Informe de Proyecto de Turbina Pelton

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DISEÑO Y CALCULO

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Resumen.

Una turbina Pelton es uno de los tipos más eficientes de turbina hidráulica. Es una turbomáquina motora, de flujo trasversal, admisión parcial y de acción. Consiste en una rueda (rodete o rotor) dotada de cucharas en su periferia, las cuales están especialmente realizadas para convertir la energía de un chorro de agua que incide sobre las cucharas. Las turbinas Pelton están diseñadas para explotar grandes saltos hidráulicos de bajo caudal. Las centrales hidroeléctricas dotadas de este tipo de turbina cuentan, la mayoría de las veces, con una larga tubería llamada galería de presión para trasportar al fluido desde grandes alturas. Al final de la galería de presión se suministra el agua a la turbina por medio de una o varias válvulas de aguja, también llamadas inyectores, los cuales tienen forma de tobera para aumentar la velocidad del flujo que incide sobre las cucharas.

En este trabajo, con base en la selección de los instrumentos de conocimiento la matemática, la teoría de una turbina Pelton, su adecuación y su almacenamiento en Excel se crea el software que opera en el sentido de calcular virtualmente turbinas de una manera simple y versátil. Esto implica que los resultados no han sido validados experimentalmente.

Aquí se presenta, sin embargo, un estudio explicativo con base en los objetivos propuestos, pues una vez analizada e interpretada la información teórica seleccionada referente al problema de base, se le da sentido a través de la elaboración de un software para el diseño y cálculo de una turbinas Pelton, que garantiza la presentación de una propuesta tecnológica que beneficia a: la comunidad usuaria, al sector energético comercializador y a las empresas que construyan turbinas Pelton.

Finalmente, el trabajo „Diseño y cálculo de una turbina Pelton‟ alcanza como resultados específicos: los planos básicos de todas las piezas del inyector, los planos de la cuchara y sus perfiles transversales, los planos del rodete, los planos del eje del volante y los planos del eje de la turbina y los resultados matemáticos de velocidad del chorro a lasalida del inyector, Diámetro Pélton, RPM, Ns, Nq, diámetro del chorro y potencia.

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Índice Analítico

I. Generalidades

1.1 Introducción o presentación. 1.2 Objetivos.

1.3 Identificación de las aplicaciones o utilización de la máquina hidráulica. II. Recopilación de Información

2.1. Descripción de partes y/o componentes.

2.2. Operación y/o funcionamiento de la máquina hidráulica.

2.3. Fotos, imágenes, planos y/o esquemas reales de la máquina y componentes diseñados en instalaciones de la industria.

III. Fundamento y Justificación Teórica

3.1 Algoritmo de diseño de la máquina hidráulica. 3.2 Consideraciones pertinentes adicionales al diseño.

3.3 Disertación de Aspectos referentes al diseño propuesto en 2.1-2.2. IV. Desarrollo e innovación tecnológica:

a. Cálculo de dimensiones de componentes y parámetros del flujo.

b. Elaboración/acopio de software o programa para el cálculo de componentes y simulación de su funcionamiento.

c. Especificaciones del diseño final (planos, piezas 3D, simulaciones, manuales de operación, montaje, mantenimiento, etc.)

d. Diseño e implementación de sistemas o bancos de ensayo para su estudio experimental.

Investigación

4.1 Consideraciones desfavorables o fallas que se presentan durante el funcionamiento.

4.2 Metodología de tratamiento de las variables o parámetros de operación a ser investigados para optimización de la máquina o solución de las posibles fallas.

4.3 Curvas de ensayo o resultados de investigaciones experimentales o simulación.

V. Conclusiones.

VI. Sugerencias o recomendaciones. VIII. Anexos.

IX. Referencias Bibliográficas. (citar libros, textos, artículos, páginas web, blogspot, etc.)

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I. Generalidades

Las definiciones y conceptos que a continuación detallamos son básicas para el desarrollo de la presente tesis por lo cual hemos tenido que hacer uso de información bibliográfica y la Internet.

1.4 Introducción o presentación.

En la actualidad es imposible imaginar la vida sin energía eléctrica, estamos tan acostumbrados a encender y apagar el interruptor de la luz y otros aparatos que muy rara vez nos ponemos a pensar de donde viene esta electricidad; pues bien, un tipo de centrales generadoras son las HIDROELÉCTRICAS, éstas son plantas encargadas de convertir la energía del agua en energía eléctrica, pero más específicamente, la TURBINA es la encargada de transformar esa energía hidráulica en energía mecánica, para posteriormente convertirla en energía eléctrica con un generador. Como decía La turbina es el alma de una central hidroeléctrica y dependiendo de la turbina que se use es la cantidad de electricidad que se produzca. En este proyectoestudiaremos las turbinas PELTON.

La elaboración de este proyecto para el cálculo y diseño de una turbina que genere una potencia eléctrica deseada busca la vinculación de la comunidad académica como gestora de soluciones sociales hacia las comunidades que requieren formas de suministro de energía.

A partir de la necesidad de producir máquinas hidráulicas, que generen energía mecánica, por parte de personas con conocimientos básicos; es decir, interesados en ocupaciones operativas, mas no preocupados por el trabajo táctico de ingenieros, o labores estratégicas desarrolladas por teóricos o creadores de ciencia, surge el interés de crear una herramienta que facilite la elaboración del diseño y cálculo de turbinas Pelton

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1.5 Objetivos. (Lo que se quiere lograr: requisitos y resultados)

 Objetivo General

“obtener cálculos de una turbina Pelton”

 Objetivos Específicos

 Conocer tipos y funcionamiento de Turbinas Pelton.

 Determinar la potencia que desarrollara la turbina y contrastarla con la turbina de un caso real en la central hidroeléctrica del MANTARO.

1.6 Identificación de las aplicaciones o utilización de la máquina hidráulica.

ENERGÍA HIDRÁULICA

Un hidrosistema requiere de un caudal de agua y una diferencia de altura (conocida como “Salto”) para producir energía potencial. La producción de energía hidráulica se trata de un sistema de conversión de energía, es decir se toma energía en la forma de caudal y salto y se entrega energía en forma de electricidad o energía mecánica en el eje de una turbina. Ningún sistema de conversión puede entregar la misma cantidad de energía útil que absorbe, pues una parte de la energía se pierde en el sistema mismo en forma de fricción, calor, ruido, etc.

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Potencia de entrada es la potencia total disponible,

Potencia útil entregada es la potencia neta, Le eficiencia total del sistema es representada por,

La potencia disponible se la obtiene con el salto disponible , y el caudal.

(1.1)

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APLICACIÓN DE LA TURBINAS PELTON

Existen turbinas Pelton de todos los tamaños. Hay turbinas de varias toneladas montadas en forma vertical sobre cojinetes hidráulicos en las centrales hidroeléctricas. Las turbinas Pelton más pequeñas, solo de unos pocos centímetros, se usan en equipamientos domésticos.

En general, a medida que la altura de la caída de agua aumenta, menor volumen de agua puede generar la misma potencia. La energía es la fuerza por la distancia, y, por lo tanto, presiones más altas pueden aplicar la misma fuerza con menor caudal másico.

Cada instalación tiene, por lo tanto, su propia combinación de presión, velocidad y volumen de funcionamiento más eficiente. Usualmente, las pequeñas instalaciones usan paletas estandarizadas y adaptan la turbina a una de las familias de generadores y ruedas, adecuando para ello las canalizaciones. Las pequeñas turbinas se pueden ajustar algo variando el número de toberas y paletas por rueda, y escogiendo diferentes diámetros por rueda. Las grandes instalaciones de encargo diseñan el par torsor y volumen de la turbina para hacer girar un generador estándar.

Las instalaciones de Turbinas Pelton descritas pueden construirse localmente con buenos resultados. Se describen métodos diferentes y materiales diversos para la construcción de las cucharas en las ruedas así como para diferentes modelos de toberas y del mecanismo regulador.

Varios impedimentos limitan el nivel de aplicación para Turbinas Pelton de fabricación local. Por ejemplo, con caídas muy altas pueden surgir problemas en la poza de abastecimiento. Aquí, no sólo es importante la presión estática, pues, pueden presentarse ondas de presión cuando se lleva el conducto, o cuando la turbina arranca ó es regulada. Esto puede traer consecuencias desastrosas, caídas altas también implican alta velocidad de rotación que puede causar problemas en el rotor debido a fuerzas centrífugas aunadas a fuerzas dinámicas. Las ruedas más grandes se hacen para mayores niveles de descarga usualmente, lo que requiere toberas y cucharas más grandes.

Sus niveles de aplicación deben estar dentro de los siguientes límites estrechos (Ver Anexo 03.)

Estos límites no son obligatorios; pero, pueden ser tomados como sugerencias teniendo en cuenta las condiciones locales para fabricación, tales como disponibilidad de materiales y fundiciones, equipos de prueba y otros.

En comparación con lo dicho sobre las últimas mejoras de las Turbinas Pelton, estos límites restringen considerablemente el nivel de aplicación de las Turbinas Pelton. Pero, aún así, abren un campo nuevo é interesante para la fabricación local de las mismas.

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II. RECOPILACIÓN DE INFORMACIÓN

2.4. Descripción de partes y/o componentes. TURBINAS PELTON

Las turbinas Pelton, se conocen como turbinas de presión por ser ésta constanteen la zona del rodete, de chorro libre, de impulsión, o de admisión parcial por ser atacada por el agua sólo una parte de la periferia del rodete. Así mismo entran en la clasificación de turbinas tangenciales y turbinas de acción.

ACCESORIOS DE LAS TURBINAS PELTON.

El elemento principal de toda turbina hidráulica es el rodete mismo. Sinembargo, el rodete por sí solo no puede hacer mucho, requiere de ciertos accesorios, ya sea para la distribución, direccionamiento, control etc.

RODETE

Consta de una rueda con cucharas alrededor, a las que podemos llamar también alabes, sobre las que actúa el chorro inyector. El tamaño y número de alabes dependen de las características de la instalación y de la velocidad específica ns. Cuanto menor sea el caudal y mayor la altura del salto, menor será el diámetro del chorro. Las dimensiones de los alabes vienen ligadas directamente por el diámetro del chorro.

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Cada vez que va a entrar un alabe en el campo de acción del chorro sufriría un rechazo, por lo que a esta se le practica un hueco de aproximadamente un 10% mayor a diámetro del chorro. Un alabe tiene forma elíptica dividida por una cresta afilada en dos partes simétrica. Al estar dividido en dos la componente axial de la fuerza se contrarresta y de esta forma no sufren los cojinetes. La longitud del alabe es de 2.1 veces el diámetro del chorro y la anchura del alabe es de 2.5 veces el mismo diámetro.

fig1.3 rodete Pelton

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También llamados, cucharas, son piezas de bronce o de acero especial para evitar, dentro de lo posible, las corrosiones y cavitaciones.

Están diseñados para recibir el empuje directo del chorro de agua. Su forma es similar a la de una doble cuchara, con una arista interior lo más afilada posible y situada centralmente en dirección perpendicular hacia el eje, de modo que divide al alabe en dos partes simétricas de gran concavidad cada una, siendo sobre dicha arista donde incide el chorro de agua.

Fig. 1.4. – Detalles de un alabe

DISTRIBUIDOR DE LA TURBINA

Está constituido por uno o varios equipos de inyección de agua. Cada uno de dichos equipos, formado por determinados elementos mecánicos, tiene como misión dirigir, convenientemente, un chorro de agua, cilíndrico y de sección uniforme, que se proyecta sobre el rodete, así como también, regular el caudal preciso que ha de fluir hacia dicho rodete.

Fig. 1.5 - Esquema de un distribuidor. Inyector

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El inyector es una tobera diseñada para reducir hasta los valores deseados el caudal, y con ello las pérdidas de carga en la conducción. Las pérdidas de carga se producen por la fricción (rozamiento) del fluido con la superficie de la tubería de conducción forzada. Las pérdidas de carga dependen de la naturaleza de las paredes internas de dicha

conducción, del caudal, de la sección y de la longitud de las mimas.

A mayor caudal o menor sección (aumento de la velocidad del fluido) aumentan las pérdidas de carga. A mayor longitud de la tubería mayor son dichas perdida. Si el caudal se hace cero la perdida de carga desaparece.

Fig. 1.6. – Inyector rectilíneo.

Este dispositivo contiene una aguja de cierre, cuyo movimiento disminuye o aumenta la apertura de la boquilla y con esto el caudal. Se puede construir de acero inoxidable al níquel, esmerilada y pulida para reducir el rozamiento. El movimiento de esta aguja se logra mediante un mecanismo de control.

Cuando disminuye la carga, hay que actuar sobre el caudal más rápidamente de lo que interesa a efectos del golpe de ariete. Un cierre rápido puede provocar una situación desastrosa. Para ello cada inyector lleva incorporado un deflector que intercepta el chorro inmediatamente parcial o totalmente, cerrando la aguja más lentamente y así no crear el golpe de ariete.

Cabe señalar que el inyector cuenta con un deflector el cual desvía al chorro.

Esto es muy útil en los casos en el cual ocurra una falla en el generador. Esta falla se traduce en una violenta aceleración de la turbina, pudiendo ésta entrar en resonancia y destruirse. El deflector desviaría el chorro, ayudando así a disminuir la velocidad del rodete.

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CARCASA DE LA TURBINA

Es la envoltura metálica que cubre el inyector, rodete y otros elementos mecánicos de la turbina.

Fig. 1.7. – Carcasa de una turbina Pelton de eje vertical.

Su misión consiste en evitar que el agua salpique al exterior cuando, después de incidir sobre los alabes, abandona a éstos.

Dispone de un equipo de sellado, en las zonas de salida del eje, a fin de eliminar fugas de agua. Puede estar formado por un laberinto metálico dotado de drenajes, o bien por juntas de estanqueidad, prensaestopas, etc.

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CAMARA DE DESCARGA

Se entiende como tal la zona por donde cae el agua libremente hacia el desagüe, después de haber movido al rodete. También se conoce como tubería de descarga.

EJE DE LA TURBINA

Rígidamente unido al rodete, y situado adecuadamente sobre cojinetes debidamente lubricados, transmite el movimiento de rotación al eje del generador. El número de cojinetes instalados así como su función, radial o radial-axial, depende de las características de cada grupo.

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2.5. Operación y/o funcionamiento de la máquina hidráulica.

FUNCIONAMIENTO DE LA TURBINA PELTON

Principio de funcionamiento de las turbinas Pelton.

La energía potencial gravitatoria del agua embalsada, o energía de presión, se convierte, prácticamente sin pérdidas, en energía cinética, al salir el agua a través del inyector en forma de chorros libres, a una velocidad que corresponde a toda la altura del salto útil, se dispone de la máxima energía cinética en el momento en que el agua incide tangencialmente sobre el rodete, empujando a los alabes, obteniéndose el trabajo mecánico deseado.

Las formas cóncavas de los alabes hacen cambiar la dirección del chorro de agua, saliendo éste, ya sin energía apreciable, por los bordes laterales, sin ninguna incidencia posterior sobre los alabes. De este modo, el chorro de agua transmite su energía cinética al rodete, donde queda transformada instantáneamente en energía mecánica.

La válvula de aguja, gobernada por el regulador de velocidad, cierra más o menos el orificio de salida de la tobera o inyector, consiguiendo modificar el caudal de agua que fluye por ésta, al objeto de mantener constante la velocidad del rodete, evitándose embalsamiento o reducción del número de revoluciones del mismo, por disminución o aumento respectivamente de la carga solicitada al generador.

La arista que divide al alabe en dos partes simétricas, corta al chorro de agua, seccionándolo en dos láminas de fluido, teóricamente del mismo caudal, precipitándose cada una hacia la concavidad correspondiente. Tal disposición permite contrarrestar mutuamente los empujes axiales que se originan en el rodete, equilibrando presiones sobre el mismo.

CENTRAL HIDROELECTRICA SANTIAGO ANTÚNEZ DE MAYOLO Breve Reseña Histórica.

Por la década de los cuarenta, el sabio peruano Santiago Antúnez de Mayolo, inició sus investigaciones sobre el aprovechamiento de los recursos hídricos de la zona del Pongor en la sierra central del país.

En 1945, luego de intensa investigación, Antúnez de Mayolo presentó el estudio para la explotación hidroeléctrica de la llamada primera curva del río Mantaro, en la provincia de Tayacaja, Huancavelica.

Entre 1954 y 1961, se realizaron diversos estudios preliminares, a cargo de consultores de EE UU, Japón y la República Federal Alemana, quienes confirmaron el planteamiento de Antúnez de Mayolo.

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Es así que en diciembre de 1961 se crea la Corporación de Energía Eléctrica del Mantaro (CORMAN), empresa pública encargada de desarrollar y explotar el potencial hidroeléctrico del río Mantaro.

La Corporación inicia sus funciones en 1963, realizando un estudio comparativo de las propuestas de diversas empresas internacionales. Como resultado, se resolvió iniciar negociaciones formales con el Grupo GIE Impregilo de Italia, las que se llevaron a cabo entre marzo y junio de 1966.

El Contrato de suministro, construcción y financiamiento del Proyecto del Mantaro se firma el 1 de setiembre de 1966, comenzando a llegar los equipos para la construcción, entre enero y junio de 1967, con lo que se iniciaron las obras civiles.

Dichas obras deberían de comenzar por los trabajos que permitieran viabilizar el complejo en la zona. Un aspecto importante de estos trabajos, lo constituyó la construcción de nuevos caminos que permitieron transportar los materiales y equipos necesarios. Asimismo, la mejora de los caminos existentes, permitió que estos soporten el paso de material pesado requerido.

Se tuvieron que construir grandes campamentos en Mantacra, Villa Azul y Campo Armiño, con el objeto de albergar a los miles de trabajadores que laboraron en la obra. Estos campamentos llegaron a albergar hasta 10,000 personas entre trabajadores y familiares.

En la segunda etapa del proyecto se instalaron cuatro grupos generadores adicionales a los tres ya existentes y se aumentaron dos tuberías de presión, con lo que se logró alcanzar una potencia total de 798 MW. Esta etapa se inauguró el 1º de Mayo de 1979.

Cinco y medio años después, el 10 de Noviembre de 1984, se inauguró la tercera y última etapa del Proyecto Mantaro, consistente en la Central Hidroeléctrica Restitución. Esta etapa aprovecha las aguas turbinadas provenientes de la central Santiago Antúnez de Mayolo para generar, a través de esta segunda central ubicada en cascada, 210 MW adicionales, con los que se completan 1008 MW en todo el complejo.

Han pasado más de 36 años desde que se iniciaron las obras del Proyecto Mantaro y aunque las obras principales han concluido, se continúan realizando obras de afianzamiento hídrico en la cuenca del río Mantaro y otras obras de mejoramiento del sistema, con el fin de garantizar un buen servicio y llevar más energía eléctrica y con ella el progreso a los muchos pueblos del país.

Las obras del Proyecto Mantaro fueron realmente espectaculares por lo agreste de la geografía y el duro clima reinante en la zona. Más de una víctima cobró este proyecto en su realización y aún hoy, al recorrer las instalaciones del complejo, uno siente el estremecimiento propio de apreciar las grandes obras del género humano.

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RESUMEN EJECUTIVO DE LA CENTRAL HIDROELECTRICA.

ELECTROPERU S.A. y ENERGIA, ha elaborado el presente informe que incluye los resultados del “Servicio de Medición de la potencia efectiva del Complejo Hidroeléctrico del Mantaro”.

Las unidades evaluadas fueron los siete grupos de la central hidroeléctrica Santiago Antúnez de Mayolo (SAM) y los tres grupos de la central hidroeléctrica Restitución (RON), ambas con turbinas Pelton, ubicadas en la Provincia de Tayacaja, departamento de Huancavelica.

Se procedió a la determinación de la potencia efectiva de las centrales hidroeléctricas. En el Cuadro N°1, se presenta los valores obtenidos de los Ensayos.

Cuadro N°1

Potencia Efectiva y Altura Neta de las Centrales Hidroeléctricas Del Complejo Hidroeléctrico del Mantaro

Central Hidroeléctrica

Descripción Unidades Valor medio

Santiago Antúnez de Mayolo Potencia efectiva MW 632.77 Altura Neta Promedio m 727.8

Restitución Potencia efectiva MW 209.38

Altura Neta Promedio

m 248.43

Todos los parámetros medidos durante el ensayo para determinar la potencia efectiva se mantuvieron en condiciones estables; asimismo las temperaturas registradas en los cojinetes fueron aceptables.

Los valores de potencia registrados durante el ensayo de la Central Hidroeléctrica Santiago Antúnez de Mayolo, oscilaron en el rango de -0.28% a +0.22% y en la Central Hidroeléctrica Restitución, oscilaron en el rango de -1.73% a +1.59, respectivamente.

DESCRIPCION DE LAS CENTRALES HIDROELECTRICAS DEL COMPLEJO HIDROELECTRICO MANTARO

Ubicación

El Complejo Hidroeléctrico del Mantaro está ubicado en la Localidad de Campo Armiño, distrito de Colcabamba, provincia de Tayacaja , Departamento de Huancavelica a 12°21´Latitud Sur y 74°35´Longitud Oeste, a una altitud de 1,840 m.s.n.m.; Se encuentra a una distancia de 160 Km, vía terrestre al Sur-Este de la ciudad de Huancayo y a 480 Km. Al Este de la ciudad de Lima.

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Características

El complejo Mantaro se clasifica como una Central Hidroeléctrica de agua embalsada, donde se realiza la captación a un nivel máximo de 2,695 m.s.n.m. los caudales captados son del orden de 96 m3/s para máxima generación; está constituida por dos Centrales Hidroeléctricas de alta presión en cascada la primera es la Central Hidroeléctrica Santiago Antúnez de Mayolo (SAM) que aprovecha el agua embalsada del rio Mantaro y un salto bruto de 855 m., tiene siete grupos de generación con turbinas Pelton, la segunda Central Hidroeléctrica es la Restitución, que tiene tres grupos de generación también con turbinas Pelton las cuales aprovechan las aguas turbinadas de SAM y un salto bruto de 257 metros, el Complejo del Mantaro comprende las siguientes obras:

Características de las maquinas generadoras de la C.H. SAM Turbinas:

Fabricante: FRANCO TOSI-RIVA CALSONI Tipo = Turbina Pelton de eje vertical Altura de diseño = 850 - 820 - 780 metros Caudal de diseño = 16.64 - 16.34 - 15.78 m3/s Potencia = 123.530 - 117,00 - 107,500 kW Numero de chorros = 4

Velocidad Nominal = 450 RPM Velocidad de Fuga = 810 RPM

Además se diferencian según el cuadro siguiente: Descripción Grupo N°01 Grupo N°2 Grupo N°3 Grupo N°4 Grupo N°5 Grupo N°6 Grupo N°7 Puesta en servicio 1,973 1,973 1,973 1,973 1,973 1,973 1,973 Matricula 2161 4665 2162 4666 2163 4667 1302/1 4713 1302/2 4714 1302/3 4715 1302/4 4716 Generadores:

En la C.H. Santiago Antúnez de Mayolo, los Generadores tienen las características técnicas siguientes:

Fabricante = ANSALDO - MARELLI

Tipo = Generador Síncrono ATBM – 16 - 120000 Potencia Nominal = 120,000 KVA

Factor de Potencia = 0,95

Tensión Generador = 13.80 ± 5% kV Corriente Generador = 5,022 ± 5% Amp. Tensión de Excitación = 234 Volt. Corriente de Excitación = 892 Amp. Frecuencia Nominal = 60 Hz Velocidad Nominal = 450 RPM

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Velocidad de Fuga = 810 RPM Numero de Polos = 16 Numero de Fases = 3 Conexión = Estrella Aislamiento Estator = F Aislamiento Rotor = F Forma Constructiva = IM8425 Norma = IEC

Operación = Servicio Continuo Relación de corto Cto. = 1.05 ± 10 %

Nota: De los 7 generadores cuatro cuentan con sus números de serie, son los siguientes G4 1779; G5 1780; G6 1781; G7 1782

Características de las maquinas generadoras de la Central Hidroeléctrica Restitución

Turbinas:

Fabricante =FRANCO TOSI-RIVA CALSONI Tipo = Turbina Pelton de eje vertical Altura de diseño = 257 - 255 - 247 metros Caudal de diseño = 32.11 - 32.00 - 31.48 m3/s Potencia = 72.730 - 71,980 - 68,530 kW Numero de chorros = 6

Velocidad Nominal = 200 RPM Velocidad de Fuga = 345 RPM

Además se diferencian según el cuadro siguiente:

Descripción Grupo N° 01 Grupo N° 02 Grupo N° 03

Puesta en servicio 1979 1979 1979

N° Serie 554 553 552

Generadoras:

Fabricante = ANSALDO – MARELLI Génova- Italia Tipo = Generador Síncrono ATBM – 36 - 82500 Potencia Nominal = 82,500 KVA

Factor de Potencia = 0,85

Tensión Generador = 13.80 ± 5% kV Corriente Generador = 3,452 ± 5% Amp. Tensión de Excitación = 280 Volt. Corriente de Excitación = 1,030 Amp. Frecuencia Nominal = 60 Hz Velocidad Nominal = 200 RPM Velocidad de Fuga = 345 RPM Numero de Polos = 36

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Numero de Fases = 3 Conexión = Estrella Aislamiento Estator = F Aislamiento Rotor = F Norma = IEC

Operación = Servicio Continuo

2.6. Fotos, imágenes, planos y/o esquemas reales de la máquina y componentes diseñados en instalaciones de la industria.

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III. Fundamento y Justificación Teórica

La Turbina Pelton se caracteriza por el hecho que la presión del fluido no varía a lo largo de la rueda o sea el grado de reacción es cero y por esto la rueda Pelton se define también como rueda de "acción". Para analizar el principio de funcionamiento consideramos una cuchara en movimiento traslatorio uniforme, con velocidad igual a la velocidad periférica del punto mediano del perfil cortante: además, se considera el campo de velocidad como plano.

Indicamos con 

U la velocidad de traslación de la cuchara. En base a la forma del campo de velocidad resulta que el ángulo “2” formado por

 

U

y

r

V

₂ mayor que el ángulo “2c” formado por la tangente al borde de salida de la cuchara y la dirección de

 U (Ver Figura 2.10). (Vr2)A Vr1 (Vr2)B ß2

Figura 2.10: Cuchara en movimiento traslatorio uniforme

Consideramos una referencia inercial solidaria con la cuchara en movimiento traslatorio uniforme y aplicamos la ecuación de la cantidad de movimiento con respecto a un volumen de control que pertenece a dicha referencia.

El volumen de control está individualizado por la línea de raya y por la superficie de la cuchara en contacto con el fluido. Tenemos:

1 2 2 2 2 Vr QmrVr Qmr r V Qmr R B A f                   (3) f

R



: Es la resultante de todas las fuerzas externas que se ejercen sobre el fluido contenido dentro del volumen de control.

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Qmr: Es el caudal másico "relativo".

Por la simetría del campo de velocidad

R

f 

tiene la misma dirección de la velocidad  U. Podemos escribir:            2 F F Rf , Siendo 

F

la fuerza resultante debida a la presión

atmosférica y 2 

F la fuerza resultante que el fluido ejerce sobre la pared de la cuchara. Indicamos con 3



F la fuerza resultante debido a la presión atmosférica que se ejerce sobre la superficie de la cuchara no en contacto con el fluido. Por resultar:

3 1     F F , Podemos escribir:                 2 3 2 3 F F F F Rf Ahora    ₃ 2 F F es la fuerza resultante  c

R que se ejerce sobre la cuchara, así que tenemos:  





_c f

R

R

Entonces, por la ecuación de la cantidad de movimiento resulta:























































   

2

2

2 2 1 B A c

Vr

Vr

V

Qmr

R

(4)























































       

U

U

Vr

U

U

Vr

U

U

V

Qmr

U

U

R

A B c

.

2

.

2

.

2 2 1 (5) 1 1

.

;

.

Vr

U

U

Vr

R

U

U

R

_c



_c



    

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Figura 2.11: Esquema de Vectores de velocidad.

De la figura 2.11

 

2 2 2 . 2 . 2 U VrCos U r V U U r V B A                _  

   



Vr Vr



Qmr Qmr Vr Vr Vr Rc 2 2 1 2 2 2 1 cos cos 2 cos 2                                  

Basándonos en la ecuación del movimiento relativo tenemos:

   

0

2

2 2 2 1



Vr



_W



_r



Vr

(6) Por ser



0



r

W

resulta Vr₂ Vr₁ Pongamos: 1 2 1 2

_Vr

_Vr

Vr

Vr

_

_







Entonces

R

c





Vr

₁





 

Vr

₁

Cos



₂



Qmr



Vr

₁



1





Cos



₂



Qmr



Indicamos con V1 la velocidad absoluta del fluido antes de la rueda.

Tenemos

Vr

₁





V

₁



U



. Definimos como velocidad ideal (absoluta) del chorro la:

gH

V

_i



2

y pongamos: i i

V

V

V

V

_

_

_

_

_

1 1 Tenemos:



V

U



R

Qmr



Cos



V

U



Vr

₁





_i



;

_c



1







₂



_i



La fuerza resultante que se ejerce sobre la cuchara por cada unidad de caudal másico que ingresa a la cuchara es:





V U



Qmr R i c 







 2 cos 1 (7)

INGENIERIA MECANICA

Página 27





V

U



U

Qmr

U

R

_c

.



1





cos



₂



_i



(8)

El trabajo que el fluido cede a la cuchara por cada unidad de peso que ingresa a la cuchara es:





V U



U gQmr U R i c  







 . cos 1 8 1 . 2 (9)

Volvemos ahora a la rueda Pelton. Podemos considerar la expresión:





V

U



U

g

1





cos



.



i



1

2 (10) como el trabajo que el fluido cede a la rueda por cada unidad de peso que ingresa a la rueda, así que podemos escribir:





V

U



U

g

W

e



_i











cos

.

1

1

2 (11)

Claramente el trabajo que el fluido cede a la rueda en la unidad de tiempo es

Qu

W

t



.



.













, siendo ahora Qu el caudal absoluto del chorro.

En el caso de la turbina Pelton resulta

Qu



Q



n

_v



1



, entonces

H

n

W

W

_t





_i  

La fuerza resultante que se ejerce sobre la rueda es tangente a la circunferencia descrita por el punto mediano del perfil cortante de la cuchara. Ahora podemos escribir la expresión:



1





cos



₂



.



V

_i



U



Como la fuerza resultante por cada unidad del caudal másico que ingresa a la rueda, de tal manera que la fuerza resultante es igual a:





V

U



Qp

1





cos



₂

.



_i



(12), Y el momento es igual a:





V

U



Q

D

_

_

1 2

.

cos

1

2









(13),

Siendo "D" el diámetro de la circunferencia ya mencionada.

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Página 28

VELOCIDAD Y DIÁMETRO CIRCULAR MÁXIMO DE ATAQUE

El producto de la velocidad (RPM) y el diámetro circular máximo de ataque (DCMA) de una Turbina Pelton es constante, para un tope (rendimiento) dado. Así, con una caída dada y el DCMA indicará un cierto número de revoluciones de la turbina.

A menudo, la velocidad de la turbina está dada por las RPM requeridas por el mecanismo impulsado, sea un generador o cualquier otro equipo final. Con un rendimiento real pueden ajustarse la RPM cambiando el diámetro de la rueda.

Otra posibilidad es la de no operar la turbina en su velocidad óptima. Se tienen casos que para un DCMA dado, la velocidad de la rueda puede ser considerablemente diferente de la velocidad óptima sin que tenga una gran influencia en la eficiencia de la turbina permitiendo así al fabricante diversos DCMA estandarizados. En el caso en que la velocidad es 16% más baja que la óptima, tan sólo significaría una pérdida de eficiencia del 3%.

Para un determinado tamaño de las cucharas, el DCMA debe mantenerse dentro de ciertos límites. El diámetro mínimo de la rueda resulta del hecho de que deben instalarse no menos de 16 cucharas y también de la fuerza centrífuga permisible aplicada a las mismas.

El diámetro máximo de la rueda no es un problema mayor porque normalmente se requiere una alta RPM.

Principalmente consideraciones de índole económica limitan el tamaño del rotor porque una rueda grande también significa un gran número de cucharas y una carcasa grande. La velocidad en vacío de una Turbina Pelton es entre 1.8 y 1.9 la velocidad normal. A velocidad libre el aro ..gira casi a la velocidad del inyector de agua, y la misma ya no puede transferir energía al rotor. Este es el caso cuando no hay carga en la turbina.

EFICIENCIA

La eficiencia () de las Turbinas Pelton pequeñas, de fabricación local, normalmente no es tan alta como en las grandes. Por consiguiente se recomienda calcular los parámetros de la turbina con una eficiencia entre 0.70 y 0.85. Esto puede arrojar una eficiencia entre 0.5 y 0.6 para una instalación con un generador eléctrico. En varias instalaciones ha quedado demostrada la conveniencia de calcular estas eficiencias. Tratándose de eficiencias bajas deben considerarse la caída y la descarga para obtener, la energía requerida.

Hay muchos factores que pueden influir en la eficiencia de las Turbinas Pelton, tales como la disposición geométrica de las cucharas, forma de las mismas, errores de fábrica, desalineamiento del chorro, fricción del desaguador y empaquetaduras.

Un diámetro de chorro menor que el óptimo, o una tobera parcialmente cerrada, no tienen una mayor influencia en la eficiencia, supuesto que el diámetro del chorro, no sea menor de un tercio del diámetro óptimo del chorro, o de un sexto de la descarga de agua, siendo posible una buena eficiencia en carga parcial.

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Página 29

NÚMERO DE VUELTAS ESPECÍFICO (Nc) EN FUNCIÓN DE LOS PARÁMETROS DE FORMA.-

La Turbina Pelton puede tener más que un chorro. Claramente todos los chorros tendrán el mismo diámetro “d" y la misma velocidad V1. Indicamos con “Z” el número de chorros. Tenemos:

gH

Z

d

V

Z

d

Q

.

2

4

.

4

2 1 2











   

 

 

H

m

s

m

Q

m

Kg

CV

QH

P



_T

;



;



;



75

3 3







2 / 3 2 2 / 1 2

4

*

75

2

.

.

2

4

.

75

Z

d

H

g

H

H

g

Z

d

P





T













_T



36

.

46

4

*

75

81

.

9

*

2

*

14

.

3

*

1000

4

*

75

2

*

*





g





2 / 1 2

*

*

*

*

*

36

.

46

Z

d

H

P





_T



(14)

Sea "D" el diámetro de la circunferencia tangente al eje del chorro.

gH

U

V

U

Kp

D

U

n

D

n

U

i

2

;

60

*

60

*

_

_

_

_







Tenemos:

gH

Kp

U



*

2

(15)



RPM



D

gH

Kp

n

*

2

*

*

60







 



 

4 / 5 2 / 1 2 / 1 2 / 1 2 / 1 4 / 5 2 / 1 * * 36 . 46 * 2 * * * 60 H H d Z gH D Kp H P n N_c







  



  

       D d Kp Z N_c 576*



_T *



1/2 1/2* (16)

Para las condiciones de diseño, o sea las condiciones en que T es, máximo, podemos considerar los siguientes valores:

98

.

0

97

.

0

;

90

.

0

81

.

0

;

46

.

0

44

.

0















_T



Kp

Entonces resulta:

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Página 30



 

        D d Z N_C 225 250 1/2 (17)

VALOR LÍMITE PARA (d/D).-

Si el diámetro "d" del chorro fuera demasiado grande con respecto al diámetro "D” de la rueda, entonces el tamaño de la cuchara resultaría demasiado grande con respecto a “D” y la manera de operar de la cuchara se alejaría del esquema teórico que hemos considerado y que resulta ser lo más favorable para el rendimiento. Consigue que se tiene que poner un límite al valor de (d/D) y normalmente se toma

10 1  D d O sea 10 D d  (18) NÚMERO DE CHORROS (Z).-

Con Turbina Pelton de eje vertical se ha alcanzado

Z



4



5

(a turbina con eje vertical ofrece mayores posibilidades para la instalación de las tuberías y de las boquillas de regulación.) Pero hay que considerar que la turbina con eje vertical presenta el problema de proveer un adecuando sistema de superficies fijas que recojan y guíen el fluido que sale de la rueda para que no recaiga sobre la misma.

La tendencia es hacia disposiciones sencillas, o sea turbina con eje horizontal y uno o al máximo dos chorros.

DIMENSIONAMIENTO DE LOS ELEMENTOS DE LA TURBINA PELTON

Las dimensiones fundamentales en una Turbina Pelton están determinadas por el diámetro del chorro. Dado el diámetro del chorro la mayoría de las demás medidas del rotor pueden obtenerse con el empleo de las fórmulas. El tamaño del diámetro del chorro determina el tamaño mínimo de las cucharas, que a su vez da el tamaño del rotor y de toda la turbina.

En ciertos casos es posible instalar una turbina con mayor tamaño del requerido. Esto no reduce necesariamente la eficiencia total de la instalación de manera inadmisible si es que el sobre dimensionamiento se mantiene dentro de ciertos límites. Este puede ser el caso si se utiliza una turbina de segunda mano y si sólo se dispone del diseño de una turbina mayor ó si modificar los elementos de fabricación acarrearía gastos muy grandes.

Para determinar el tamaño de una turbina deben conocerse dos de tres parámetros: Potencia (P), Caudal (Q) y Caída Neta (H). El tercer parámetro puede calcularse. La instalación de una Turbina Pelton es factible cuando todos estos parámetros están dentro de los límites descritos anteriormente. Cuando alguno de estos tres parámetros excede estos límites, es aún. a veces, posible instalar una Turbina Pelton; pero, se recomienda estudiar cuidadosamente las diferentes posibilidades. Tal vez pudiera instalarse una turbina con más de un chorro, o yendo al otro extremo, traer la turbina completa.

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Página 31

La mayor dificultad en la fabricación de una Turbina Pelton es hacer las cucharas, porque si estos rompiesen rotando a alta velocidad sería muy peligroso. Esta es la razón por la cual a menudo es preferible adquirirlas de un fabricante acreditado. En este caso, o cuando las cucharas las hace un fabricante local experimentado, pueden elevarse los límites descritos, para Turbinas Pelton hechas localmente.

En el caso de que el caudal estuviera por encima de los límites mencionados, o la caída se halle por debajo de ellos, se recomienda buscar un diseño alternativo de turbina.

Empleando el Anexo 02, se puede determinar el diámetro del chorro por aproximación cuando se dan dos de los parámetros: Salto Neto (H), Caudal (Q) y Potencia Producida. El diagrama se basa en una eficiencia total de planta de 60 %.

3.4 Algoritmo de diseño de la máquina hidráulica.  Potencia Ideal (Pi).



Q

H



en

 

CV

P

_i





*

*

/

75

Dónde:  = 1000 Kg/m3 Peso Específico del Agua.  Número de vueltas específico Ideal (Nc1).

 

4 / 5 2 / 1 * H P N Nc i i 

 Cálculo del Número de chorros (Z) y la relación d/D Número de chorros (Z) Donde los valores de  y Kp están:

 Entre 0.97 - 0.98 Kp entre 0.44 - 0.46

Tomando:  = 0.97 y Kp = 0.45

Además la relación de d/D=l/10 como valor límite.

Si sabemos que Nci 576* *Z *Kp



d/D



2 / 1 2 / 1



 Entonces 2 2 / 1 576 * * * *       



Kp d D N Z ci

Donde Z debe ser entero.

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Página 32

Entonces

Kp

Z

N

D

d

_ci

*

*

*

576



1/2 1/2



(37)

Este valor va sería el real.

 Cálculo del diámetro del chorro “d" y del Diámetro tangente al chorro "D": Como sabemos: QZ*





*d2 /4



*



*



2*g*H



1/2 (38) Entonces:









* 2* * * * 4 * 2 / 1 Z H g Q d  y D=1/d (39) S = (0.75 0.85) ( ̂ )

De la figura del triángulo, tenemos la siguiente fórmula:

( ) SE DESPEJA ̅̅̅̅̅̅̅̅ ̂ ̂ ̂ ( )( ̂ )

Y se encuentra en número de cucharas

( )( )

Con este nuevo número de cucharas, se recalcula la distancia “S” que es la longitud de arco entre cuchara y cuchara, aplicando la 2ª fórmula:

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Página 33

( )( ) ( )( )  Número de Cucharas: Cálculo de De (m) y Di (m) De= D + 2d Di= D - 2d

 Calculamos en forma empírica N°-C(Empírica)= [12+0.74(D/d)]

 Recalculamos S* S*= ( * De) / 21

 Espesor del Chorro a la salida de la cuchara

Ech= [0.12 - 0.15] * d Asumimos el valor de 0.13 Ech = 0.13 * d

 Trabajo W, Eficiencia Ideal i Eficiencia Total i y Potencia al Eje P.

Tomar 2= 12º

 = 0.88

Vi = (2*g*H)1/2 en m/s Vi=  Vi en [m/s]

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Página 34

U= Kp*Vi en [m/s

1 =W / H1 (Solo para Turbinas Pelton)

1 = 0 * i * T = 0 * i (Solo para Turbinas Pelton) Se asume un rendimiento mecánico 0 promedio Tomando 0= 0.94

W =1/g*(1+*Cos2) * (V1-U) U Potencia al Eje P = 1 * P ¡

 Velocidad de fuga Vfuga = [1.70 - 1.80]*U =1.75*U

 Boquilla de regulación Área de la sección del chorro Ac= *d2/4

 Cálculo del Área máxima de la boquilla. Amax= Ac/0.7

3.5 Consideraciones pertinentes adicionales al diseño. Geometría del inyector

Los inyectores de la turbina Pelton están formados por un codo de sección circular el cual decrece en forma progresiva, un tramo recto de sección circular donde se monta una aguja con cabeza en forma de bulbo y una boquilla que orienta el flujo de agua en forma tangencial al rodete.

Además de la regulación con agua, generalmente se considera la regulación de caudal mediante un deflector. Esta regulación permite evitar riesgos de golpe de ariete, producto de un cierre brusco de la aguja.

En la tobera se da lugar una fuerte aceleración, porque la velocidad del agua en la tubería que termina en el inyector suele ser del orden de 1 m/s para nuestro caso esta velocidad alcanza un valor de 1.19 m/s y la altura de presión en los saltos de gran altura característicos de las turbinas Pelton, la cual se transforma totalmente en altura dinámica en el inyector, suele ser muy elevada. Por lo que transporta arena y se produce erosión en la cabeza de la tobera y la punta de la válvula puede deteriorarse rápidamente. De aquí que se justifica la construcción de la tobera y la punta de la válvula de aguja en unidades separadas, para su fácil recambio, los materiales duelen ser de bronce o acero inoxidable.

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Página 35

Diámetro de salida de la tobera.

Para facilitar la regulación es conveniente diseñar el inyector de manera que exista proporcionalidad entre la turbina y la traslación x de la aguja medida a partir de la obturación total de la tobera. Suponiendo, como sucede en la realidad que Kc (coeficiente de velocidad de la tobera) no varía impresionablemente con el caudal, entonces la potencia será proporcional al caudal y éste a la sección de paso de la tobera normal al flujo. Tenemos que x es el avance de la aguja para que se cumpla la proporcionalidad deseada.

Las dimensiones de la tobera están en función del diámetro del chorro, el cual se determina utilizando la fórmula:

En la presente tabla se puede observar las proporciones de dimensiones de la tobera en función del diámetro del chorro.

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Página 36

RADIO DE CURVATURA DEL BULBO

El radio de curvatura del bulbo ha de ser grande, a fin de evitar desprendimientos, el diámetro b del mismo suele hacerse de manera que:

El diámetro d de salida de la tobera se diseña, de manera que el diámetro máximo del chorro d se alcance cuando l sea

Los valores ordinarios o comunes que se construye el bulbo son

La carrera del vástago de la válvula de aguja suele hacerse mayor que la necesaria para obtener el diámetro máximo del chorro, esto con el fin de obtener una reserva de potencia

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Página 37

IV. Desarrollo e innovación tecnológica:

a. Cálculo de dimensiones de componentes y parámetros del flujo. PROCEDIMIENTO DE CÁLCULO

Determinación de los parámetros de diseño dimensionales y del flujo de la turbinas pelton: número específico ideal, potencia ideal, diámetro del chorro, número de chorros, diámetro del rodete, numero de cucharas, trabajo de euler, rendimiento total, potencia efectiva real, potencia eléctrica real.

Obtenemos los parámetros iniciales de diseño: DATOS:

Altura o Salto Neto (H) : 850 m. Velocidad de la Turbina (N) :450 RPM. Caudal (Q). : 16.64 m3/s

VALORES ASUMIDOS Kp= 0,45

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Página 38

PROCEDIMIENTO DE CÁLCULO a) Cálculo de Ni CV N Kgf QH N i i 6667 . 188586 ) ( 75 ) 850 )( 64 . 16 ( 1000 75      b) Cálculo de nci





5788

.

42

850

6667

.

188586

450

4 5 2 1 4 5 2 1







ci i ci

n

H

nN

n

c) Cálculo de “z” y d / D

Como primera aproximación tomamos d/D = 0.09, luego calculamos “z” mediante la relación:

 



 





434 . 3 09 . 0 45 , 0 98 , 0 576 5788 . 42 576 2 2 1 2 2 1                      z D d k n z p ci



Redondeando z =4 ( 4 chorros )

 Cálculo del valor definitivo de (d/D)









083395667 . 0 45 , 0 1 98 , 0 576 5788 . 42 576 12 12 12 12    D d k z n D d p ci



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Página 39

d) Cálculo de “d” y “D” m D d D D d como m d gH z Q d 46571 . 2 465715 . 2 0833 , 0 2045 , 0 0833 , 0 08339 , 0 2045 . 0 ) 850 )( 81 , 9 )( 2 ( 98 , 0 1 4 64 . 16 4 2 1 4 2 1 2 1                          







e) Cálculo del número de cucharas (Nº ch)

m

D

D

d

D

D

m

D

D

d

D

D

i i i e e e

05445

.

2

)

2045

.

0

(

2

4657

.

2

2

876974

.

2

)

2045

.

0

(

2

4657

.

2

2





















Luego: D = 2.4657m Di = 2.0544m De = 2.8769m

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Página 40

m AB sen AB Sen R Sen D AB Luego Si Cos R d R Cos e e e 068129 . 1 ´ ) º 5877 . 43 ( 4657 . 2 ´ 2 . ´ : 1754 . 87 2 ´ º 5877 . 43 43845 . 1 2045 , 0 43845 . 1           















’

B

`

A

R

e

θ

R

e

-d

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Página 41

     m BB AB D D k BB Y m AB m D AB R AB Como e p e e 5781 . 0 ´ 0681 . 1 4657 . 2 8769 . 2 98 , 0 45 , 0 ´ ´ , 875790 . 1 ´ 875790 . 1 2 180 83 . 61 ´ ´ ´ . :                               







Entonces:



 





m

AB

AB

BB

AB

AB

2976

.

1

5781

.

0

8757

.

1

´

´











Ahora, tomamos en cuenta que:



AB

S



(

0

,

75



0

,

85

)



)

2976

.

1

(

8

,

0

80

,

0





AB

S

m S0.43

INGENIERIA MECANICA

Página 42

8733 , 20 2045 , 0 4657 . 2 74 , 0 12 74 , 0 12 9 03809 . 1 ) 8769 . 2 ( 74 , 0 12 ; º                   _  d D S D d D S D máx ch N e e









9;20.8733



º ....N chmáx 

Redondeamos y escogemos el máximo

Nºch = 21cucharas.

Finalmente calculamos la distancia entre 2 cucharas

m S S D_e 43 , 0 21  



f) Determinación de β2 β2c : 8769 . 2 ) 4657 . 2 ( 43 , 0    e D SD S

m

S





0

,

368870

(Distancia entre cucharas en “D”)

Para el espesor del chorro de salida (0,12 – 0,15) d

Ech = 0,13(0.20563) = 0.02673m

Espesor de la cuchara a la salida

E = 0,1d = 0,1(0.20563)

E = 0.02056m.

INGENIERIA MECANICA

Página 43

º

12

º

10

)

º

3

º

2

(

2 2 2 2



















c c g) Cálculo de

W

,



_i

,



_t

,

N

s m i p s m i s m i i U V k U V V V V V gh V 1128 . 58 ) 2653 . 125 ( 45 , 0 2653 . 125 ) 1394 . 129 ( 97 , 0 1394 . 129 850 81 , 9 2 2 1 1 1              



Cálculo de

W

: (para





0

,

88

)













N

J

W

U

U

V

g

W

2143

.

740

1128

.

58

1128

.

58

2653

.

125

º

12

cos

88

,

0

1

81

,

9

1

cos

1

1

1 2





















Cálculo de



_i

871

,

0

850

2143

.

740

_





H

W

i



INGENIERIA MECANICA

Página 44

Cálculo de



_t

1



V



Asumimos



₀



0

,

95





827

,

0

871

,

0

95

,

0

0









t i t









Cálculo de N (potencia en el eje)





CV

N

N

N

_{t i}

.

4273

.

156017

6667

.

188586

827

,

0











h) Velocidad de fuga





s m fuga fuga fuga V V U V 7917 . 98 1128 . 58 ) 7 , 1 ( 8 , 1 7 , 1     i) Boquilla de regulación.





2 2 2 2 2

4218

.

474

7

,

0

095

.

332

7

,

0

095

.

332

0952

.

332

4

20563

.

0

4

cm

A

A

A

cm

A

cm

d

A

máx c máx c c























INGENIERIA MECANICA

Página 45

Rendimiento Hidráulico: Altura de Euler: ( )( )( ) ( )( )( ) Potencia eléctrica: ( )( ) GENERADOR

Pt=181043.2

cv

P

eléctrica real

n

GE

=0.95

INGENIERIA MECANICA

Página 46

DETERMINACIÓN DE LAS DIMENSIONES DEL INYECTOR, CARCAZA, CUCHARAS Y EJES.

INGENIERIA MECANICA

Página 47

Donde:

a = Diámetro máximo de la aguja.

a0 = Angulo de la punta de la aguja.

a1 = Angulo de la punta del inyector

dt = Diámetro de las punta del inyector.

x = Recorrido máximo de la aguja.

dv = Recorrido máximo de la aguja.

b = Longitud de la aguja.

d2 = Diámetro mayor en la curvatura del inyector.

l = Longitud del tramo recto del inyector.

r = radio de curvatura del inyector.

d1 = Diámetro del tramo recto del inyector.

Teniendo en cuenta que la sección de la salida del inyector d = 206mm

a = (1.42 a 1.62)d = 1.50(206)

.a = 309mm

= 40° a 60°

.

= 60° a 90°

.

dt = (1.1 a 1.7)d = 1.2d .

dt =247.2mm

.x = (0.5 a 1.16)d = 1d

.x = 123.6mm

dv = (0.58 a 0.6)d = 0.58d

.dv = 119.48mm

b = (3.25 a 7.3)d = 4d .

b = 824mm

d2 = (4.5 a 4.6)d = 4.55d

.d2 = 937.3 mm

l = (6.0 a 12.1)d = 7d

.l = 1442 mm

r = (15 a 25)d = 20d

.r = 4120 mm

d1 = (2.5 a 4.0)d = 3d .

d1 = 412mm

DIMENSIONES DE LA CUCHARA EN FUNCIÓN DEL DIÁMETRO DE CHORRO

Las dimensiones de la cuchara son proporcionales al diámetro de chorro.

Las dimensiones de la cuchara se toma el valor d = 205 (diámetro del chorro del

agua)

B: ancho de la cuchara.

L: longitud de las cucharas.

D: profundidad de las cuchara.

f: longitud de las cucharas desde el corte hasta el centro del chorro.

M: ancho del corte de las cucharas.

e: longitud radial del corte de la cuchara.

INGENIERIA MECANICA

Página 48



2c

: ángulo de salida del agua de la cuchara.



1

: ángulo de entrada del agua a la cuchara.



1

: ángulo formado por las medias cucharas.



1

: ángulo de la punta de la cuchara.

J: espesor de las cucharas.

Dimensiones de la Cuchara:

DIMENSIONES DE CUCHARAS [mm] DIA. DEL INYECTOR Di d 206

<1.42-1.63>B 3 B 618 <1.42-1.63>L 2.8 L 576.8 <1.42-1.63>D 0.9 D 185.4 <1.42-1.63>f 0.98 f 201.88 <1.42-1.63>M 1.02 M 210.12 <1.42-1.63>e 0.42 e 86.52 <1.42-1.63>l 1.62 l 333.72 1<40°,60°> 18° 



18° 



12° 2C (rad) 10° 



4°  4° 



10° 4 10° <1.42-1.63>J 0.12 J 24.72 CARCASA [mm] L 6.706568414 B 5.249358479 C 4.922466521 D 4.47559789 E 5.12459789

INGENIERIA MECANICA

Página 49

N (rpm) 450 H (m) 850 Q (m3_{/s) 16.64} Nci 42.68 Z 3.399 Z(Redondeado) ₄ d (m) 0.2045 D (m) 2.4668 De(m) 2.8758 Di (m) 2.0578 Cuerda AB' (m) 1.478 Ángulo  (o) 30.93 Ángulo-  (En Radianes) 2.285

Arco AB' 1.552 Arco BB’ 0.79 Arco AB 0.76 S 0.61 Nº-C 14.31 N°-C(Empírica) 20,93 Numero de cucharas 21 Sº 0.3688 Ech 0.0286 Vi (m/s) 129.14 V1 (m/s) 126.56 U (m/s) 58.11 W (J/N) 738.58 i 0.87 t 0.83 N (cv) 155672.63 Vfuga (m/s) 101.69 Ac (m2_{) 0,0328} Ac (cm2_{) 328} Amax (cm2_{) 0.0469}

b. Elaboración/acopio de software o programa para el cálculo de componentes y simulación de su funcionamiento.