Curva real de una Pelton de 4 chiflones.

Turbina PELTON. Gráfica Rto/Q

En realidad esta curva para 4 chiflones es teórica, ya que hemos partido de la curva para 1 solo chiflón, y este ensayo se realizó en una caja Pelton de eje horizontal con las dimensiones correctas y ajustadas para ello.

Un solo chiflón en una caja Pelton de eje vertical dimensionada para contener 4 chiflones presenta un volumen inmenso para él, en consecuencia creamos un efecto "ventilador".

Por ello, para un solo chiflón descontaremos aproximadamente un 3%; para 2 chiflones un 2%; para 3 chiflones un 1% y para cuatro un 0%.

Continuara ......................................

Cálculo de una turbina PELTON. 25ª Parte

Definidos los datos: Hn = 195 m., Q = 0.36 m³/s, P = 620 kw (843 C.V.), obtenemos como ya se explicó anteriormente:

Øp = 924 mm y n = 600 r/m con un Ns = 24 (para un solo chiflón o inyector).

Si definimos los datos: Hn = 195 m., Q = 0.36 x 4 = 1.440 m³/s, P = 2.480 kw (3.373 C.V.), obtenemos:

Øp = 924 mm y n = 600 r/m con un Ns = 24 (para cada uno de los 4 chiflónes)

Hacemos estas dos variantes para ver las dos curvas Rto/Caudal.

La diferencia que vamos a encontrar es la disposición del eje; con un solo chiflón la turbina será de eje HORIZONTAL y con 4 chiflones la turbina será VERTICAL.

Esto afectará en cuanto a los esfuerzos sobre el balero o cojinete.

En el primer caso el esfuerzo sobre el balero será "radial" (suma vectorial del choque del agua contra el canguilón mas el peso de la rueda).

En el segundo caso los esfuerzos serán: "radial" (choque del agua contra el canguilón) y "axial" (peso del rodete).

Por asimetría del canguilón, en ambos casos, se deberá adicionar un 2% de la fuerza del choque.Evidentemente en el sentido "axial" o "radial" según la disposición del rodete.

Toda la geometría de una turbina Pelton es función del Øjet.

El Rto de una turbina Pelton, actualmente, no supera el 90%

Leyes de semejanza o Similitud. 24ª Parte

Golpe de ariete y sobrevelocidad. 23ª Parte

Salto neto y perdidas de carga. 22ª Parte

Continuará .........................................

Cálculo turbina FRANCIS. 21ª Parte

Posición de la turbina con relación a "aguas abajo". En el gráfico está representadas varias disposiciones para un valor de Hs (+).






Solo nos faltaria definir la "sumergencia" de la turbina, para ello emplearemos la fórmula:



Hs (sumergencia) = 10.33 - (altitud/900) -0.2 -(sigma x Hn)

El valor de "sigma" lo obtendremos de la gráfica, entrando por Ns, es decir para un Ns= 194 obtendremos un valor de "sigma" = 0.12 y aplicando a la fórmula:

Hs = 10.33 -(500/900) - 0.2 - (0.12 x 65) = 10.33 - 0.55 - 0.2 -7.8 = 1.75 m.

Es decir, el rodete podría estar "como máximo" a 1.75 m del nivel de "aguas abajo".

Continuará .................................

Calculo de una turbina FRANCIS. 20ª Parte

Hemos supuesto que el Hn no varia en el socaz. Luego Hn máx = 70 m., Hn = 65 m. y Hn mín. = 60 m. Ahora deberemos calcular las potencias en cada uno de los puntos:

Punto "A" : P = 9.81 x 65 x 3.00 x o,89 = 1.702 kW

Punto "B" : P = 9.81 x 70 x 3.18 x 0.88 = 1.921 kW

Punto "H" : P = 9.81 x 60 x 2.88 x 0.89 = 1.508 kW

Punto "E" : P = 9.81 x 65 x 0.72 x 0.70 = 321 kW

La potencia mínima la generaremos a Hn = 60 m.

P mínima = 9.81 x 60 x 0.72 x 0.7 = 300 kW

Se presenta una encrucijada: adquirir un alternador para 1.702 kW (nominal) o de 1.921 kw, para alcanzar dicha potencia hemos de tomar un Caudal superior a 3 m/s. Hay legislaciones que no permiten tomar más del nominal, otras permiten + 5% e incluso +10%.

En el supuesto de +10%, nuestra turbina (no el equipamiento) podrá generar entre 1.921 kW y 300 kW.

Continuara ....................................

Calculo real Francis. Parte 19ª

Para el ejercicio haz "click" sobre la gráfica, con botón izquierdo del mouse y la imagen volverá a su tamaño real y la podras ampliar a A-4

Esto es una "curva de colina" REAL DE LABORATORIO, para Ns entre 178/214, forzaremos los datos de H, Q y n para poder usarla.

Antes de realizar ningún cálculo vamos a definir nuestra turbina:

Hn = 65 m

Q = 3 m³/s

n = 750 r/m

Altitud = 500 m.

Debemos saber interpretar la "curva de colina" para convertirla en una "curva industrial".

El eje "X" (percent discarge" = % Q, es decir, 100 = 3 m³/s

El eje "Y" (percent desing head" = % H, es decir, 100 = 65 m.

En nuestro caso sería el punto de diseño sería el "A", este punto tenemos definido un Rto = 89%

La zona remarcada en rojo, es la zona donde los resultados de la "curva de colina", son confiables, ir mas allá de este limite no hay "garantia."

Nuestro caz nos permite una variación del Hn desde 70/60 m. Son la lineas horizontales 70-B y 60-H

La zona en verde es la zona de trabajo de nuestra turbina.

Es evidente que no podemos egresar la linea G-C (FULL GATE). ya que es un límite mecánico del distribuidor.

Ahora verificaremos que el ejemplo cumple con la "curva de colina", esto lo haremos mediante el cálculo de Ns:

Pot = 9.81 x 65 x 3 x 0.89 = 1.702 kW = 2.315 C.V.

Ns = 750 x (2.315)^0.5 /(65)^5/4 = 36.085 / 184 = 194, evidentemente se corresponde a la "curva de colina"

Dos puntos a resaltar "g" depende de la altitud y el Rto turbina es para un modelo de ensayo de Ø 360 mm., deberíamos realizar la corrección del mismo en función del Ø real del prototipo.

Cálculamos el Ø de la turbina:

Øt = 0.021 x (Ns)^0.666 = 0.021 x (194)^0.666 = 0.705 m = 705 mm.

Continuará ........................................

Aspirador. 18ª Parte

El aspirador o ducto de descarga al socaz tiene una importancia vital en las turbinas Francis y Kaplan ( mayor importancia a mayor Ns).

Hay turbinas Kaplan que llegan a recuperar el 45% de la potencia en el aspirador.

La forma y dimensiones se pueden encontrar en multitud de tratados de hidráulica; la dificultad estriba en fabricarlos sin escalones, cambios bruscos de sección, es decir, han de presentar secciones coherentes para que el agua fluya de velocidad máxima a mínima progresivamente, sin escalones.

El aspirador clásico es el cónico con un ángulo de 6/8º, este aspirador tiene un límite, la profundidad de excavación. Por esta razón se diseñó el aspirador acodado. No es más que un aspirador cónico con una restricción a 90º para evitar las turbulencias y el despegue del flujo de las paredes. Estos aspiradores suelen tener una longitud entre 4,5/5,0 veces el diámetro de salida de la turbina.

La velocidad de salida estrá comprendida entre 1.0/2.5 m/s

En turbinas Pelton no aplica ya que son turbinas atmosféricas, pero en ellas debe cuidarse el sistema de "destrucción de energia residual" para no deteriorar el socaz.

También se debe dimensionar bien la altura entre el rodete y "aguas abajo" para no crear rebotes de caudal que afecten a la marcha del rodete, generalmente se situa a 1,0/1,5 diámetros.

Continuará ..................................

Gear-box o caja multiplicadora. 17ª parte

Hasta los años 1.950/60 este elemento era casi desconocido, en su lugar se usaban poleas y correas que permitían elevar la velocidad "baja" de la turbina a velocidades algo "mayores" para así obtener velocidades sincronas en el alternador (abaratando su coste).

Este sistema funcionaba bien, simpre y cuando el torque o par a transmitir fuese bajo, a medida que el torque aumentaba la correa de cuero empezaba deslizar sobre la polea.

Frente a este problema se creó una solución: La correa sintética. Esta permitía transmitir un torque muy superior sin deslizar, alcanzando incluso los 1.000 kw de potencia.

La crisis energética de 1.970/80, llevó a plantearse los aprovechamientos hidráulicos de baja cabeza (entre 2 y 6 metros) con grandes aportaciones de caudal.

Esta nueva situación creó un nuevo problema, un aumento enorme del torque a transmitir, es decir potencias altas del orden de 4 y 5 MW a velocidades inferiores a 100 r/m, lo que implicaba alternadores enormes (de diámetro de 6 metros) de un coste tal que no hacían factible la inversión.

La solución al problema fue el gear-box o caja multiplicadora.

Ventajas:

• No desliza, es un sistema mecánico geometricamente rígido.
• Permite aumentar la velocidad entre 8/10 escalones.
• Disminuye el coste del alternador.
• Posibilita inversiones en baja cabeza y gran caudal.

Desventajas:

• Al no deslizar exige de un sistema electrónico muy perfecto para la conexión a la RED. Por su naturaleza mecánica no puede deslizar como los generadores.
• No se pueden superar los 5.000 kw, ni índices de velocidad superiores a 8/10
• Hay perdidas de rendimiento entre un 5% y 10%
• Si el gear-box no esta fabricado en alta calidad de materiales, tratamientos térmicos, rectificados, recubrimientos altos, etc. suele empezar siendo un "generador de ruidos" y acabar siendo un "generador de graves problemas".
• La multiplicadora necesita de una monitorización exhaustiva de todos sus parámetros: caudales, temperaturas, niveles, presiones, vibraciones, etc. normalmente suelen ser mas de 20 parámetros a controlar.
• Obliga a una mayor altura de la casa de máquinas.

Igual como hemos expuesto en los generadores, se debe realizar una muy buena y detallada especificación.

Continuará ............................

Generador. Parte 16ª

Junto con las turbinas hidráulicas los generadores son las máquinas de mayor rendimiento, son capaces de superar facilmente las 1ª el 92% y las 2ª el 97%

Son máquinas robustas, fiables y de muy bajo mantenimiento.

Técnicamente muy estudiadas y con un alto desarrollo técnico.

Los problemas en los generadores estan asociados a:

• Mala definición de la especificación de compra.
• Errores de diseño.
• Disminución del coste de compra en detrimento de alguna característica.

Veamos algunos de ellos, por las especificaciones:

• Error en la definición de la altitud
• Error en la temperatuta ambiente
• Sentido de giro equivocado
• Potencia mal cálcula o disminuida
• Tensión
• Frecuencia
• r/m (nominal) y r/m (embalamiento)
• Mala definición del tiempo de embalamiento)
• Mala definición de las cargas y esfuerzos.

El fabricante del generador diseñará la máquina eléctrica en función de los datos que se suministren, ya que desconoce cual es el estudio y los datos de partida que se usarón para definir dichos parámetros.

Por el diseño y/o construcción:

• Cojinetes o baleros al limite de carga, velocidad o refrigeración.
• Mala planitud en el plato de unión.
• Nº de taladros de la brida, posición de los taladros y/o diametro de los taladros incorrecta.
• Aislamiento deficiente.
• Partes y piezas sueltas.
• Almacenamiento en locales con condiciones de humedad y/o suciedad deficientes.
• Transporte defectuoso, por posición, protección, golpes, etc
• Mal montaje

Muchos de estos errores se pueden detectar en los ensayos en el banco de pruebas.

Otros conceptos a tener en cuenta:

• El fabricante del alternador "habla" en kVA y el turbinista en kW, para hacer la conversión divide por coseno fi. kVA = kW / cos fi.
• Los generadores con grandes cargas, para el momento del arranque necesitan de "medios oleohidraulicos" para poder despegar las dos caras del cojinete axial.
• Puede ser necesario instalar un sistema de "frenado" normalmente neumático, para disminuir el tiempo de parada.

Continuará ..........................

Válvula de guarda y seguridad. Parte 15ª

Como indica su nombre es el recurso que dispone la instalación cuando falla todo, situación poco posible pero que en intervalo de tiempo de 24 h x 365 días x 20 años = 175.200 horas puede producirse. Compara lo con la vida de un auto, aproximadamente 6 meses de marcha continua.

En algunos países la legislación exige dos órganos de guarda; compuerta y compuerta, compuerta y válvula, etc.

La gran ventaja de estos elementos es que no introducen perdida de Salto neto, ya que K es del orden de 0.07 e incluso menores. Otra ventaja de estos elementos es la "seguridad positiva", es decir, actúan al cierre sin necesidad de corriente eléctrica.

El diseño debe ser confiable a largo plazo, para lo cual, deben de estar diseñados bajo criterios de normas (DIN, ASME, AUWA, etc) y ser de muy bajo mantenimiento, ya que su inspección y/o reparación implica el cierre de la producción.

Estos elementos normalmente van asociados al fabricante de la turbina, ya que le pueden afectar contactualmente a su suministro.

El cálculo estructural, hoy en día; se realiza mediante Elementos Finitos y las K se ensayan en laboratorio o se simulan en programas C.F.D.

Uno de los problemas de estos elementos es que cierran el caudal en el último 20% del cierre. Para evitar continuos golpes de ariente en cada maniobra de cierre, las válvulas cierran con un retardo de de 10 ó 20 veces superiores al cierre del distribuidor Flink (en Kaplan y Francis) y frente al inyector de las Pelton.

Este fenomeno no ocurre con el distribuidor ya que este tiene un cierre "cuasi" proporcional y progresivo.

La maniobra normal sería: el distribuidor va cerrando, la potencia va disminuyendo y llegados a la potencia mínima o potencia de inversión, la turbina se desconecta y el distribuidor acaba cerrado (esta maniobra ocurre entre 6 y 10 seg) una vez el distribuidor cerrado, empieza el proceso de cierre de la compuerta o de la válvula, esta maniobra puede durar entre 2 y 5 minutos.

Veamos que ocurre en un incidente: turbina a potencia máxima, desconexión de la RED, caida de la potencia instantameamente, el distribuidor "por alguna causa" permanece abierto, el caudal aumenta, la válvula empieza a cerrar pasados de 2 a 5 seg. si la válvula está bien diseñada, el contrapeso podrá vencer los torques de fricción y el par dinámico generado por el aumento de caudal.

Si la vávula está mal cálculada puede quedarse en posición intermedia, posición donde la fricción iguale al contrapeso.

CONTINUARA ........................................

Reja y limpia-rejas. Parte 14.1 y 14.2

Debe ser un sistema único, una/o no existe sin el otro.

Es la unidad que crea la mayor perdida de "cabeza" y la responsable de las mayores averías y catástofes en una central hidroeléctrica.

Esta unidad es el elemento menos valorado técnica y económicamente, casi siempre forma parte como "unidad de reja y limpia-reja" (a tanto por kg) en la licitación de la Obra Civil (es como $/m³ de cemento o $/kg de ferralla) y bajo la visión del inversor no es mas que un coste adicional.

Veamos los criterios para definir un buen conjunto de reja y limpia-rejas:

• No debe permitir el paso de objetos o piezas de mayor dimensión que la menor dimensión del paso del distribuidor, chiflón o/y rodete. (atención una reja mal diseñada de paso 40 mm. puede dejar pasar objetos de más de 100 mm.)
• Debe estar calculada para soportar la "colmatación total", es decir, debe de calcularse como una compuerta.
• No debe transmitir vibraciones a la tubería.
• No debe crear perdidas de salto o cabeza mayores de 5 cm.
• Debe de reaccionar el frecuencia de limpieza frente a la "colmatación"
• Su funcionamiento debe ser silencioso
• Debe cumplir con los condicionantes medio-ambientales.
• Las zonas limítrofes de la reja debe estar protegida frente al "vandalismo".

Hemos constatado una mejora entre el 15-20% en la energía generada, en una instalación de limpieza manual a la misma con sistema de limpia-rejas automático.

Continuará ...............................

Accesorios de un Salto Hidráulico. 14ª parte

Este capitulo lo dividiremos en sub-apartados:

• 14.1 Reja
• 14.2 Limpia Rejas
• 14.3 Ataguias, compuertas Taintor o Sector, Abatibles
• 14.4 Válvula de guarda (Mariposa, esfera,etc.)
• 14.5 Alternador
• 14.6 Multiplicador
• 14.7 Aspirador
• 14.8 Grupos oleohidraulicos
• 14.9 Equipo electrónico de regulación, mando y protección.

Cada uno de ellos tiene su función, sus particularidades y su aplicación especifica. Estos forman parte de un "TODO", este "TODO" será tan fiable como el el elemento mas "DEBIL"del conjunto.

Continuará .............................

Puedes hacer tus comentarios, así se podrá hacer más intelegible el documento, enmendar lo errado (seguro que hay errores) y/o ampliar algún tema.

Gracias.

Orden de magnitud. 13ª parte

Antes de continuar con la exposición, creo que debes familiarizarte con el "orden de magnitud" de las unidades en hidráulica, veamos algunos ejemplos:

• Un caminante se mueve a un ritmo de 3,6 km/h (1 m/s); el agua en una válvula puede circular a 25 km/h (7m/s).
• Un chiflón casero da 0,0001 m³/s (0,1 l/s); un torrente puede transportar facilmente 10 m³/s (10.000 l/s).
• La presión atmosferica es de 1 kg/cm², es decir, sobre un cm² se aplica una fuerza de 1 kg, pero sobre la escotilla de un submarino de Ø800 mm a 100 m. de profundidad se le aplican 50.000 kg.
• La potencia en hidráulica puede ir de 50 kw hasta 600.000 kw, comparalo con un auto de competición (500 kw).

Estas deformaciones estan causadas por la falta de refencias en la vida normal:

• Si un apartamento vale 200.000$ y gano 2.000$/mes necesitaré 100 pagas.
• Si un apartamento vale 400.000$ y gano 2.000$/mes necesitare 200 pagas.
• Si esta el doble de lejos necesitaré el doble de tiempo para llegar.

Hacemos comparaciones de tipo lineal.

Otro gran problema es la unidad m³, en nuestro entorno se habla de:

• litros/m² de lluvia
• embases de 1 litro ó de 5 litros
• depósito de gas-oil de capacidad de 60 litros.
• consumo del carro de 8 l/100km.
• etc.

Pero en hidráulica aparecen; la raiz cuadrada, el duplo, raiz cúbica, potencia a la 0,25, coeficientes de ajuste, etc. Todo ello distorsiona nuestro concepto de linealidad.

Salvando las diferencias, es cuando un profano como yo intenta comprender la teoria de la relatividad, la curvatura espacio-tiempo, la expansión del universo, etc.

Cálculo de una turbina hidráulica. 12ª parte.

Veamos un ejemplo clásico de accidente en una tubería.

La tubería es casi siempre uno de los elementos auxiliares de mayor costo, de mayores perdidas de cabeza y de mayor riesgo.

• Es fácil que un ducto supere los 1.000 mts o incluso más, hay instalaciones que por causa diversas pueden alcanzar lo 10.000/15.000 mts



• Para disminuir la longitud es necesario pendientes muy fuertes (dificultad de acceso y montaje, incluso con medios aéreos)



• Como hemos visto es la causa de mayores perdidas de cabeza.



• PERO nos queda un "punto negro", que es el riesgo frente al golpe de ariete (tanto positivo; cierre, como negativo; apertura)

Este fenómeno, golpe de ariete, esta estudiado, documentado e informatizado hasta la saciedad, estos estudios los inicio Allievi a principio del siglo pasado a consecuencia de un gran desastre en un ducto. Aún así, hoy en día ocurren accidentes por esta causa.

Estos desastres suelen ocurrir por ignorancia, por reducir costes, etc. El golpe de ariete define unos ciertos parámetros, tales como:

• Espesor de del ducto.



• Volantes de inercia.



• Chimeneas de equilibrio.



• Tiempos de reacción.

Toda la formulación al respecto se puede encontrar en literatura de mecánica de fluidos, hidráulica, turbo máquinas hidráulicas, etc.; si las usas se prudente y que solo te sirvan para tener un ORDEN de GRANDEZA.

ACCIDENTE CLASICO Y REAL.

Se suelen producir en instalaciones antiguas que fueron diseñadas para trabajar con reguladores oleo-mecánicos (con tiempos de respuesta largos de 6 a 10 seg.) con materiales del ducto de bajas características mecánicas, (hierro colado o aceros de alto contenido en carbono), en comparación a las actuales y con sistemas de unión (roblones) y soldadura (a la llama) del momento de su instalación.

Actualmente para hacer frente a la demanda y maximizar ingresos y reducir consumo de caudales se trabaja en "horario de punta" y/o "disponibilidad inmediata".

Estos dos conceptos, "horario de punta" y " disponibilidad inmediata" exigen a las instalaciones puestas en cargas y desconexiones en tiempos muy cortos (del orden de 3 seg.). Esta aparente pequeña diferencia de tiempo de maniobra puede hacer pasar el tiempo de cierre de "lento" a "rápido" o a "instantaneo", cada uno de estos steeps puede mas que duplicar el "golpe de ariete"

Secuencia del incidente:

1. Se realizan pruebas, no mas de 4 ó 5, de cierres rápidos, la instalación responde correctamente y se da el O.K. para disminuir los tiempos de maniobra.



2. Pasado cierto tiempo, alguien se da cuenta que la potencia de la instalación a disminuido.



3. Se llega a la conclusión que las tolerancias entre directrices y cierres es excesiva, que las directrices no ajustan entre ellas; por lo cual se decide realizar una reparación y si es necesario modificaciones para disminuir los caudales de fuga. Estas operaciones se realizan con las mejores técnicas y tolerancias alcanzables actualmente.



4. Esta mejora (muy lógica) produce una disminución drástica de los caudales de fuga, es decir, ahora frente a un cierre del distribuidor todo el caudal sera "rechazado".



5. No olvidemos que en algún momento o aprovechando la mejora se pudo sustituir el sistema oleo/mecánico por un sistema oleohidráulico con válvulas proporcionales o servo/válvulas, de respuesta muy rápida.



6. El día de la nueva puesta en marcha, normalmente no ocurre nada, gracias a los coeficientes de seguridad y además otra vez en buena lógica solo se realizan 3 ó 4 pruebas.



7. Al transcurrir del tiempo la tubería acaba fallando por agotamiento de sus características mecánicas (se supera el límite elástico del material) o por fatiga; además a todo ello debe sumarsele la perdida de espesor por corrosión a lo largo de la "vida util" del ducto.

Para evitar todo esto se debería realizar un análisis del espesor del ducto con ultrasonidos, verificar los materiales y sus características, simular la nueva situación y monitorizar los resultados en la puesta en marcha.

Continuará ...............................

Cálculo de una turbina hidráulica. 11ª Parte

En toda nuestra exposición hemos supuesto el conocimiento de la "cabeza neta"; pero para ello es necesario realizar una serie de cálculos para definirlo.

Realicemos un ejercicio (todos los parámetros y fórmulas se pueden encontrar en libros de hidráulica, debes interpretarlos correctamente, se prudente!!!!!).

Salto bruto = 56 m.

Q = 4,3 m³/s

Reja de 4 m (alto) x 2 m (ancho) paso de 80 mm. hierro de 80x8 mm (se supone siempre limpia)

Entrada abocinada (realizada correctamente)

Tubería de Ø1.400 x 150 metros

8 curvas de 36º

Reducciones cónicas: 1 de Ø1.400 a Ø1.3oo y otra de Ø1.300 a Ø1.000 mm

Válvula de mariposa de Ø1.000 mm.

Una vez consultadas las fórmulas pertinente y realizados los cálculos, llegarás a unos resultados parecidos a los aquí expuestos:

Perdidas en cada elemento:

Reja: 0.002 m

Entrada. 0.022 m

Tubería: 0.680 m

Curvas: o.674 m

Reducciones: 0.102 m

Válvula: 0.120 m

TOTAL = 1.6 m. que es el 2.85% de la cabeza bruta

Cabeza neta = 56.00 -1.60 = 54.4 m.

Observa que el 51 % de las perdidas las genera la tubería y su trazado.

Cálculo de una turbina hidráulica. 10ª Parte

ERRORES CLASICOS.

1. Mala definición de la "cabeza neta" o salto neto.
2. Mala definiión de H/Q
3. Errores "ecologicos". No contar con: migraciones, caudales de reserva, derechos de regantes, derechos de pescadores, flora y fauna, afectaciones de terreno, etc.
4. Negociaciones erroneas con los afectados.
5. Dar por supuesto el "punto de enchufe" a la RED. Distancia, orografía. permisos, derechos de paso, etc.
6. Maximizar "ingresos" para aumentar la financiación.
7. No ponerse en manos de técnicos especialistas en el tema
8. Creer que lo que uno PIENSA es verdad.

ERRORES REALES.

1. Tomar como caudal de diseño, el máximo historico, resulto ser el caudal de avenida de 500 años
2. Por no leer la Legislación; descubrir que el caudal ecológico era el 25% de total (Canada)
3. Tener que realizar un "ascensor de salmones con un coste de 450.000 $ (U.S.A.)
4. Línea de conexión a 70 km. (Chile).
5. Mal cálculo de la longitud del "espejo de agua", disminuia en 2 metros la "cabeza neta" del explotador de anterior. Hubo que demoler una parte de la coronación de la presa. (Italia).
6. No instalar un limpia rejas, después de 5 años el Cliente decide instalarlo, mejora del 12% anual de la producción. (España).
7. Mal sistema de conexión a la RED. Resultado en la primera conexión se produjo la destrucción total de los engranajes del gear-box. (Francia)

Cálculo de una turbina hidráulica. Parte 10ª

Cálculo de una turbina hidráulica. 9ª parte

Si hemos realizado bien los cálculos encontrarás:


Para - - - - - - - - - n = 600 (r/m) - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - n = 750 (r/m)

Ns - - - - - - - - - - = 222 - - - - - - - - - - - - - - - - - = 278

sigma - - - - - - - - = 0,12 - - - - - - - - - - - - - - - - -= 0,17

Hs - - - - -- - - - - = +3,56 - - - - - - - - - - - - - - - -= +0,9 (m)

Ø rodete - - - - - -= 0,830 - - - - - - - - - - - - - - - = 0,750 (m)

Øespiral - - - - - - = 2.490 - - - - - - - - - - - - - - - = 2.250 (mm)

Øválvula - - - - - = 1.000 - - - - - - - - - - - - - - - = 1.000 (mm)


Como puedes ver el cambio de escalón de velocidad o steep, solo afecta a la altura de aspiración y al coste del alternador; por lo cual habrá que balancear entre el coste de mayor excavación y el coste del alternador.

Cálculo de una turbina hidráulica 8ª parte

Te propongo como práctica que intentes realizar el mismo ejercicio con los siguientes datos:

Hn (m) = 50
Q (m3/s) = 4
N.S.M. (m) = 400
n(r/m) = 600
Rendimiento turbina = 0.91

es lo mismo, con una velocidad un "step" más baja, en lugar de 750 girar a 600 r/m.

Compara los resultados, es muy interesante.

Continuará .......................................

Cálculo de una turbina hidráulica. 7ª parte

Para el cálculo del diámetro del rodete Francis se puede usar la fórmula:

Øt = (0,16 x Ns +35,1) x ((Hn)^0.5) / n).

Aplicando los valores obtenemos un Øt =0,750 m = 750 mm.

El diámetro máximo del caracol viene a se Øcar = 3 x Øt = 2.250 mm

Øentrada al caracol se cálcula, Øe = 1.31 x ((Q / (H)^0,5))^0.5 = aprox. 1.000 mm

Ahora nos faltaría definir el Øválvula, que admitiendo una velocidad del agua de 5 m/seg.

encontramos que Øválvula = ( 0,25 x Q )^0.5 = 1.000 mm.


Continuará ..................................

Cálculo de una turbina hidráulica. 6ª parte

Para ser coherentes con todo el cálculo tomaremos n = 750 r/m, aunque n = 600 r/m también sería una elección correcta.

La decisión de la velocidad depende de varios críterios:

• A velocidades rápidas menor coste del alternador
• Cuanto más rápido gira la turbina más hay que aproximar el rodete al socaz, mayor profundidad de excavación, para evitar el riesgo de cavitación.
• A menor Ns, las turbinas Francis, mayor playa de rendimientos.

Ahora tendriamos que verificar que nuestra elección de n = 750 r/m es compatible con los otros dos puntos.

Para verificar el segundo punto se usa el criterio de Hs (m) = altura de suspensión o altura de aspiración ( por analogía con las bombas). Esta dimensión que se mide en metros (+) o (-), representa la distancia entre el rodete y el nivel del agua en el socaz.

Si es (+), el rodete podrá estar en un nivel superior del nivel del agua en el socaz y si es (-), el rodete deberá esta a un nivel inferior al nivel del agua en el socaz.

Nota: la posición del rodete no hace variar la cabeza del aprovechamiento.

Hs (m) = 10 (m) - N.S.M (m)/900 - sigma x Hn (m)

N.S.M. = Nivel sobre el mar, en metros, tomamos como ejemplo 400 m.

sigma (parámetro experimental) = (Ns)^1,64/59.000 (hay otras fórmulas)

sigma = 1,17 y aplicando estos valores en la definición de Hs, obtenemos:

Hs = + 0,9 metros, es decir, el rodete podría estar 0,9 m por encima del nivel del agua en el socaz.

También necesitamos conocer el diámetro de la rueda, para poder intuir la dimensión de nuestra casa de máquinas.

Continuará .......................................

Cálculo de una tubina hidráulica 5ª parte

Veamos la aplicación sobre el ejemplo de la 3ª parte, donde se eligío una TURBINA FRANCIS.

(2.425)^0.5
Ns = n (r/m) x ------------------ = n (r/m) x 0.370

50 x (50)^0.25


es resumen: Ns = n (r/m) x 0.370,

Si damos distintos valores a n(r/m), iremos obteniendo los correspondientes valores de Ns.

Los valores posible deben ser las velocidades sincrónicas, que para una RED de 50 hrz son:

n (r/m) / Ns

1.000 / 370
750 / 278
600 / 222
500 / 185
428 / 158
375 / 138
........ .........
etc. hasta

230 / 85
214 /79


Las velocidades sincronicas se calculan según la fórmula:

n(r/m) = (Frecuencia RED x 60) / nº pares de polos. (mejor que se puedan dividir por 4, por un tema de facilidad de construcción).

Lo primero que se detecta son dos Ns (en rojo) que están fuera del rango de FRANCIS, que son las que corresponden a 1.000 r/m, por ser casi una KAPLAN y la de 214 r/m por ser un PELTON de 6 chiflones.

Tenemos un rango de 9 velocidades posibles.

Cálculo de una turbina hidráulica. 4ª parte

Ahora ya tenemos definido el tipo de turbina, nos queda determinar su velocidad y su diámetro.

No todas las velocidades son posibles, la velocidad debe ser compatible con la frecuencia de la RED.

En el continente Americano (excepto Chile) la frecuencia de la RED es de 60 Hrz, y en Europa es de 50 Hrz.


Velocidades síncronas para 60 Hrz / 50 Hrz.


1.200 / 1.000
900 / 750
720 / 600
600 / 500
514 / 428
450 / 375
400 / 333
360 / 300
325 / 275
300 / 250
275 / 230
257 / 214
240 / 200

etc. / etc.

En nuestros tres ejemplos hemos definido "una velocidad de giro" que parece fruto del azar, pero simplemente hemos aplicado los critérios descritos.

Ns = n (r/m) x P(c.V.)^0.5 / H x H^0.25

Los valores en rojo son conocidos, el valor de Ns se definirá al ir aplicando distintas velocidades, dicho valor de Ns lo hemos de hacer compatible con los criterios

Continuará...............................

Cálculo de una turbina hidráulica - 3ª parte

Para realizar el ejercicio tomamos como velocidad de la turbina n = 155 r/m (mas adelante se expondrá el porqué de 155 r/m).

Aplicamos la fórmula definida para Ns:

155 x (960)^0.5

Ns = ----------------- = 850

4 x (4)^0.25

valor que está entre 500 y 1.200, es decir, TURBINA KAPLAN.

Veamos otro ejemplo que nos ayudará a comprender la elección de la velocidad, n(r/m).

Hn = 200 m

Q = 0.5 m³/s)

Rto turbina = 89%

Pot (kw) = 9.8 x 200 x 0.5 x 0.89 = 872 kw = 1.186 c.v.

Elegimos una velocidad de giro de n = 600 r/m

600 x (1.186)^0.5

Ns = ------------------- = 27

200 x (200)^0.25

La elección sería una TURBINA PELTON de 1 inyector o 1 chiflón.

Hn = 50 m

Q = 4 m³/s

Rto turbina = 91%

Pot (kw) = 9.8 x 50 x 4 x 0.91 = 1.783 kw = 2.425 c.v.

Veamos por un último ejemplo que nos puede aclarar el tema de la velocidad (n).

Tomaremos una velocidad de giro de n = 750 r/m y calculamos Ns.

750 x (2.425)^0.5

Ns = ----------------------- = 278

50 x ( 50 )^0.25

La elección sería una TURBINA FRANCIS

Continuará ..................

Cálculo de una turbina hidráulica - 2a parte

Una vez hemos definido la potencia (kw) de nuestra Central Hidráulica, debemos realizar la elección del tipo de turbina.

Prodriamos hacer una clasificación rápida: mucho Salto y poco Caudal le asignamos la turbina Pelton, poco Salto y mucho Caudal le asignamos la turbina Kaplan, y los valores intermedios le asignamos la turbina Francis.

Turbina Pelton mas de 160 m y menos de 5.0 m³/s

Turbina Kaplan menos de 40 m y menos de 80.0 m³/s

Turbina Francis de 40 m a 160m de 80.0 m³/s a 2.0 m³/s

Esta forma de elegir es muy poco técnica, para ello se define el Ns (velocidad especifica, nº especifico)

Ns se formula de la siguiente forma:

n x ( Pot)^0.5

Ns = --------------------------

Hn x (Hn)^0.25

siendo:

n (r/m) = número de revoluciones/minuto a la que gira la turbina

Pot (c.v.) = Caballos de vapor que genera la turbina, no los c.v. que se entregan a la RED. Para convertir kw a c.v., se deben multiplicar los kw x 1.36 = c.v.

Hn (m) = Salto o altura neta

Los valores de Ns pueden de 6 a 1.2oo, este valor de Ns nos ayudará a la elección del tipo de turbina.

Ns hasta 30 turbina Pelton de un inyector o chiflón

Ns hasta 42 turbina Pelton de dos inyectores

Ns hasta 52 turbina Pelton de tres inyectores

Ns hasta 60 turbina Pelton de cuatro inyectores

Ns hasta 74 turbina Pelton de seis inyectores.

Ns desde 75 hasta 500 turbina Francis.

Ns desde 500 hasta 1.200 turbina Kaplan.

Apliquemos los datos de la turbina de la 1ª parte:

Hn = 4 m

Q = 20 m³/s

Rto turbina 90%

Potencia = 705 kw = 960 c.v.

Continuará ....................................................

Cálculo de una turbina hidraulica - 1a parte -

Cálculo de una turbina hidráulica:

Como futuro inversor, en este segmento de las energías renovables, debes conocer la potencia que podrás generar, este cálculo es muy sencillo, pero puede llevarte a confusiones y malas decisiones, veamos la formula:

Potencia (kw) = 9.0 x Hn (m) x Q (m³/s)

esta es la clásica fórmula que aparece en multitud de formularios y que para un cálculo rápido puede servir, pero es muy peligrosa para tomar decisiones.

Como ejemplo.

Hn(m) Salto neto = 4 metros
Q (m­³/s) Caudal = 20 m³/s (Caudal típico de la zona alta del Ebro o del Pisuerga, zona norte de Italia, etc.)

Aplicando la fórmula obtendríamos P (kw) =9.0 x 4 x 20 = 720 kw, a un precio de 0.08 €/kw-h nos daría unos ingresos de 60 €/h y como un año tiene 360 dias x 24 horas = 8.640 horas, esto nos representaría unos ingresos de 497.664 €/año.

Desglosemos la fórmula del cálculo de la potencia, en realidad debería ser:

Pot (kw)= 9.8 x Hn(m) x Q (m³/s) x Rto turbina x Rto multiplicador x Rto alternador.

Valores bastante realistas del rendimiento de estas tres máquina a plena potencia (720 kw) pueden ser:

Rto turbina : 90%

Rto multiplicador : 93% (si es necesario)

Rto alternador : 95%

con lo cual muestra fórmula quedará redactada como:

Pot (kw) = 9.8 x Hn(m) x Q(m³/s) x 0.9 x 0.93 x 0.95 = 7.8 x Hn x Q = 7.8 x 4 x 20= 624 kw

ya hemos cometido un error del 15%.

Verdaderamente un año tiene 8.640 horas, pero por el río no fluye siempre el caudal máximo, hay epocas de estiaje, epocas de riego, riadas, desconexiones de la red, mantenimiento, otros condicionantes, etc. Esto lleva a evaluar como media en 4.000 horas de máxima potencia, es decir, nuestra Central Hidroeléctrica generaría:

624 kw-h x 4.000 h x 0.08 €/h = 199.680 €, habriamos cometido un gran error.

Aunque la cifra resultante no es nada despreciable

.

Hemos partido de varias hipótesis, que de entrada las hemos aceptado:

1. Conocemos el régimen de caudales en función del tiempo(mínimo 5 años)
2. Conocemos el Salto neto en función del caudal

Continuará .......................................