensiunilor principale ale rotorului

turbinei. Gabaritele principale ale turbinei se determină cunoscând parametrii de calcul:

Căderea netă de calcul H [m];

Puterea turbinei P [m3/s];

Pentru determinarea dimensiunilor principale ale rotorului turbinei vom folosi două

metode:

Metoda Dorin Pavel

Metoda Thomann – a coeficienţilor de viteză

Se folosesc următoarele notaţii:

Z numărul de pale rotorice;

D1 diametrul exterior al turbinei;

Db=DF diametrul butucului.

44


3.3 Calculul rotorului

Fig. 3.2. Rotor HA1 CHE Călimăneşti

3.3.1 Alegerea sectiunilor de calcul şi calculul triunghiurilor de viteze

3.3.1.1. Metoda Dorin Pavel

Aceasta metoda este una dintre numeroasele metode statistice cunoscute în literatura .

Orice diametru „Di” din masină poate fi scris sub forma:

H

QnaD sii )(

Coeficienţii au următoarele relaţii de calcul: )( si na

ss

nn

a 410390

385.0'

45


sna

27037.01

ssn2 na 00002,0

25236.0

intă diametrul centrelor de basculare ale palelor de aparat director.

arat director în poziţia de calcul

t tor.

D , diametrul imediat aval de ieşirea din rotor este cu câteva procente mai mic decât D .

Diametrul butucului în dreptul diametrului D este:

unde

D’ reprez

D 0 reprezintă dimetrul bordurilor de fugă al palelor de ap

maxim deschis.

D1 este diametrul de intrare, imediat în amon e de ro

2 1

1

1Ddbb D

5,1

160034,0

sn [m]

Butucul rotorului are

bd

în dreptul mujlocului palei un diametru D ’ sporit faţă de D

datorită fusul palei. Construcţiile moderne conduc la expresia

diamet

D ’=

D reprezintă dimetrul de intrare în aspirator.

legerea numărului de pale rotorice:

Cunoscând valoarea rapidităţ ns se pot calcula coeficienţii ce intervin în calculul

dimensiunilor de gabarit pe care ni le-am propus.

b b ,

discului buton, care poartă

rului bosajului sferic:

b bs Dn )0001,018,1( .

3

0B , înălţimea palelor de aparat directorb’= 5,001,013,0 sn .

A

Pentru căderi aflate în intervalul 10÷24 de metri numărul palelor rotorice se recomandă a

fi: 4z .

ii

0.88010390

385 n

.0' 40

ss

na ,

rezultă: m 4,55915

113,2560.880'' 00

H

QaD

76.0270

37.01 sn

a ,

rezultă: mH

QaD 114.4

15

113,2560.8211

46


mD

D

nd b 422.0

sb 5

150034.0

15.1 ,

rezultă: mDdD bb 738,1114.40.42251

mDnD bsb 93,1)0001.018.1('

7384,0252

36,02 sn

a

Atunci D =3,993m, 2

mD

Dd b

b 4225,019,691

150034,0

5,11

mDb 738,1114,44225,0 Rezultă ,

392,001,013,0' 5,0 s

nb 87,1' 00 DbB m.

nn, în anul 1930, deci în prima fază a

const

comparaţia cu alte metode mai noi.

Metoda coeficienţilor de viteză este o metodă statistică, în care fiecare diametru poate fi

scris sub forma:

3.3.1.2. Metoda coeficienţilor de viteză (Thomann)

Metoda a fost dezvoltată de profesorul Thoma

rucţiei de turbine Kaplan. În principal, metoda se aplică la turbine cu căderi sub 30m şi

poate servi pentru

n

HnkD sui )(6.84

Pen di e care ni le-am propus să le determinăm vom calcula următorii

coeficienţi:

şi

tru mensiunile p

ubui kk , Q

Qc , functie de

Pentru avem următorii coeficienţi:

.sn

600sn

.950,0Q

Qc 6,11 uk , ,63,12 uk ,66.13 uk ,73,0ub 0k 322,0k , ,382,000

iD

Bb

Pentru s avem urmă 700n torii coeficienţi:

, ,410,000

iD

Bb 970,0

Q

Qc , k , ,80,12 uk ,82.13 uk ,75,0ubk 334,00 k77,11 u

Qc reprezentând debitul de calcul.

47


Folosind interpolarea liniara au rezultat urmatorii coeficienti si respectiv diametre:

755.160.177.1

60.1

600700

60016,69111

uu kx

k

785.163.180.1

63.1

600700

60016,69122

uu kx

k

805.166.182.1

66.1

600700

60016,69133

uu kx

k

749.073.075.0

73.0

600700

60016,691

ubub kx

k

333.0322.0334.0

322.0

600700

60016,69100

kx

k

969.095.097.0

322.0

600700

60016,691

Q

Qx

Q

Q cc

4078.0382.0410.06007000

382.060016.691

b bx

Conform formulei diametrului de mai sus, rezulta:

Diametrul periferic al rotorului: 025.46.84 111 Dn

HkD u m

Diametrul la iesirea din rotor: 096.46.84 222 Dn

HkD u m

Diametrul la intrarea in aspirator: 1432.46.84 333 Dn

HkD u m

Diametrul butucului rotorului: 718.16.84 bbub Dn

HkD m

Inaltimea palelor directoare: 642.101D

Cu ajutorul lui 0b ,se deduce

0 BB

b m.

si diametrul corespunzator bordului de fuga al aparatului

im deschis: D0

director in pozitia max

041,40756.0

0

10

0

DHDkb

QD m.

48


entralizarea rezultatelor:

Tab 3.1. Tabel centralizator secţiuni de calcul

e D

C

Metoda/marim a m Do' o D1 D2 Db Db' D3 Bo Dorin Pavel 4. 1.9 0 759 4.113 4.113 1.738 3 − 1.870 Thomann − 4. 4. 4. 5 4. 040 025 02 1.718 142 1.641 Marimi alese 4.6 4 4 4 1.650 1.85 1.750 4 Marimi corectate 5.29 − 5.090 5.090 2.100 − − −

Rezultă un raport: 413.01

D

Db .

Zona de curgere prin rotor, între diametrul periferic D1 AD si diam

, se imparte in 3 tuburi de curent, care du ebit: Q/3. Diametrele care

iteaza tubul de curent din mijloc sunt notate D si D . Ariile secţiunilor

inarea diametrului axei fiecarui tub de curent, axe pozitionate la

diametrele DB, DC si DE.

etrul butucului, notat

bF

transversale ale acestor tuburi sunt egale si se determină din egalitaţile de mai jos. Diametrele D

DD

delim

c acelasi d

, unde DD

si D permit apoi determ

2

2

21

bF

C

B

DDD

DDD

DDD

Pentru fiecare tub de curent, se consideră ca parametrii mişcării sunt cei corespunzători

axei tubului. Rezultă astfel 5 secţiuni de calcul : cea de la periferie, numerotată cu 1, cele trei axe

ale tuburilor de curent, numerotate de la 2 la 4, respectiv sectiunea de la butuc, numerotata cu 5.

S-au obtinut urmatoarele valori :

433.3718.13

1025.4

3

2

3

2

3

1 22221 bDDD m,

715.2718.13

2025.4

3

1

3

2

3

1 22221 bDDD m,

49


din care au rezultat urmatoarele diametre ale celor 5 sectiuni de calcul:

m (ales anterior) 41 D

717.32

433.3025.4

21

DD

DB m

074.32

433.3715.2

2

DD

DC m

182.22

ED718.1433.3

2

bDD m,

Fig. 3.3. Principalele dimensiuni ale rotorului

3.3.2. Calculul triunghiurilor de viteze pentru fiecare secţiune de calcul

nfluenţă. Proiectarea rotorului presupune cunoaşterea vitezelor de la

intrar

uchia

arametrii mişcării pentru fiecare tub de curent sunt constanţi şi egali cu cei

ine ortogonală, cu unghi

unde 65.15 bDD m (ales anterior).

Prin secţionarea rotorului turbinei Kaplan cu un cilindru de rază r şi aplatizare se obţine o

reţea dreaptă definită prin geometria profilului, prin t/l şi β s . Curentul la trecerea prin reţea este

definit prin vitezele şi unghiurile respective, în afara zonei de influenţă şi în imediata vecinătate a

bordului de atac şi de fugă. De regulă ne referim la elementele cinematice şi unghiulare specifice

intrării şi ieşirii din zona de i

e şi ieşire de pe profil.

Pentru fiecare din cele 5 secţiuni de calcul se determină triunghiul vitezelor de pe m

de intrare (cu indicele 1) si de pe muchia de iesire (cu indicele 2), in urmatoarele ipoteze:

- se considera ca p

din axa tubului;

- se admite ieşirea din turb 902 si componenta tangeţială a vitezei

absolute nulă: 02 c .

Triunghiurile de viteze necesită calculul urmatoarelor mărimi: viteza de transport u (egaă

la intrare şi ieşire într-o secţiune de calcul), componenta meridiană sau axială a vitezei absolute

cm (egală la intrare si ieşire într-o secţiune de calcul, conform ipotezei vârtejului potenţial),

componenta tangenţiala a vitezei absolute la intrare c1φ , componenta tangenţială a vitezei

absolute c∞φ aferentă triunghiului de referinţă notat cu indicele , viteza absolută la intrare c1, la

infinit c∞ si la ieşire c2, viteza relativă la intrare w1, la infinit w∞, respectiv la ieşire w2, precum

si ungh β∞ 2, α1, α∞. iurile specifice triunghiurilor de viteze la intrare, la infinit si la ieşire : β1, , β

50


Calculele se efectueaza cu urmatoarele relatii pentru fiecare secţiune i=1 .

Viteza de transport este definita prin relatia :

5

60

2 nRu

,

rezultand valorile:

m/s 919.2960

857.142221

u

m/s 799.2760

857.14285.122

u

m/s 992.2260

857.142536.123

u

m/s 323.1660

857.142091.124

u

341.12605

857.142825.02

u m/s.

Componenta meridiană a vitezei absolute cm este egală la şire într-o secţiune

de calcul, însa va

intrare si ie

riază pe direcţie radială, între butuc şi periferie )(Rcc mm .Formula de calcul

este urmatoarea:

221 bRR

Qmc

,

816.10825.02

26.11322

mc .

uc si perife

ntrare

la infinit

Şi sarcina turbinei variază pe direcţie radială, H=H(R), între but rie, ceea ce

conduce la variaţia componentei tangenţiale a vitezei absolute la i R , şi implicit

la variaţa componentei tangenţiale a vitezei absolute

cc 11

Rc c . Pentru intrare,

formula de calcul a vitezei tangenţiale este urmatoarea:

ii u

hHgc

,

cu unitatea doar in secţiunea 3 si are valoarea cea mai mica

la butuc. Rezulta urmatoarele valori:

1

Coeficientul sarcinii este egal

m/s 632.4919.29

94.01581.911

c

51


m/s985.4799.27

94.01581.921

c

m/s 028.6992.22

94.01581.931

c

m/s 490.8323.16

94.01581.941

c

m/s 230.11341.1251

94.01581.9

c .

Vitezele relative la intrare se calculeaza cu ajutorul relatiei:

21

2 1 )(

iiimi cucw ,

de unde rezulta valorile:

m/s 521.27)623.4919.29(816.10 2211 w

m/s 267.25)985.4799.27(816.10 221 w

m/s 143.20)028.6992.22(816.10 2231 w

m/s 391.13)490.8323.16(816.10 2241 w

m/s918.10230.11341.12(816.1051 w 22

Unghiul dintre viteza de transport u si cea relativa w1 la intrare se calculeaza cu :

ii

imi cu

c

1

1 arctg

,

si are urmatoarele valori:

011 244.23

632.4919.29

861.10arctg

021 458.25

985.4799.27

861.10arctg

031 629.32

028.6992.22

861.10arctg

041 202.54

490.8323.16

861.10arctg

051 155.84

230.11341.12

861.10arctg

.

52


Unghiul dintre u si w2 la iesire se calculeaza cu relatia:

i

mii u

carctg2 ,

de unde rezultă urmatoarele valori:

012 951.19

919.29

861.10arctg ;

022 341.21

799.27

861.10arctg ;

032 285.25

992.22

861.10arctg ;

042 638.33

323.16

861.10arctg ;

052 348.41

341.12

861.10arctg .

Unghiul dintre u si c1 la intrare se calculează cu rela

ţia:

i

mii c

c

11 arctg ,

de unde rezultă urmatoarele valori:

011 901.66

632.4

861.10arctg ;

021 343.65

985.4

861.10arctg ;

031 969.60

028.6

861.10arctg ;

041 983.51

490.8

861.10arctg ;

051 043.44

230.11

861.10arctg .

Diferenţa dintre si i2 (care trebuie sa fie mai mica decât 23º) are valorile : i1

;292.3 01211

;117.4 02221

;343.7 03231

;560.20 04241

53


.806.42 05251

În cazul în care nu este îndeplinită condiţia ca diferenţa dintre i1 si i2 sa fie mai mică

Viteza relativă la infinit (viteza de referinţă a reţelei) se calculează cu relaţia :

de 23°, atunci se mareşte D1 şi D b astfel încât raportul D1 / D b să fie constant.

212

2

iimii

cucw

,

şi are u atoarele valori:

rm

;m/s 663.292

632.4919.29861.10

22

1

w

;m/s 539.272

985.4799.27861.10

22

2

w

m/s; 739.222

028.6992.22861.10

22

3

w

;m/s 243.162

490.8323.16861.10

22

4

w

.m/s 775.122

230.11341.12861.10

22

5

w

ii

mii cu

c

1

arctg

cu urmatoarele valori:

;478.21632.4919.29

861.10arctg 0

1

;228.23985.4799.27

861.10arctg 0

2

;530.28028.6992.22

861.10arctg 0

3

;963.41490.8323.16

861.10arctg 0

4

.228.58230.11341.12

861.10arctg 0

5

54


Nefiind îndeplinită condiţia de mai sus de face o a doua iteraţie cu rezultatele centralizate

in tabelul 3.2.

Tabel 3.2. Calculul mărimilor de intrare, respectiv de ieşire

Marime/Sectiune A B C E F

R 2.545455 2.355208 1.933183 1.375703 1.05

u 38.07991 35.23383 28.92036 20.58046 15.70796

cm 6.705

c1 φ 3.639789 3.933799 4.79257 6.73468 8.82373

c2 φ 0.000

w1 35.08677 32.01018 25.04216 15.38393 9.610013

w2 38.66574 35.86618 29.68748 21.64521 17.07922

β 1 11.01718 12.09134 15.5308 25.83985 44.24519

β 2 9.986402 10.77487 13.05342 18.04582 23.116

α 1 61.50552 59.60074 54.44454 44.87431 37.23139

α 2 90.000

β 1 - β 2 1.030775 1.316471 2.477381 7.794033 21.1292

w ∞ 36.87477 33.93595 27.35847 18.47299 13.13627

β ∞ 10.47678 11.39571 14.18696 21.2829 30.69274

În acest caz este îndeplinită condiţia ca diferenţa dintre i1 si i2 sa fie mai mică de 23°

3.3.3. Alegerea profilelor rotorice şi stabilirea unghiurilor de aşezare

Pentru construirea palelor rotoarelor turbinelor axiale se utilizează profile hidrodinamice,

ale căror caracteristici geometrice sunt stabilite pe cale teoretică sau experimentală şi care apoi se

stusiază în laboratoare, unde li se determină şi caracteristicile hidrodinamice. Rezultatele

cercetărilor sunt concentrate într-o curbă pentru diferite unghiuri de incidenţă.

Profilele hidroaerodinamice sunt caracterizate prin următoaarele mărimi geometrice

Zvelteţea profilului care caracterizează dinpunct de vedere geometric şi hidrodinamic

forma palei.

55


La turbinele axiale – turbinele de joasă cădere – palele sunt în general lungi şi suple.Ele

sunt mai groase şi mai scurte la butuc unde solicitarea este maximă şi mai subţiri la periferia

rotorului, unde solicitarea este minimă.

În consecinţă cu aceste precizări vom alege zvelteţea profilelor palei după cum urmează:

- zvelteţea si se alege între 10÷20 la periferie şi între 30÷50 la butuc.

Pasul reţelei t rezultă din formula: z

Dt i

i

, unde z = 4 este numarul de pale rotorice.

Deoarece desimea reţelei este egală cu unitatea, rezultă că lungimea corzii geometrice a

profilului, l, este egala cu pasul retelei, adica tl . S-au obtinut urmatoarele valori în cadrul

primei iteraţii :

998.311

RN

Dt

m;

699.322

RN

Dt

m;

036.333

RN

Dt

m;

160.244

RN

Dt

m;

649.155

RN

Dt

m.

Desimea relativă tl este raportul dintre coarda geometrică a profilului (l) si pasul

retţelei (t). Acest raport reprezintă un parametru important în construcţia şi funcţionarea palelor

maşinilor axiale, deoarece influentează substantial caracteristicile energetice şi cavitaţionale ale

palei. Desimea reţelei are valori mai mici la periferie l/t = (0.6 0.9) si mai mari la butuc l/t =

(0.9 1.2). Se va alege o valoare pentru desimea relativă care va impune unghiul la centru.

bbbb

bb

bbb

RlradlradR

ll

tlt

l

/

701.1cos

979.12.12.1

Se obţine unghiul α la centru în radiani cu care se determină şi proiecţiile corzilor pe

direcţie tangenţială pentru restul secţinilor ( A, B, C, E).

xxx

ECBA tt

ll

x

cos),,,(

56


xx

x

x t

l

t

l

cos

radRl xx , 62.1rad

Produsul dintre coeficientul de portanţă c p şi desimea relativă t

l.

tg

tgwu

Hg

t

lc h

p

1

2

Portanţa cu valori reduse înseamnă incidenţe şi curburi mici ale profilului, respectiv

pierderi hidraulice minime.

Creşterea diametrului butucului duce la o reducere apreciabilă a coeficientului portanţei

pentru firul interior, în timp ce la periferie influenţa este neglijabilă.

Grosimea relativă l

d.

Din punct de vedere geometric, profilul dispus în reţea cu l

t şi s cunoscute, este

definit prin l

d ;

l

f

L

xd ; şi l

x f . Grosimea maximă relativă l

d se stabileşte în primul rând din

considerente de solicitări mecanice şi de vibraţii ale paletei.

Grosimea şi forma bordului de atac influenţează apreciabil coeficientul de cavitaţie.

Grosimea relativa (d/l) a profilelor este raportul dintre grosimea maxima a profilului d si

lungimea corzii l. In general, se adopta grosimi relative mici la periferie

d/l = (0.02 0.04) si mari la butuc d/l = (0.12 0.15). Grosimile mari ale profilelor din zona

butucului sunt impuse din considerente de rezistenta. Profilele de la butuc sunt mai puternic

incarcate hidrodinamic, deci comportarea cavitationala necesita grosimi mai mari.

Coeficientul de influenţă al reţelei de plăci plane s-a determinat cu ajutorul

diagramei Weining şi au rezultat urmatoarele valori, corespunzatoare celor 5 secţiuni de calcul:

95.21 k ; ; ; 75.22 k 3.23 k 42.14 k ; 03.15 k .

La profilele foarte zvelte l

d se alege între 0.02 si 0.04, iar pentru profile mai groase vom

avea l

d între 0.1 si 0.15, după cum este reprezentat in tabelul următor:

57


d/l 0.02 0.05 0.1 0.15

k 0.75 0.5 0.38 0.3

Pentru coeficientul de corecţie s-au obţinut prin interpolare valorile:

348.0 ;38.0 ;43.0 ;48.0 ;58.051 i .

Pentru desimea reţelei unitara, coeficientul K de influenta al retelei are valorile :

845.4952.058.0195.2 21 RK

200.4949.048.0175.2 22 RK

415.393943.013.2 23 RK

081.2902.038.0142.1 24 RK

546.1833.0348.0103.1 25 RK .

Fig. 3.4. Diagrama Weinig

Coeficientul de portanţă al profilului plasat in reţea

Coeficientul de portanţă cp ce trebuie realizat de profilul palei în condiţiile hidrodinamice

impuse şi a randamentelor maxime rezultă din raportul tl

tlcc

pp dintre incarcarea tlc p si

58


desimea retelei tl . In cadrul metodei fortei portante, încarcarea palei se defineşte în fiecare

secţiune i = (1 5) prin formula:

i

ii

i

ip

w

c

t

lc

tg

tg1

2 1.

Fig 3.5. Coeficientul de portanţă al profilului plasat in reţea

374.0

tg0.184

087.0tg1663.29

632.42

1

t

lc p

354.0

tg0.0.201

069.0tg1539.27

985.42

2

t

lc p

441.0

tg0.252

.0520tg1739.22

028.62

3

t

lc p

800.0

tg0.389

034.0tg1243.16

490.82

4

t

lc p

384.1.0

tg0.593

017.0tg1775.12

23.112

5

t

lc p .

59


Alegerea profilului

Asupra unui corp care se deplasează într-un curent de fluid acţionează o forţă rezultantă.

Un interes deosebit îl reprezintă corpurile profilate, care au o mică rezistenţă la înaintare si o

forţă portantă mare, forţă perpendiculară pe direcţia mişcării.

Aceste corpuri sunt cunoscute sub denumirea de aripi portante.

Fig. 3.6. Aripă portantă

Secţiunea aripii portante este un profil aerodinamic sau hidrodinamic care are forma aripii

de pasăre.

În general profilele sunt cunoscute prin geometria lor, prin caracteristicile energetice si

cavitaţionale

În funcţie de coeficientul de portanţă al profilului izolat, determinat anterior pentru cele

cinci secţiuni de calcul, şi in funcţie de grosimea realtivă aleasă în fiecare secţiune, se aleg

profilele NACA corespunzătoare, din seria 4400. sunt notate cu patru sau cinci cifre, semnificaţia

celor patru cifre a seriei NACA 4400 este următoarea : prima cifră (4) are semnificaţia curburii

maxime în procente (4%) ; a doua cifră (4) semnifică poziţia curburii maxime în zeci de procente

(40%) din lungimea corzii, faţă de bordul de atac al profilului. Ultimele două cifre reprezintă

grosimea maximă relativă. De exemplu, un profil NACA 4412 corespunde unei valori d/l = 0.12.

Profilul ales astfel trebuie sa îndeplinească urmatoarele condiţii:

forma lui sa corespundă formelor profilelor vecine (conditie verificată întotdeauna de

profilele NACA);

grosimea profilului să corespundă poziţiei, astfel că la diametre mai mici, profilele să

fie mai groase.

60


Datorită acestor considerente se poate întampla ca primul profil din diagramă sa nu fie

corespunzător, astfel încat se recurge la al doilea sau la al treilea. Utilizarea unor profile cu un

coeficient de portanţă mai mare nu este recomandată, în această situaţie fiind preferată

redimensionarea diametrelor maşinii. Dacă este necesar, profilele pot fi subţiate sau ingroşate,

astfel încât scheletul sa se păstreze.

Geometria profilelor

Coordonatele profilului se pot exprima astfel:

Fig 3.7. Geometria unui profil NACA

În raport cu x se obişnuieşte să se construiască o distribuţie a grosimii si alta

nesimetrică a curburii . Linia definită astfel este linia mijlocie a profilului sau scheletul

profilului, iar linia ce uneşte cele două extremităţi ale profilului situate pe axa x defineşte coarda

profilului.

xyt

xy

Ordonatele ale distribuţiei de grosime sunt perpendiculare pe tangentele la schelet

duse în punctele respective.

xyt

Această metodă se utilizează la definirea profilelor NACA (National Advisory Commitee

for Aeronautics, Washington).

Coordonatele x si y se raportează la lungimea l a corzii. Originea sistemului se confundă cu

bordul de atac al profilului.

Corespunzator grosimilor relative alese pentru fiecare din cele 5 secţiuni de calcul i, situate

la diametrul Di, rezultă urmatoarele profile NACA:

Tabel 3.3. Alegerea profilelor NACA

Di D1 D2 D3 D4 D5

NACA 404 4406 4408 4410 4412

61


62

Unghiul de aşezare a profilului în reţea 0 este unghiul dintre coarda

geometrică a profilului şi frontul reţelei şi se calculează cu relaţia :

iii 0 ,

unde este unghiul de incidenţa optimă, definit între coarda geometrică a profilului şi direcţia

vitezei de referinţa a reţelei w. Pentru profilele NACA din seria 4400, incidenta optimă se

determină dintr-o diagrama [Zidaru, 1981], în funcţie de valoarea desimii reţelei (l/t) , respectiv

de valoarea coeficientului de portanţă al profilului izolat cp0. Într-o primă aproximaţie, citirea

grafica se efectueaza pentru coeficientului de portanţă al profilului în reţea cp, iar după

determinarea valorii cp0 se iterează si se citeste iar din grafic valoarea incidenţei optime. În urma

citirilor iterative efectuate pe diagramă, au rezultat urmatoarele valori pentru unghiul de

incidenta optima:

;4Ai ;7.3Bi ; Ei3Ci ;8.2 4.3Fi

Pentru cele 5 secţiuni de calcul, s-au obţinut urmatoarele valori ale unghiului de aşezare

0 în funcţie de unghiul şi de incidenţa optimă:

477.140 A ; ; ; ; . 096.150 B 187.170 C 083.240 E 293.270 F

Coeficientul de rezistenţă la înaintare

Coeficientul de rezistenţă la înaintare în fiecare secţiune i se determină grafic astfel : din

diagrama )(0 tgfc p se citeşte pentru coeficientul de poranţă al profilului iyolat , raportul 0pc

0p

r

ciipi c tg0

c

c

ctg de pe curba corespunzătoare profilului NACA.

rc

de unde rezultă valorile:

0051.0tg0.07073.0tg 10 ApAr cc ;

0052.0065.1tg080.0tg 20 BpBr cc

00608.0.050tg121.0tg 30 CpCr cc

0076.0tg0.022347.0tg 40 EpEr cc

0105.0tg0.014747.0tg 50 FpFr cc .

Etapele de calcul prezentate până la acest paragraf, inclusiv relaţiile si rezultatele obţinute

sunt prezentate în tabelul care urmăreşte pas cu pas calculul coeficientului de portanţă.


Tabel 3.4. Centralizare rezultate calcul coeficient de portanţă

Marime/Sectiune A B C E F A B C E F

R 2 1.858275 1.536929 1.091154 0.825 2.545455 2.355208 1.933183 1.375703 1.05

u 29.91993 27.79973 22.9924 16.32362 12.34197 38.07991 35.23383 28.92036 20.58046 15.70796

cm 10.861 6.705

c1 φ 4.632458 4.985762 6.028202 8.490936 11.2302 3.639789 3.933799 4.79257 6.73468 8.82373

c2 φ 0.000 0.000

w1 27.52134 25.26747 20.14329 13.39101 10.91806 35.08677 32.01018 25.04216 15.38393 9.610013

w2 31.83034 29.84615 25.4287 19.60685 16.44057 38.66574 35.86618 29.68748 21.64521 17.07922

β 1 23.24418 25.45827 32.62937 54.20256 84.15553 11.01718 12.09134 15.5308 25.83985 44.24519

β 2 19.95154 21.34051 25.28544 33.63876 41.34876 9.986402 10.77487 13.05342 18.04582 23.116

α 1 66.90127 65.34305 60.96902 51.98314 44.04335 61.50552 59.60074 54.44454 44.87431 37.23139

α 2 90.000 90.000

β 1 - β 2 3.292643 4.117752 7.343922 20.56381 42.80677 1.030775 1.316471 2.477381 7.794033 21.1292

w ∞ 29.66365 27.53915 22.73984 16.24346 12.77571 36.87477 33.93595 27.35847 18.47299 13.13627

β ∞ 21.4783 23.22827 28.53096 41.96354 58.22831 10.47678 11.39571 14.18696 21.2829 30.69274

63


64

Marime/Sectiune A B C E F A B C E F δ 5 4 3 2 1 4.004173 3.718994 2.862405 1.260304 0.802089

tgδ 0.087489 0.069927 0.052408 0.034921 0.017455 0.07 0.065 0.05 0.022 0.014 tgβ∞ 0.18492 0.201557 0.252797 0.38954 0.593585 0.18492 0.201557 0.252797 0.38954 0.593585

cosβ ∞ 0.983329 0.980286 0.969501 0.9318 0.859917 0.983329 0.980286 0.969501 0.9318 0.859917 t 3.998391 3.699552 3.036637 2.160949 1.649336 3.998391 3.699552 3.036637 2.160949 1.649336

cp*l/t 0.374682 0.354997 0.441982 0.800939 1.384117 0.317662 0.342189 0.436734 0.772782 1.375866 cp 0.357045 0.33724 0.415255 0.723243 1.153431 0.30271 0.325073 0.410325 0.697818 1.146555 d/l 0.04 0.06 0.08 0.1 0.12 0.04 0.06 0.08 0.1 0.12

λ 79.52322 78.60429 75.81304 68.7171 59.30726 79.52322 78.60429 75.81304 68.7171 59.30726 t/l 0.95293 0.949981 0.93953 0.902994 0.833333 0.953 0.950 0.940 0.903 0.833

k (Weinig) 2.95 2.75 2.3 1.42 1.03 2.95 2.75 2.3 1.42 1.03 K(interpolare) 0.58 0.48 0.43 0.38 0.348 0.58 0.48 0.43 0.38 0.348

kr 4.845033 4.200473 3.415194 2.081763 1.546154 4.845033 4.200473 3.415194 2.081763 1.546154 cp0 0.073693 0.080286 0.12159 0.347419 0.746 0.062478 0.07739 0.120147 0.335205 0.741553

profilul 4404 4406 4408 4410 4412 4404 4406 4408 4410 4412 tgδ(din diagr) 0.07 0.065 0.05 0.022 0.014 0.068 0.063 0.048 0.02 0.013 δc calculat 4.004173 3.718994 2.862405 1.260304 0.802089 3.890124 3.60487 2.748088 1.145763 0.744803

cr 0.005159 0.005219 0.00608 0.007643 0.010444 0.004249 0.004876 0.005767 0.006704 0.00964

eroare 24.86973 7.555969 4.806963 58.69189 24.67452 2.931745 3.16583 4.159875 9.996921 7.691339

i -4 -3.7 -3 -2.8 3.4

βo 14.477 15.096 17.187 24.083 27.293

Tabel 3.5.Tabel centralizator calcul unghiului de aşezarea al palelor rotorice


Tabel 3.6. Calculul lungimii profilelor NACA

Marime/Sectiune A B C E F

t 3.998391 3.699552 3.036637 2.160949 1.649336

Lb 4.798069 4.439463 3.643965 2.593138 1.979203

β∞grade 10.47678 11.39571 14.18696 21.2829 30.69274

β∞rad 0.182854 0.198893 0.247609 0.371457 0.535689

cos β∞ 0.983329 0.980286 0.969501 0.9318 0.859917

Lbϕ 4.718079 4.351943 3.532828 2.416285 1.70195

α (rad) 1.620905 1.620905 1.620905 1.620905 1.620905

Lϕ 4.125941 3.817569 3.133507 2.229883 1.70195

l/t 1.049395 1.052652 1.064362 1.107427 1.2

l 4.195892 3.894342 3.232082 2.393093 1.979203

3.3.4. Alinirea profilelor şi determinarea proiecţiilor palei rotorice

3.3.4.1. Coordonatele profilelor

În tabelele următoare sunt prezentate valorile coordonatelor profilelor NACA pentru cele

5 secţiuni de calcul. Abscisa x ia valori de la 0 la bordul de atac, pana la l la bordul de fugă al

profilului. Pentru fiecare x, se indică ordonatele ye pentru extradosul profilului, respectiv yi

pentru intradosul acestuia.

65


NACA 4404

Tabel 3.7. Coordonatele profilului NACA 4404

x[%] y0/l yu/l x yo yu

0 0.0222 0.0222 0 0.000493 0.000493

1.25 0.0296 0.017 0.000278 0.000657 0.000377

2.5 0.0331 0.0157 0.000555 0.000735 0.000349

5 0.0382 0.0145 0.00111 0.000848 0.000322

7.5 0.0423 0.0143 0.001665 0.000939 0.000317

10 0.0456 0.0144 0.00222 0.001012 0.00032

15 0.0509 0.0152 0.00333 0.00113 0.000337

20 0.0547 0.0164 0.00444 0.001214 0.000364

25 0.0573 0.0177 0.00555 0.001272 0.000393

30 0.0589 0.0189 0.00666 0.001308 0.00042

35 0.0596 0.0199 0.00777 0.001323 0.000442

40 0.0593 0.0207 0.00888 0.001316 0.00046

45 0.0583 0.0211 0.00999 0.001294 0.000468

50 0.0565 0.0212 0.0111 0.001254 0.000471

55 0.054 0.021 0.01221 0.001199 0.000466

60 0.0508 0.0203 0.01332 0.001128 0.000451

65 0.0468 0.0193 0.01443 0.001039 0.000428

70 0.0422 0.0178 0.01554 0.000937 0.000395

75 0.0369 0.0159 0.01665 0.000819 0.000353

80 0.031 0.0135 0.01776 0.000688 0.0003

85 0.0243 0.0107 0.01887 0.000539 0.000238

90 0.017 0.0074 0.01998 0.000377 0.000164

95 0.0091 0.0037 0.02109 0.000202 8.21E-05

100 0.0004 -0.0004 0.0222 8.88E-06 -8.9E-06

66


NACA 4406



0 0.0222 0.0222 0 0.000493 0.000493

1.25 0.0328 0.0138 0.000278 0.000728 0.000306

2.5 0.0374 0.0113 0.000555 0.00083 0.000251

5 0.0442 0.0086 0.00111 0.000981 0.000191

7.50 0.0493 0.0073 0.001665 0.001094 0.000162

10 0.0534 0.0066 0.00222 0.001185 0.000147

15 0.0598 0.0063 0.00333 0.001328 0.00014

20 0.0642 0.0069 0.00444 0.001425 0.000153

25 0.0672 0.0078 0.00555 0.001492 0.000173

30 0.0689 0.0089 0.00666 0.00153 0.000198

35 0.0695 0.01 0.00777 0.001543 0.000222

40 0.069 0.011 0.00888 0.001532 0.000244

45 0.0676 0.0118 0.00999 0.001501 0.000262

50 0.0654 0.0124 0.0111 0.001452 0.000275

55 0.0623 0.0127 0.01221 0.001383 0.000282

60 0.0584 0.0127 0.01332 0.001296 0.000282

65 0.0537 0.0124 0.01443 0.001192 0.000275

70 0.0483 0.0117 0.01554 0.001072 0.00026

75 0.0422 0.0106 0.01665 0.000937 0.000235

80 0.0353 0.0091 0.01776 0.000784 0.000202

85 0.0278 0.0072 0.01887 0.000617 0.00016

90 0.0195 0.005 0.01998 0.000433 0.000111

95 0.0104 0.0024 0.02109 0.000231 5.33E-05

100 0.0006 -0.0006 0.0222 1.33E-05 -1.3E-05

67


NACA 4408



0 0.0222 0.0222 0 0.071752 0.071752

1.25 0.0359 0.0107 0.040401 0.116032 0.034583

2.5 0.0418 0.0069 0.080802 0.135101 0.022301

5 0.0501 0.0027 0.161604 0.161927 0.008727

7.5 0.0563 0.0003 0.242406 0.181966 0.00097

10 0.0612 -0.0012 0.323208 0.197803 -0.00388

15 0.0687 -0.0026 0.484812 0.222044 -0.0084

20 0.0738 -0.0027 0.646416 0.238528 -0.00873

25 0.0771 -0.0021 0.80802 0.249194 -0.00679

30 0.0789 -0.0011 0.969625 0.255011 -0.00356

35 0.0794 0.0001 1.131229 0.256627 0.000323

40 0.0787 0.0013 1.292833 0.254365 0.004202

45 0.0769 0.0025 1.454437 0.248547 0.00808

50 0.0742 0.0036 1.616041 0.23982 0.011635

55 0.0705 0.0045 1.777645 0.227862 0.014544

60 0.066 0.0051 1.939249 0.213317 0.016484

65 0.0606 0.0055 2.100853 0.195864 0.017776

70 0.0544 0.0056 2.262457 0.175825 0.0181

75 0.0475 0.0053 2.424061 0.153524 0.01713

80 0.0397 0.0047 2.585665 0.128314 0.015191

85 0.0312 0.0038 2.74727 0.100841 0.012282

90 0.0219 0.0026 2.908874 0.070783 0.008403

95 0.0118 0.001 3.070478 0.038139 0.003232

100 0.0008 -0.0008 3.232082 0.002586 -0.00259

68


NACA 4410



0 0.0222 0.0222 0 0.053127 0.053127

1.25 0.0391 0.0075 0.029914 0.09357 0.017948

2.5 0.0462 0.0026 0.059827 0.110561 0.006222

5 0.056 -0.0032 0.119655 0.134013 -0.00766

7.5 0.0633 -0.0067 0.179482 0.151483 -0.01603

10 0.069 -0.009 0.239309 0.165123 -0.02154

15 0.0776 -0.0115 0.358964 0.185704 -0.02752

20 0.0834 -0.0123 0.478619 0.199584 -0.02944

25 0.087 -0.012 0.598273 0.208199 -0.02872

30 0.0889 -0.0111 0.717928 0.212746 -0.02656

35 0.0893 -0.0098 0.837583 0.213703 -0.02345

40 0.0884 -0.0084 0.957237 0.211549 -0.0201

45 0.0862 -0.0068 1.076892 0.206285 -0.01627

50 0.083 -0.0052 1.196547 0.198627 -0.01244

55 0.0788 -0.0038 1.316201 0.188576 -0.00909

60 0.0736 -0.0025 1.435856 0.176132 -0.00598

65 0.0675 -0.0014 1.555511 0.161534 -0.00335

70 0.0605 -0.0005 1.675165 0.144782 -0.0012

75 0.0527 0.0001 1.79482 0.126116 0.000239

80 0.0441 0.0004 1.914475 0.105535 0.000957

85 0.0346 0.0004 2.034129 0.082801 0.000957

90 0.0243 0.0002 2.153784 0.058152 0.000479

95 0.0131 -0.0003 2.273439 0.03135 -0.00072

100 0.001 -0.001 2.393093 0.002393 -0.00239

69


NACA 4412



0 0.0222 0.0222 0 0.043938 0.043938

1.25 0.0423 0.0044 0.02474 0.08372 0.008708

2.5 0.0505 -0.0018 0.04948 0.09995 -0.00356

5 0.0619 -0.0092 0.09896 0.122513 -0.01821

7.5 0.0703 -0.0137 0.14844 0.139138 -0.02712

10 0.0768 -0.0168 0.19792 0.152003 -0.03325

15 0.0865 -0.0204 0.296881 0.171201 -0.04038

20 0.0929 -0.0218 0.395841 0.183868 -0.04315

25 0.0969 -0.0219 0.494801 0.191785 -0.04334

30 0.0989 -0.0211 0.593761 0.195743 -0.04176

35 0.0992 -0.0198 0.692721 0.196337 -0.03919

40 0.098 -0.018 0.791681 0.193962 -0.03563

45 0.0955 -0.0161 0.890642 0.189014 -0.03187

50 0.0918 -0.0141 0.989602 0.181691 -0.02791

55 0.087 -0.012 1.088562 0.172191 -0.02375

60 0.0812 -0.0101 1.187522 0.160711 -0.01999

65 0.0744 -0.0083 1.286482 0.147253 -0.01643

70 0.0666 -0.0066 1.385442 0.131815 -0.01306

75 0.058 -0.0052 1.484403 0.114794 -0.01029

80 0.0485 -0.004 1.583363 0.095991 -0.00792

85 0.038 -0.003 1.682323 0.07521 -0.00594

90 0.0267 -0.002 1.781283 0.052845 -0.00396

95 0.0145 -0.0017 1.880243 0.028698 -0.00336

100 0.0013 -0.0013 1.979203 0.002573 -0.00257

70


3.3.4.2. Construcţia palei rotorice

Construcţia palelor rotorului turbinei Kaplan urmăreşte în principiu urmatoarele etape:

Pentru fiecare din cele 5 secţiuni de calcul i = 15 se traseaza axa Ox astfel încât sa facă

cu orizontala unghiul de asezare i0 determinat ; La lungimea corzii li adică lungimea profilului

corespunzatoare diametrului de calcul Di se trasează axa Oy perpendiculară pe Ox;

Pentru profilele NACA alese se trasează punctele definite de coordonatele x, respectiv ye

pentru extrados si yi pentru intrados. Astfel se construieşte profilul fiecărei secţiuni de calcul în

parte. Fiecare profil, poziţionat după unghiul de aşezare, va avea bordul de atac în partea dreapta-

sus si bordul de fugă în partea stanga-jos ;

Pe scheletul fiecarei pale, se poziţionează centrul de basculare (poziţia în care axa fusului

palei rotorice intersectează profilul), în zona în care profilul are grosimea maximă. Prin centrul

de basculare, se trasează o axa verticală AX_V, numita axa de aliniere a profilelor si o axa

orizontala AX_O;

Palele se aşează una sub alta, după axa verticală de aliniere AX_V. La partea superioară a

reprezentării grafice se dispune profilul de la butuc (secţiunea 5 de calcul), apoi sub el cel al

secţiunii 4 si aşa mai departe, pana la cel mai de jos, aferent secţiunii de la periferie (secţiunea

1). Se construieşte proiecţia palei în plan meridian (vedere din lateral), în lungul axului fusului

palei. În raport cu axa turbinei, se poziţioneaza cele 5 secţiuni de calcul, la razele Ri = Di /2 (i =

15). În dreptul fiecărei secţiuni de calcul, se transpun distanţele maxime măsurate pe verticală

pe profilul corespunzator, de la axul orizontal AX_O pana la bordurile de atac şi de fuga. Asfel

se va obţine muchia de intrare în pala, la partea superioara, respectiv muchia de ieşire la partea

inferioară a acestei proiecţii meridiane;

Se construieşte proiecţia palei în plan paralel (vedere de sus), în lungul axului fusului

palei. Fiecare secţiune de calcul se pozitionează pe un arc de cerc, trasat din axa turbinei, la

razele Ri. Pe fiecare arc se transpun distanţele maxime măsurate pe orizontală, de la axul vertical

AX_V pâna la bordurile de atac şi de fuga. Aceste distanţe se plasează la stânga axei fusului

pentru bordul de fugă şi la dreapta axei fusului pentru bordul de atac. Asfel se va obţine muchia

de intrare în pală, în partea stângă, respectiv muchia de ieşire în partea dreaptă a acestei proiecţii.

71


Fig. 3.7. Proiecţia palei rotorice în plan paralel

Măsurând pe desen distanţele maxime pe verticală de la bordurile de atac şi, respectiv, de

fugă se construieşte vederea în lungul palei (proiecţia în plan meridian);

Fig. 3.8. Proiecţia plan meridian pala rotorică

72


3.3.5. Trasarea curbelor topografice

Se construiesc curbele topografice:

se trasează planele orizontale echidistante, în sus şi în jos, pornind de la axul

palei, de o parte si de alta a acestuia se construiesc două plane, restul

planelor fiind trasate la distanţă echidistantă una unul de altul;

se are în vedere ca axul palei să fie intersectat pentru fiecare diametru în

parte de acelaşi plan;

în raport cu verticala care trece prin axele palelor se măsoară pentru fiecare

plan distanţa în stânga pentru extrados şi spre dreapta pentru intrados;

distanţele care au fost măsurate prin intersecţia cu planele topografice pentru

extrados si intrados se transpun pe vederea laterală a palei în stânga şi în

dreapta axului corespunzător sensului în care au fost măsurate, astfel încât

să intersecteze cercul dus la raza corespunzătoare secţiunii de calcul;

se unesc punctele corespunzătoare unor aceleaşi plane orizontale de

intersecţie, obţinându-se astfel curbele topografice pentru extrados si,

respectiv, pentru intrados;

se pun în evidenţă bordul de atac si bordul de fugă al palei;

pentru cazul în care un anumit plan deja nu mai intersecteză pala, se

măsoară razele din axul palei până la intersecţia cu linia bordurilor de fugă

de la proiecţia în plan meridian.

Fig. 3.9. Curbele topografice

73


3.4. Calculul aparatului director

Aparatul director conduce apa de la camera în spirală spre rotor şi asigură vitezele,

respectiv circulaţia 1 necesară transformării energetice optime, în condiţiile pierderilor

hidraulice minime. De asemenea asigură o distribuţie uniformă a debitului pe periferia rotorului

la intrare şi un câmp hidrodinamic caracteristic unei curgeri axial simetrice. Funcţia de variaţie a

debitului, respectiv de reglare a cuplului motor al turbinei revine aparatului director.

În construcţiile moderne de turbine s-au generalizat aparatele directoare cilindrice, conice

şi axiale.

Aparatul director cilindric este utilizat de preferinţă la turbinele Kaplan şi Fransis şi este

amplasat în spatele coloanelor statorice. Paletele directoare sunt montate în inelul superior şi cel

inferior cu posibilităţi de rotire, deoarece fusurile trec prin lagăre de alunecare.

Paleta directoare este realizată prin turnare sau sudare. Deoarece suprafaţa exterioară a

paletei profilate nu este prelucrată, se impune realizarea unei calităţi superioare prin turnare. Se

prelucrează mecanic doar bordul de fugă al paletei şi suparafaţa de aşezare, respectiv cea de

etanşare la închiderea completă. La îmbinare se prevede o garnitură de cauciuc vulcanizat. De

regulă, paleta este goală în interior.

Aparatul director este organul situat în general amonte de rotor.

Aparatul director are următoarele funcţii:

distribuie apa uniform pe toată periferia rotorului;

transformă o parte a energiei de presiune în energie cinetică;

imprimă curentului de apă la ieşirea din reţeaua de pale o viteză absolută 0c , care să

fie înclinată sub unghiul absolut 0 faţă de tangenta la cercul de diametru 0

(diametrul bordurilor de fugă ale palelor de aparat director);

D

reglează debitul ce trece prin turbină (admisia) astfel încât să corespundă totdeauna

puterii cerute de sarcina generatorului;

închide complet, cât mai etanş, curgerea apei spre turbină în caz de nevoie;

asigură scurgerea apei cu pierderi de sarcină cât mai mici cu putinţă, în care scop

palele se aleg profile hidrodinamice adecvate.

Mecanismele de comandă ale aparatului director trebuie să asigure un reglaj de precizie,

dar totuşi să fie robuste şi uşor de întreţinut.

74


Parametrii geometrici principali ai aparatului director sunt:

înalţimea aparatului director, 0B , este unul dintre parametrii care alături de ae şi turaţia

turbinei influenţează apreciabil valoarea debitului 11Q şi a circulaţiei 1 de la intrarea în

rotor, respectiv transformarea energetică din turbină.

numărul de pale, dN

diametrul D0’ al cercului pe care se afla axele de rotaţie ale palelor (axa fusului palei

directoare). Punctul corespunzător intersecţiei fiecărei axe cu profilul fiecărei pale directoare

se numeste centru de basculare

diametrul D0 al cercului corespunzător bordului de fugă al palelor directoare în poziţia

maxim deschis

unghiul palei faţă de tangenta periferică, 0

lungimea l0 a coardei profilului;

grosimea maxima d a profilului şi grosimea relativa d/l0;

pasul reţelei de profile dN

Dt

'0

0

.

În cazul turbinelor Kaplan, rotorul prelucrează în principal energie de presiune, de unde

rezultă că unghiul 0 al vitezei c0 este mare (către 45°). Aparatul director are în acest caz o

înaltime B0 mare, încarcarea palei fiind importantî (debitul are valori mari). Din considerente de

rezistenţă, palele directoare sunt groase, având o grosime relativă 15.013.0/ 0 ld .

În procesul de reglaj al debitului, un rol important îl are deschiderea a0 a aparatului

director. Deschiderea turbinei a0 se defineşte ca diametrul cercului care poate fi înscris între

două pale consecutive (se ia în consideraţie cercul de diametru maxim). Aceasta mărime depinde

de diametrul D0’ si de numărul de pale Nd. Deschiderea palelor aparatului director reprezintă

parametrul geometric care influenţeaza dependenţa puterii de debit şi care intra în calculul

regulatorului turbinei. Prin variaţia deschiderii aparatului director, variază debitul turbinat, deci

puterea turbinei şi în final energia produsă de centrala hidroelectrică respectivă.

Pentru o anumita deschidere, aparatul director fiind un organ fix, curgerea în această

porţiune a turbinei decurge fără schimb de energie între fluid si maşină.

75


Etape de calcul ale palei de aparat director

Se consideră următorii parametri de functionare ai turbinei: căderea H = 15 m,

debitul Q = 113.26 m3/s, turaţia n = 142.857 rot/min şi puterea P = 15 MW.

Pentrul calculul aparatului director, în paragraful corespunzator predimensionarii

rotorului s-au ales urmatoarele valori:

diametrul de aşezare al fusurilor aparatului director mD 29.5'0

diametrul corespunzator bordului de fugă al palelor directoare mD 09.50

înalţimea palei de aparat director mB 75.10 .

3.4.1 Calculul unghiului de asezare 0

Un parametru important în construcţia şi funcţionarea turbinelor, respectiv în transpunerea

rezultatelor de la un aparat director la altul este unghiul 0 . Acesta este unghiul constructiv

închis de tangentă la ultimul element al scheletului paletei directoare şi tangenta la cercul paralel

de la ieşire. Unghiul 0 diferă relativ puţin de la unghiul vitezei absolute şi depinde de

geometria profilelor paletelor directoare.

Se calculează pasul reţelei în dreptul centrului de basculare cu ajutorul formulei:

m 692.024

29.5'0'

0

dN

Dt .

Unghiul de asezare 0 se calculeaza cu ajutorul urmatoarei formule:

2

0

2

00

2

0 36.112.441

36.112.44tg

kW

d

kW PB

Qn

D

N

PB

Qnk

unde:

l0 este lungimea corzii profilului. În general, '0 . Se alege: 0 )3.11.1( tl

m 830.0692.02.1 2.1 '00 tl

grosimea relativa 0l

d este cuprinsa intre ( 14.00 12. ). S-a ales 12.0

l

d

grosimea profilului la bordul de fuga 0 se calculeaza cu formula:

m 012.012.0830.012.012.00

0

l

dl .

76


Rezulta valoarea tangentei unghiul de asezare: 117.1tg 0 k , de unde rezulta :

172.480 .

Numărul de pale directoare DN

Numărul palelor de aparat director se determina funcţie de diametrul , astfel : 1D

m

m

m

m

9632

65.224

5.24.116

4.12.110

pale 24deci se alege un număr DN .

3.4.2. Profilarea palelor aparatului director

Paletele directoare constituie o reţea radială de profile, care la trecerea curentului trebuie

să asigure pierderi hidraulice minime. Acestea se cer să fie potrivit profilate, iar elementele

geometrice şi unghiulare alese în aşaa fel încât funcţionarea lor să ducaă la randamente cât mai

rdicate.

Geometria profilelor directoare se obţine din:

1. Profile simetrice cu scheletul o spirală logaritmică

2. Profile teoretice

3. Profile experimentale standard

4. Profile simetrice cu scheletul o spirală logaritmică

Profile simetrice cu scheletul după o spirală logaritmică

În cazul unei mişcări libere, fră schimb de energie în aparatul director, liniile de curent

sunt spirale logaritmice de ecuaţie: dR

dRk

0tgk

keRR 0

2

00

DR , unde R este raza curentă şi rad .

77


Profile aero-hidrodinamice teoretice

În cazul în care la baza calculului aparatului director şi în special al profilării paletelor se

utilizează una din metodele teoretice de calcul, atunci se pot obţine toate caracteristicile

funcţionale la o geometrie dată sau invers.este deci posibilă calcularea aparatului director prin

rezolvarea directă sau inversă a unei reţele radiale.

Profile aero-hidrodinamice standard

În construcţia de turbine hidraulice , pentru palele directoare s-au standardizat trei tipuri

geometrice de profile, de curbură negativă, simetrice şi de curbură pozitivă, care au fost studiate

singular în tunele hidrodinamice şi direct pe modele de turbine hidraulice. Cele trei tipuri sunt

simetrice în jumătatea dinspre bordul de fugă, asigurând aceeaşi legătură funcţională )( 00 tf .

Asimetria se realizează numai înspre bordul de atac.

3.4.3. Calculul scheletului palei aparatului director

Scheletul palei de aparat director este o spirala logaritmică care se calculează cu ajutorul

relaţiei:

, kRR e0

unde

exponentul ;117.1tg 0 k

raza bordului de fugă al palei este R0 = 2.545 m;

unghiul se introduce in formulă în radiani;

ia valori între [ 355 ];

pentru transformarea unghiului din grade în radiani se utilizează urmatoarea

formulă: 180

grd rad

.

În tabelul de mai jos sunt prezentate valorile razelor ce permit trasarea scheletului palei

aparatului director (construirea spiralei logaritmice), la diverse unghiuri în raport cu unghiul

, corespunzator razei R = R0 0.

78


Tabel 3.12. Calculul scheletului palei aparatului director

Ө[grad] Ө[rad] R[m]

-5 -0.08727 2.308966

-2 -0.03491 2.448084

0 0 2.545455

2 0.034907 2.646698

5 0.087266 2.806164

10 0.174533 3.093577

15 0.261799 3.410426

20 0.349066 3.759728

25 0.436332 4.144806

30 0.523599 4.569324

35 0.610865 5.037322

3.4.4. Calculul profilului palei de aparat director

În general, scheletul astfel trasat se îmbracă cu profile de tip Jukovski. Deoarece mişcarea

în aparatul director are un caracter turbulent, de pe profil se desprind vârtejuri rezultând unele

vibraţii ale palelor. Din acest motiv, ca şi din considerente de etanşare la închiderea completă,

profilele folosite pentru aparatul director au bordul de fuga retezat.

Pentru obţinerea profilului Jukovski se îmbracă scheletul palei cu o funcţie de grosime

definită prin relaţia :

302

0

)(2

xxll

dy

,

unde:

abscisa x = [0,1; 0,2; ….0,9]·l0 , măsurată de-a lungul profilului de la

bordul de fugă către bordul de atac;

coarda profilului este l0 = 0.830 m;

79


144.0830.012.012.00

dl

d m.

Aplicând ecuaţia de definiţie a funcţiei de grosime a profilelor Jukovski, se obtine

urmatorul tabel de calcul:

Tabel 3.13. Calculul profilului palei de aparat director

Xo X Y

0 0 0

0.1 0.083095 0.008665

0.2 0.16619 0.023106

0.3 0.249285 0.039707

0.4 0.332381 0.056598

0.5 0.415476 0.072206

0.6 0.498571 0.084897

0.7 0.581666 0.09265

0.8 0.664761 0.092424

0.9 0.747856 0.077983

1 0.830951 0

Fusul palei de aparat director (centrul de basculare al profilului CB) se aşează la 4.03.0

din lungimea l0 a corzii, în raport cu bordul de atac.

Se reduce 10% din lungimea profilului de la bordul de fugă, apoi se poziţionează centrul

de basculare.

Fig. 3.10. Pală aparat director

80


3.4.5. Studiul închiderii

După ce se realizează proiectarea palei aparatului director pentru poziţia deschis, adică

pentru admisia de 100% a debitului Q, se studiază inchiderea treptată a palelor de aparat director.

Pe palele aparatului director aflate în poziţie aproape închisă, nu trebuie sa se exercite

momente hidrodinamice cu sens de deschidere, sau dacă aceasta nu este posibil, atunci se prevad

blocaje mecanice împotriva unor supradeschideri anormale la ruperea unui organ de manevră. S-

au studiat forme de pale care asigură închiderea automata datorită momentului hidrodinamic care

acţionează tot timpul în sensul închiderii.

Pentru studiul poziţiei închis se procedează în felul urmator:

se micşorează treptat unghiul de aşezare 0 la trei pale consecutive, astfel că unghiul 0 sa

fie riguros acelasi la cele trei pale consecutive ;

se găseşte un unghi i care corespunde poziţiei închis, pentru care extremitatea din extrados

a bordului de fugă al palei din stânga atinge intradosul palei din dreapta.

Se consideră că închiderea este bună dacă atingerea intradosului cu extradosul se face

punctual în plan, sau după o dreaptă de lungime B0 în spaţiul tridimensional. Dacă la închidere

pala din stânga atinge intradosul celeilalte dupa un segment oarecare, înseamnă că nu se asigură

o închidere etanşă (în spaţiu, cele două pale intră în contact după doua suprafeţe cvasi-paralele,

dar care nu coincid peste tot). În acest caz se corectează poziţia centrelor de basculare ale

profilelor celor trei pale de studiu.

Ca închiderea să fie corectă, suprapunerea bordului de fugă cu intraodsul palei din

dreapta trebuie să fie punctiformă şi să se realizeze în prima treime a lui fată de bordul de

atac. În caz contrar se modifică poziţia centrului de basculare.

0l

Pentru studiul închiderii s-au efectuat urmatoarele calcule :

- pasul în dreptul centrului de basculare : 758.024

796.5'0'

0

DN

Dt m, unde este

noul diametru citit după reducerea din lungimea palei cu 10%.

'0D

81


Fig. 3.11. Închiderea palelor de aparat director

3.5 Calculul elementelor de intrare, respectiv de ieşire

3.5.1 Calculul statorului

Statorul turbinelor hidraulice are funcţii importante în construcţia şi funcţionarea

acestora. Astfel statorul este elementul portant care transmite la fundaţia centralei greutatea

hidroagregatului care se roteste, împingerea axială şi o parte din greutatea betonului aflat

deasupra camerei spirale. Pe de alta parte, statorul este reazemul aparatului director şi elementul

care preia eforturile ce apar în camera spirală datorită acţiunii presiunii.

Statorul este constituit dintr-un numar de pale (coloane) profilate dispuse în zona de

ieşire din camera spirală şi are rolul de a conduce curentul înspre aparatul director, în condiţiile

82


intrării optime în reţeaua de profile directoare. Statorul este deci o reţea radială de profile, ca şi

aparatul director, dar mai rară, deoarece numarul coloanelor statorice este jumatate din numarul

palelor directoare. Construcţia statorului este determinată de tipul turbinei, precum şi de căderea

H şi diametrul de referinţă al rotorului.

În cazul turbinelor Kaplan, statorul poate fi executat:

cu coloane încastrate direct în beton;

cu coloane statorice încastrate în partea inferioară în beton şi îmbinat în partea superioara cu

inelul prin suduă sau buloane;

cu buloanele încastrate în inelul superior şi cel inferior prin sudură sau prin turnare;

Ultima construcţie prezintă avantaje tehnologice în ansamblarea statorului şi aparatului

director, prin faptul că asamblarea se face în uzina constructoare.

În toate cazurile, pentru reducerea piederilor hidraulice din stator şi aparat director,

direcţia curentului la intrarea în coloanele statorice trebuie să coincidă cu direcţia vitezelor

determinate de camera spirală a turbinei sau de canalul de aducţiune, iar direcţia curentului la

ieşirea din coloanele statorice, să coincidă cu direcţia de intrare în palele directoare

corespunzatoare deschiderii de calcul.

Statorul este o construcţie turnată, constând din patru segmente inferioare şi patru

segmente superioare, care se asamblează în inele prin buloane şi stifturi, iar inelele între ele se

asambleaza pentru a forma statorul prin intermediul coloanelor cu profil hidrodinamic, a

buloanelor şi stifturilor aferente acestora.

Statorul este construit din oţel de tipul OT40, el se betoneaza în fundaţia turbinei şi nu se

mai demontează pe toată durata exploatării.

Elemente geometrice

Numărul coloaneleor, precum şi dimensiunile lor depind de tipul turbinei, al camerei în

spirală, de tehnologia de execuţie, precum şi de curgerea cu pierderi minime. Dimensiunile

inelelor depind de poziţia camerei în spirală fată de ax şi de dimensiunile acesteia.

Pentru reducerea pierderilor hidraulice din stator şi aparatul director, scheletul palelor

statorice se află în prelungirea celui de aparat director, pe aceeaşi spirală logaritmică

caracterizată de unghiul 0 .

83


Pentru dimensionarea palei statorice se folosesc în calcul urmatoarele mărimi:

raza bordului de fugă al profilelor de aparat director: m 55.22

00

DR ;

raza bordurilor de atac ale profilelor de aparat director: m 168.3''0 R .

Lungimea pe direcţia razei a palei de aparat director este dată de relaţia :

622.0001 RRR m.

Spaţiul dintre aparatul director şi stator este 2R şi reprezintă distanţa pe direcţia radială

între bordul de atac al palei de aparat director şi cel de fugă al palelor statorice:

124.05

12

RR m.

Spaţiul radial ocupat de pala statorică este:

415.03

213 RR m.

Raza de ieşire din stator este:

292.320 RRRse m.

Raza de intrare în stator este:

707.33 RRR sesi m.

Scheletul palei statorice se construieşte considerând că urmăreşte spirala logaritmică ce

descrie scheletul palei de aparat director. Se va utiliza acceaşi ecuaţie a spiralei logaritmice

corespunzătoare lui .0

radkseRR e

unde 117.1tg 0 k , iar unghiul se va introduce în radiani. Se va considera SI ,0 , cu

085.6rad 1062.0292.3

707.3ln

117.1

1ln

1

se

siSI

R

R

k.

Tabel 3.14. Calculul spiralei logaritmice stator

θ[°] θ[rad] R[m]

-5 -0.08727 2.986198

-2 -0.03491 3.16612

0 0 3.29205

2 0.034907 3.422989

5 0.087266 3.629228

7 0.122173 3.773578

84


Scheletul statoric obţinut se îmbracă cu un profil hidrodinamic care are urmatoarele

caracteristici: - grosimea relativă 16.014.0/ sld , lungimea palei statorice este măsurată

pe schelet ;

sl

- lungimea palei statorice se determinăcu ajutorul relaţiei: sl

m 556.0292.3994.0292.3707.32707.3

cos2

22

2max

2

sesesisis RRRRl

- grosimea maximă a palei statorice este:

0834m.0556.015.0 d ;

mlr sa 0167.0556.02.03.0...2.0

mls 01.0556.012.015.0...1.

;

rf 0 .

Pentru îmbrăcarea scheletului palei statorice se folosesc coordonatele profilului Jukovski

conform tabelului de mai jos, în care abscisa x ia valori în intervalul :

. Pentru fiecare x, se calculează diametrul cercului (raportat la

grosimea maximă d).

sss lllx 9.0,,2.0,1.0

Tabel 3.15. Calculul profilului palei statorice

x/ls δ/d x δ δ /2

0.1 0.808 0.055636 0.067431 0.033716

0.2 0.945 0.111273 0.078865 0.039432

0.3 0.995 0.166909 0.083037 0.041519

0.35 1 0.194727 0.083455 0.041727

0.4 0.995 0.222546 0.083037 0.041519

0.5 0.925 0.278182 0.077196 0.038598

0.6 0.83 0.333818 0.069267 0.034634

0.7 0.692 0.389455 0.057751 0.028875

0.8 0.555 0.445091 0.046317 0.023159

0.9 0.4 0.500728 0.033382 0.016691

85


Fig. 3.12. Pala statorică

3.5.2 Calculul camerei spirale

Camera spirală constituie primul element din circuitul hidraulic al turbinei Kaplan,

Francis şi Deriaz. În această cameră se formează curentul care intră uniform în stator pe toată

periferia acestuia.

Stabilirea formei camerei spirale, ţinând cont de faptul că ea trebuie să asigure un acces

uniform al apei la turbină, se poate face pe baza unor calcule hidraulice riguroase. Pentru

simplificare , cu erori destul de mici, se poate admite ipoteza fluidului ideal şi a camerei spirale

de înălţime constantă.

Camera spirală are roluri multiple printre care:

face legătura între vana de admisie şi stator;

creează cuplul hidraulic necesar la intrarea în stator;

asigură o intrare aproximativ uniformă a apei în stator;

asigură turbina împotriva deformatiilor axiale prin palele statorice, iar în unele cazuri, când

este construită rigid, transmite forţe verticale spre fundaţie (de exemplu greutatea lagarului

pivot sau lagarelor de ghidaj a capacelor).

86


Camera spirala are influenţă asupra caracteristicilor funcţionale ale turbinei şi celor

constructive, determinând în cele din urmă costul centralei. Soluţia optimă aleasa pentru camera

spirală rezultă în baza unui studiu comparativ al mai multor variante.

Cercetarile experimentale au pus în evidenţă că în carcasa spirală mişcarea apei are un

caracter tridimensional. Datorită dificultaţilor matematice se realizează în continuare ipoteza că

fluidul este perfect si mişcarea potenţială.

În zona de intrare a camerei spirale se prevede o priză compusa de presiune, cu şase puncte

de preluare a presiunii, pentru masurarea sarcinii nete a turbinei. Din zona de incepere a porţiunii

spiralate, la diferite raze se prevăd niste prize de debit, pentru măsurarea debitului de apă ce trece

prin turbină.

Pentru accesul la sectorul demontabil al camerei rotorului, camera spirală se prevede cu două

uşi etanşe, una spre exterior în galeria centralei şi una spre camera turbinei, în camera de scoatere

a palei. Pentru golire în caz de reparaţii, camera spirală se prevede cu o nişa laterală, cu un ventil

acţionat hidraulic care descarcă apa din cavitatea camerei spirale în tubul de aspiaţie.

Din camera spirală, prin două prize din tabla gaurita, se ia apa necesară ungerii. Camera

spirală are o formă de cameră melcată, deoarece liniile de curent sunt spirale logaritmice.

Elementele specifice construcţiei camerei spirale sunt:

secţiunea meridională a spiralei la intrare;

unghiul total de înfasurare al spiralei;

laţimea totală;

unghiul spiralei, respectiv al liniilor de curent din cameră

Forma secţiunii maxime la intrarea în camera spirală determină forma celorlalte secţiuni

dispuse la unghiul de la pintenul spiralei. De acest lucru depinde extinderea în plan a centralei

şi deci costul acesteia.

O secţiune poligonală duce la secţiuni mai reduse ale centralei decât cea circulară,

randamentele fiind comparabile. La turbinele Kaplan, unde debitele sunt mari şi căderile mici, se

obtin dimensiuni mari pentru secţiunile meridionale ale spiralei.

Se alege 210max si unghiul de înclinare . 20

Mărimea secţiunii la intrare (aria) se determina din ecuaţia de continuitate:

ic

QA max

max ,

unde este debitul la intrarea în camera spirală unde . maxQ 210max

Viteza la intrare în prima secţiune a carcasei se determină aproximativ cu relatia:

Hgkc ii 2 ,

87


unde k i se determină prin interpolare liniară folosind următorul tabel:

Tabel 3.16. Valori ale coeficientului k i la diferite căderi

H[m] 2 4 6 8 10 20 30 40

k i 0.268 0.264 0.261 0.258 0.254 0.240 0.226 0.214

241.0 ik

smci /237.41581.92241.0

Etapele de calcul hidraulic aferent camerei spirale

se alege 210max

viteza de intrare se calculează conform formulei de la paragraful anterior :

smci /237.41581.92241.0

se alege 75.10max Bn m

înăltimea maximă a camerei spirale maxB se calculeaza cu ajutorul urmatoarei formule :

25.503max

BB m

maxQ se calculează cu ajutorul urmatoarei formule :

/sm 07.6626.113360

210

3603max

max QQ

raza R corespunzatoare fiecarei secţiuni din camera spirală (secţiune situată la unghiul )

se calculează cu urmatoarea formula :

sii

RB

nc

QR

1

tg2

max

max

unde:

363.0 20tgtg

n se calculează cu formula:

25.075.1210

300

maxmaxmax

Bnn

m

88


B se calculează cu urmatoarea formulă :

02 BnB

Cu ajutorul acestor elemente de calcul se poate reprezenta camera spirală. Rezultatele

obţinute sunt trecute în tabelul de mai jos.

Tabel 3.17. Calculul camerei spirale

Φ n φ B φ a φ R φ

0.000 0.000 1.750 0.000 3.707

30.000 0.250 2.250 1.000 4.707

60.000 0.500 2.750 1.653 5.360

90.000 0.750 3.250 2.119 5.826

120.000 1.000 3.750 2.473 6.180

150.000 1.250 4.250 2.754 6.461

180.000 1.500 4.750 2.986 6.693

210.000 1.750 5.250 3.182 6.889

Fig. 3.13. Camera spirală- plan meridian

89


3.5.3 Calculul aspiratorului

Aspiratorul este un organ al cărui rol este de a conduce apa din turbina în bieful aval,

dând la nevoie, posibilitatea dirijării curentului de la direcţia orizontală la cea verticală şi invers.

Permite aşezarea rotorului deasupra sau sub nivelul apei din canalul de fugă şi asigură

recuperarea unei părţi din energia cinetică a apei ce iese din rotor.

Forma tubului de aspiraţie depinde de tipul turbinei şi de centrala hidroelectrică, respectiv

de gradul de recuperare a energiei cinetice de la ieşirea din rotor. Astfel întâlnim următoarele

forme de aspiratoare:

aspiratoare drepte, difuzoare simple sau hidrocone, care sunt cele mai simple forme

constructive de aspiratoare şi se întalnesc la turbinele Kaplan si Francis de puteri mici;

aspiratoare curbate, care sunt utilizate astăzi la turbinele moderne de tipul Kaplan şi Francis,

deoarece asigură o buna recuperare a energiei cinetice, o structură bună a curentului la ieşirea

din rotor şi posibilităţi de reducere a adâncimii centralei, respectiv a investiţiilor;

aspiratoare melcate, cu o eficienţă mărită şi la ieşire au o galerie construită din două spirale

cu unghiuri de înfaşurare de 900;

aspiratoare tip clopot, care sunt prevăzute în partea centrală cu o inima din beton, care

contribuie la evitarea apariţiei depresiunii şi a turbionului central, eliminându-se astfel

fenomenul de curgere a apei dinspre secţiunea de ieşire a aspiratorului spre rotor prin această

zonă centrală.

Deoarece viteza apei la ieşirea din rotorul unei turbine axiale este mare, pentru

recuperarea acestei energii cinetice este necesar ca aspiratorul sa aibă o lungime relativ mare.

Construirea unui astfel de aspirator sub forma unui trunchi de con ar duce la mărirea exagerată a

fundaţiei agregatului, în consecinţă aspiratoarele turbinelor Kaplan sunt curbe. Spre deosebire de

acestea, la turbinele axiale Bulb sau axial-concentrice, construite în ultimii ani, aspiratorul este

un trunchi de con cu axa rectilinie, orizontală şi mai rar oblică.

Pentru turbinele axiale cu ax vertical, alegerea tipului optim de aspirator reprezintă o

problema de mare importanţă, deoarece dimensiunile acestuia influenţează asupra volumului de

săpături şi a volumului de beton necesar la construcţia fundaţiei agregatului, precum şi a

randamentului grupului. Cu cât rapiditatea creşte, cu atât viteza la intrare în aspirator este mai

mare, deci şi lungimea acestuia pentru recuperarea energiei cinetice trebuie să fie mai mare.

Micşorarea acestei lungimi este posibilă numai prin alegerea unor tipuri speciale de aspiratoare

cu profil curbat şi axă rectilinie.

Tipurile noi de aspiratoare cu axă rectilinie şi cu profil curb au randamente ridicate şi

dimensiuni relativ mici, încât satisfac condiţiile unei construcţii optime. În fiecare caz concret,

90


alegerea soluţiei definitive se face pe baza unei cercetari pe model şi a unui calcul tehnico-

economic.

Cercetarile experimentale au arătat că la turaţii unitare mici n11 = (100…120),

randamentul diferă foarte puţin pentru aspiratorul curbat, pentru cel tronconic şi cel pâlnie

(aspirator cu profil curbiliniu şi axa rectilinie). Pentru acest domeniu al turatiei unitare, dar la

valori mari ale debitului unitar Q11 = (1300…1500), pierderile cele mai mici de energie sunt la

aspiratoarele curbe şi cele mai mari, la cele pâlnie. Dacă Q11 = (600…90), randamentul maxim îl

are aspiratorul pâlnie. La valori mari ale turatiei unitare n11 = (120…140), randamentul minim îl

are aspiratorul tronconic şi maxim cel pâlnie.

Aspiratorul curb constă din trei părti:

partea initială – de forma unui trunchi de con;

partea de mijloc – de forma unui cot;

partea finală – de forma unui difuzor cu secţiunea dreptunghiulară.

La turbinele axiale, datorită prezenţei ogivei butucului rotorului, secţiunea de trecere a

apei variază mult în sensul de scurgere, ceea ce face ca unghiul de evazare al conului echivalent

să ia valori, care sunt mult mai mari decât cele admisibile.

Aspiratorul este construit din beton cu torcret pe suprafaţa interioară, în zona cu viteză

maximă, respectiv conul aspiratorului este căptuşit cu tablă de incorodal. Prin conul tubului de

aspiratie trece o priză cu dop prin care, în timpul reparaţiilor, se evacuează uleiul din rotorul

turbinei. În punctul inferior se prevede un grătar circular prin care, în timpul reparaţiilor,

aspiratorul se goleşte de apa într-un puţ de golire. De asemenea, pentru scoaterea palelor uzate,

respectiv introducerea palelor noi pentru rotor, aspiratorul se prevede cu un capac cu ramă etanş.

La ieşirea din aspirator se prevede o priză compusă de presiune, cu câteva puncte de prelucrare a

presiunii, pentru măsurarea sarcinii nete a turbinei.

Toate dimensiunile aspiratorului sunt definite în funcţie de diametrul D1.

Marimile de calcul sunt prezentate in continuare pentru D1 = 5.09 m:

7.1109.53.23.2 11 Dh m;

036.209.54.04.0 12 Dh m;

581.209.5507.0507.0 13 Dh m;

21.609.522.122.1 14 Dh m;

178.709.541.141.1 15 Dh m;

581.209.578.078.0 16 Dh m;

109.609.52.12.1 14 DD m;

91


709.2309.56.46.4 1 DL m;

636.709.55.15.1 11 DL m;

193.509.502.102.1 13 DD m

709.1109.53.23.2 15 DB m;

757.309.5738.0738.0 1 Dr m;

581.409.59.09.0 1 DR m;

09.5315.1315.1 11 Da m;

176.109.5231.0231.0 12 Da m;

919.109.57.07.0 14 Da m;

563.309.57.07.0' 1 DR m;

10 ;

21 m, alegem m5 b b 5.15 .

Fig. 3.14. Aspirator- secţiune transversală

92


3.6 Calculul caracteristicii de exploatare

3.6.1. Generalitaţi

Pentru trasarea caracteristicilor dee exploatare se fac citiri din topogramele existente în

funcţie de debitul dublu unitar şi turaţia dublu unitară pentru cinci căderi:

o cădere de calcul

două căderi mai mici decât căderea de calcul

două căderi mai mari decât căderea de calcul Funcţionarea turbinelor hidraulice este exprimată printr-o funcţie care depinde de

parametrii hidraulici ( debitul Q sm /3 şi căderea netă mH a turbinei), de parametrii mecanici

(turaţia , puterea P[W] şi randamentul turbinei η[%], respectiv de alte mărimi aferente

turbinei ( deschiderea palei de aparat director [m], unghiul de aşezare al palelor rotorice

srotn /

0a

grd0 şi coeficientul de cavitaţie al lui Thoma ). Matematic, funcţia sus-menţionată poate fi

exprimată sub forma:

,,,,,,, 00aPnHQf

Pentru reprezentarea grafică în plan a diferitelor curbe caracteristice ale turbinei, se aleg

două variabile dintre cele enumerate ( două mărimi care au o importanţă majoră în funcţionarea

turbinei), iar o a treia mărime, sau mai multe mărimi intervin ca parametri. Astfel se obţin mai

multe tipuri de curbe caracteristice, utile atât în proiectarea turbinei, cât mai ales în expluatarea

acesteia. Aceste tipuri de curbe pot fi clasificate în:

caracteristici energetice, care reprezintă variaţia căderii, debitului, puterii sau

randamentului în funcţie de diferite mărimi( mai puţin );

caracteristici cavitaţionale, care reprezintă variaţia coeficientului lui Thoma în

funcţie de celelalte mărimi.

Reprezentarea curbelor de izorandament η= const. Într-un sistem de coordonate , sau

, se numeşte caracteristică de axploatare a turbinei hidraulice. Uzual, caracteristica de

exploatare mai include şi curbe de izodeschidere a aparatului director , curbe de

izorapiditate şi curbe de egal coeficient de cavitaţie

HP,

.

HQ,

0 consta

.constnskW ’const. De asemenea, pe

caracteristica de exploatare se trasează limitele de funcţionare ale turbinei.

Reprezentarea curbelor de izorandament η= const. într-un sistem de coordonate

dimensionale, având debitul dublu unitar în abscisă şi turaţia dublu unitară în ordonată, 11Q 11n

93


constituie topograma turbinei, sau caracteristica universală a turbinei hidraulice. Debitul

dublu unitar este definit de relaţia:

HD

QQ

ext

211 ,

iar turaţia dublu unitară este definită prin relaţia:

H

Dnn ext

11 ,

unde turaţia n este măsurată în rot/min . pe topograma turbinei sunt de asemenea trasate curbe de

izodeschidere a aparatului director, curbe de izorapiditate, curbe de egal coeficient de cavitaţie şi

limitele de putere.

Fiecare topogramă conţine indicaţii privind valoarea diametrului de referinţă al turbinei

D , numarul de pale de aparat director, tipul camerei spirale şi tipul aspiratorului, valoarea

căderii medii H pentru carea s-au efectuat determinările şi înălţimea de aspiraţie în timpul

determinărilor.

ext

sH

Deşi conţine toate regimurile de funcţionare ale unei turbine, topograma nu este utilă în

exploatare, deoarece variabilele în care este trasată nu sunt direct măsurabile. Această topogramă

este însă utilă la dimensionarea turbinelor noi, respectiv la trasarea caracteristicilor de exploatare

ale turbinei.

3.6.2. Calculul caracteristicii de exploatare pentru turbina Kaplan studiată

Alegem cele patru caderi, două mai mici decât căderea de calcul şi două căderi mai mari,

astfel:

13m< 14m< 15m< 16m< 17m,

Conform formulei prezentate mai sus, debitul dublu unitar are valoarea:

smQ /128.1 311 ,

iar turaţia dublu unitară are valoarea:

781.18711 n rot/min.

iHDQQ 2111 ,

ihh HQgP .

94


Rezultatele pentru căderile alese sunt ilustrate în tabelele următoare:

min/709.20111 rotn

H=13 smQ /311 212.1

Tabel 3.17.

ηc Q11c Q Ph

0.77 1 93.44635 9176254

0.78 1.052 98.30556 9778789

0.79 1.12 104.6599 10544350

0.78 1.582 147.8321 14705365

0.77 1.665 155.5882 15278464

0.76 1.743 162.877 15786494

min/371.19411 rotn

H=14 smQ /311 168.1

Tabel 3.18.

ηc Q11c Q Ph

0.77 0.88 85.337 9024541

0.78 0.93 90.18569 9661160

0.79 1 96.97386 10521528

0.79 1.5 145.4608 15782293

0.78 1.7 164.8556 17660186

0.77 1.776 172.2256 18213165

95


96

min/781.18711 rotn

H=15 smQ /311 128.1

Tabel 3.19.

ηc Q11c Q Ph

0.78 0.82 82.30954 9447242

0.79 0.884 88.7337 10315159

0.8 0.98 98.36994 11580109

0.81 1.368 137.3164 16366948

0.8 1.567 157.2915 18516358

0.79 1.698 170.441 19813507

0.78 1.78 178.6719 20507427

min/818.18111 rotn

H=16 smQ /311 093.1

Tabel 3.20.

ηc Q11c Q Ph

0.8 0.84 87.08231 10934752

0.81 0.93 96.41256 12257662

0.82 1.438 149.0766 19187235

0.81 1.567 162.45 20653501

0.8 1.68 174.1646 21869504

0.79 1.782 184.7389 22907329

min/389.17611 rotn

H=17 smQ /311 059.1

Tabel 3.21.

ηc Q11c Q Ph

0.81 0.815 87.09089 11764560

0.82 0.91 97.24259 13298061

0.83 1.178 125.8811 17424345

0.82 1.538 164.3507 22475184


Caracteristica de exploatare

12

13

14

15

16

17

18

5 10 15 20

Ph

h

0.77

0.77

0.78

0.78

0.79

0.8

0.81

0.82

97


Bibliografie

1. D. Pavel, „Turbine hidraulice”, Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1965.

2. I. Anton, „Turbine hidraulice”, Ed. Facla, Timişoara, 1980.

3. E. C. Isbăşoiu, ş.a., „Mecanica fluidelor”, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1995.

4. E. C. Isbăşoiu, „Încercarea maşinilor hidraulice” Ed. POLITEHNICA Press,

Bucureşti 2009.

5. A.M. Georgescu, S.C. Georgescu, “ Hidraulica reţelelor de conducte şi

maşini hidraulice”, Ed. PRINTECH 2007.

6. I. A. Idelcik, „Îndrumător pentru calculul rezistenţelor hidraulice”, Ed.

Tehnică, Bucureşti, 1984.

7. R. Prişcu, „Construcţii hidrotehnice”, Vol II, Ed. Didactică, Bucureşti, 1974.

8. M. Ghergu, V. Nistreanu, „Centrale hidroelectrice şi staţii de pompare”,

Bucureşti, 1984.

98

Date post:	14-Aug-2015
Category:	Documents
Upload:	andreea-bogdanescu
View:	215 times
Download:	4 times

87391466-Proiect-Calimanesti

Documents