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EVALUACION Y CARACTERIZACION DE UN SISTEMA PARA GENERACION DE ENERGIA MEDIANTE TURBINAS WELLS
CARLOS GUZMAN
UNIVERSIDAD DE LOS ANDES DEPARTAMENTO DE INGENIERIA MECANICA
BOGOTA D.C. DICIEMBRE 2002
EVALUACION Y CARACTERIZACION DE UN SISTEMA PARA GENERACION DE
ENERGIA MEDANTE TURBINAS WELLS
CARLOS GUZMAN
Proyecto de grado para optar al titulo de Ingeniero Mecánico.
Asesor: ALVARO PINILLA Ph.d, MSc, Ing. Mec.
UNIVERSIDAD DE LOS ANDES DEPARTAMENTO DE INGENIERIA MECANICA
BOGOTA D.C. DICIEMBRE 2002
AGRADECIMIENTOS
A mi familia por todo su apoyo y compañía. Alvaro pinilla por su asesoria y orientación en este trabajo. Alfredo Santa por todo su apoyo y amabilidad. Jorge y Yuri por toda su ayuda en el laboratorio
TABLA DE CONTENIDO
1. INTRODUCCIÓN ................................................................................................ 2
2. TRABAJO PREVIO ............................................................................................. 4
2.1 DISEÑO TEORICO DE LA TURBINA .......................................................... 4
2.1.1. Diseño Aerodinámico............................................................................ 4
2.1.2 Dimensionamiento Preliminar De La Turbina ....................................... 6
2.2. CONSTRUCCION DE LA TURBINA ........................................................... 9
2.2.1. Construcción De Aspas ........................................................................ 9
2.2.2. Construcción Del Disco De La Turbina ................................................ 9
2.2.3. Diseño Del Elemento Direccionador De Flujo (Spinner).................... 10
2.2.4. Generador Eléctrico ............................................................................ 11
2.3. CARACTERIZACION DE LA TURBINA BAJO FLUJO SEMI-CERRADO.12
3. DISEÑO DEL ENCERRAMIENTO DE LA TURBINA ...................................... 14
3.1. CONSTRUCCIÓN DE LA TURBINA ......................................................... 14
3.2. CONSTRUCCIÓN DE SISTEMAS DE SUJECIÓN DE LA TURBINA...... 15
3.3. CONSTRUCCIÓN DE SOPORTES .......................................................... 16
3.4. CONSTRUCCIÓN DEL ENCERRAMIENTO ............................................ 17
3.5. ELEMENTO DIRECCIONADOR DE FLUJO (SPINNER)......................... 18
3.5.1. Diseño Elemento direccionador de flujo (Spinner)............................. 18
3.5.2. Construcción Elemento direccionador de flujo (Spinner)................... 21
3.6. ENSAMBLE FINAL .................................................................................... 22
4. CARACTERIZACION DE LA TURBINA BAJO FLUJO CERRADO ................ 25
4.1. MONTAJE EXPERIMENTAL..................................................................... 25
4.1.1. Balanceo de la turbina ........................................................................ 30
4.1.2. Determinación del momento de inercia.............................................. 31
4.2. RESULTADOS EXPERIMENTALES ........................................................ 32
4.2.1. Comportamiento en desboque ........................................................... 32
4.2.2. Comportamiento de la Eficiencia........................................................ 37
4.2.3. Comportamiento del Número de Reynolds. ....................................... 41
4.2.4 Comparación Con Resultados Teóricos ............................................. 43
5. CONCLUSIONES y COMENTARIOS .............................................................. 45
6. REFERENCIAS BIBLIOGRAFICAS ................................................................. 48
7. ANEXOS ........................................................................................................... 50
LISTA DE TABLAS
Tabla No. 1 Errores Típicos tubo Pitot (ACGIH, 1988) 27
Tabla No. 2 Distancias Diametrales Tubo de Pitot (Uniandes 1995).. 28
Tabla No. 3 Determinación Momento Inercia (Cubo Polipropileno)……… 31
Tabla No. 4 Resultados experimentales…………………………………….. 32
Tabla No. 5 Comparación datos ……………………………………………… 41
Tabla No. 6 Resultados teóricos 2330 rpm…………………………………. 43
Tabla No. 7 Resultados experimentales 2330 rpm…………………………. 43
LISTA DE FIGURAS
Figura No. 1 Velocidades y fuerzas aerodinámicas sobre perfil.
(Pinilla, 1985) .. 5
Figura No. 2 Esquema túnel de viento. (Santa, Pinilla 2002).. 12
Figura No. 3 Curva Desboque. (Santa, Pinilla 2002) 13
Figura No. 4 Montaje de la turbina………………………………………….. 16
Figura No. 5 Trípode…………………………………………………………... 17
Figura No. 6 Combinación flujo rectilíneo uniforme y Fuente…………….. 19
Figura No. 7 Perfil de Spinner……………………………………………….. 21
Figura No. 8 Ensamble final………………………………………………….. 23
Figura No. 9 Esquema túnel de viento………………………………….…..... 26
Figura No. 10 Calibración motor DC…………………………………….….. 29
Figura No. 11 Curva de desboque (descarga)…………………………..… 33
Figura No. 12 Curva desboque (Succión)………………………………….. 34
Figura No. 13 Curva de desboque (descarga, Ventilador invertido)……. 35
Figura No. 14 Curva desboque (succión, ventilador invertido)…………. 35
Figura No. 15 Curvas desboque analizadas……………………………..... 38
Figura No. 16 Comportamiento eficiencia y caída de presión………….... 39
Figura No. 17 Comportamiento Numero de Reynolds…………………….. 42
Figura No. 18 Forma de aspas. 47
LISTA DE FOTOS
Foto No. 1 Disco de turbina Wells ∅ 300 mm (Santa, Pinilla 2002) 10
Foto No 2. Partes de la turbina………………………………………………... 15
Foto No. 3 Tubo Encerramiento………………………………………………. 18
Foto No. 4 Construcción de Spinner………………………………………….. 22
Foto No. 5 Ensamble final Turbina Wells……………………………………... 23
Foto No. 6 Ensamble final Turbina Wells (Lateral)…………………………. 24
Foto No. 7 Configuración en “C” del Túnel de Viento…………………….. 27
Foto No. 8 Montaje experimental para obtención de la curva de desboque
…………………………………………………………………………………….. 30
Foto No. 9 Montaje para determinación de momento de inercia……….. 32
NOMENCLATURA
B: Número de aspas
c: Longitud de cuerda
CL: Coeficiente de sustentación
CD: Coeficiente de arrastre
D: Fuerza de arrastre
F: Fuerza centrífuga sobre las
aspas
FX: Componente de fuerza axial
FT: Componente de fuerza
tangencial
h: Relación diámetros del cubo y
del disco
Ι: Momento de inercia
L: Fuerza de sustentación
l: Longitud cables
m: Peso de las aspas
p: Presión estática
P: Potencia
Q: Flujo de aire
Re: Número de Reynolds
R: Radio de la turbina
r: radio, elemento variable
T: Torque
t: Espesor del perfil
T*: Coeficiente de torque
U*: Coeficiente de flujo
Ut: Velocidad inducida
U: Velocidad de la corriente de
aire
VEFEC: Velocidad efectiva
Vgeom: Velocidad geométrica
WR: peso sistema rotación
∆po: Caída de presión a través de la
turbina
α: Angulo de ataque
ϕo: Angulo de velocidad efectiva
η: Eficiencia
ρ: densidad del aire bajo
condiciones actuales.
σ: Solidez de la turbina
Ω: Velocidad angular
Ω& : Aceleración angular
λ: Velocidad específica de
rotación
ν: Viscosidad cinemática del aire
τ: Periodo de oscilación
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1. INTRODUCCIÓN
Las fuentes de energía renovable son uno de los temas de mayor interés en el
mundo científico y tecnológico en los últimos años, como consecuencia de ello se
han desarrollado diversos sistemas de extracción de energía de estas fuentes
alternativas, demostrando muy buenos resultados.
Las olas como fuente renovable son una de las fuentes con mayor impacto, estudios
desarrollados por EWEN1 predicen un potencial de energía de mas de 2 TW,
aproximadamente 2 veces la capacidad de generación eléctrica mundial actual. El
potencial mas grande para extracción de energía de olas se encuentra en las
regiones de Irlanda, escocia, India y Australia, donde se han desarrollado plantas de
generación de energía autónomas donde se alcanza una capacidad de generación
de hasta 1.1 MW (India), sin contar con centrales eléctricas en las costas de Escocia
e Irlanda con capacidades de hasta 750 KW.
Dada la extensa capacidad de extracción de energía de esta fuente alternativa, se
han desarrollado diversos sistemas de conversión de este tipo, entre los cuales se
incluyen sistemas con péndulos, canales convergentes (TAPCHAN), etc. Sin
1 EWEN European Wave Energy Thematic Network
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3
embargo el único sistema aerodinámico para extracción de este tipo de energía, es
la turbina Wells, desarrollada por el Doctor Alan Wells2 en mediados de los años 70.
La turbina Wells es una turbina axial la cual funciona con columnas de agua
oscilantes (OWC3), esto se logra por efecto de el movimiento natural de las olas, las
cuales desplazan una columna de aire que es aprovechada por la turbina. La turbina
Wells gira en el mismo sin importar la dirección de incidencia del flujo, esto es un
gran beneficio ya que no necesita de válvulas o dispositivos externos de
rectificación.
El trabajo desarrollado es parte de un proyecto cuyo objetivo principal es realizar un
sistema de generación de energía portátil con turbinas Wells a baja escala (50W).
Este documento muestra parte de la fase de diseño y experimentación (flujo
semicerrado) de una turbina Wells, llevado a cabo por los autores (Santa, Pinilla.
2002) además del proceso de diseño y construcción de un generador de imanes
permanentes a cargo de los autores (Santa, Lozano, Pinilla. 2002). Luego, se
muestra el proceso de construcción y caracterización de una turbina Wells, así como
la experimentación bajo flujo cerrado de la misma.
Cabe mencionar que este trabajo junto con los antes mencionados, constituye uno
de los primeros trabajos realizados en el país en relación a este tipo de turbinas y
por ende sistemas de generación. Por esta razón debe tenerse en cuenta como
punto de partida para nuevos proyectos e investigaciones similares.
2 Dr. A. Wells, former professor of Civil Engineering at Queens University, Belfast. 3 OWC. Oscillating Water Columns
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2. TRABAJO PREVIO
Este capitulo presenta el trabajo realizado por los autores (Santa, Pinilla. 2002) en
lo que refiere al diseño y construcción de una turbina Wells, asi como el proceso de
experimentación bajo flujo semi cerrado de la misma.
2.1 DISEÑO TEORICO DE LA TURBINA
2.1.1. Diseño Aerodinámico
La turbina Wells se basa en un número determinado de aspas con perfil simétrico
dispuestas alrededor de un cubo. Los alabes simétricos permiten obtener el mismo
sentido de rotación sin importar la dirección de incidencia del flujo. Por esta razón
las turbinas Wells son uno de los dispositivos aerodinámicos mas utilizados para la
extracción de energía de las olas.
El diseño de la turbina se basa en el cambio de momentum angular causado por la
interacción del fluido con las aspas. El adecuado diseño de este tipo de turbinas
consiste en crear una componente de energía rotacional muy pequeña después de
la turbina, además de la obtención de una caída de presión aproximadamente lineal
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al flujo de aire. Adiocionalmente se recurre al análisis de elemento de aspa ( Blade
element theory). En la siguiente figura se muestran las velocidades y fuerzas que
influyen sobre el perfil.
Ωr Ut
U V VEFECGEOMϕοϕ
α
L
D
Fx
Ft
c
Figura No. 1 Velocidades y fuerzas aerodinámicas sobre perfil.
(Pinilla, 1985)
El arrastre y la sustentación son las fuerzas aerodinámicas en dirección paralela y
perpendicular a la velocidad efectiva, que causa el fluido en movimiento sobre el
perfil. Como se muestra en la figura 2, estas pueden descomponerse en
componentes de fuerza tangencial (Ft) y normal (Fx).
ooX
ooT
DLFDLF
ϕϕϕϕ
sincoscossin
+=−=
(2.1)
La fuerza tangencial es la responsable del movimiento rotacional de la turbina,
mientras que la fuerza normal no influye en el movimiento de la turbina, sin embargo
p1
p2
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esta debe ser considerada en el diseño de los elementos de sujeción de la turbina
como una fuerza estructural.
Para un perfil simétrico, al cambiar la dirección de incidencia del flujo solo cambia el
sentido de la fuerza de sustentación, con lo cual se obtiene una fuerza tangencial
siempre en el mismo sentido, y una fuerza normal que sigue la dirección del flujo.
(Raghunathan y Beattie, 1996)
Un parámetro muy importante para determinar la geometría de las aspas es
establecido por el ángulo de velocidad efectiva sobre el perfil [figura 2].
2.1.2 Dimensionamiento Preliminar De La Turbina
Para determinar las dimensiones de la turbina se recurre a datos y resultados
experimentales reportados en (Curran y Gato, 1997). En este artículo se determina
el valor de eficiencia para diferentes tipos de rotores Wells. El procedimiento
experimental se realiza bajo condiciones de flujo cerrado.
El principal factor adimensional que determina la geometría de una turbina Wells es
la solidez (σ), este relaciona el área ocupada por la turbina respecto al área total
descrita. Esta puede calcularse como:
( )hRcB+⋅⋅
⋅=1π
σ (2.2)
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Realizando un procedimiento de análisis dimensional, se pueden obtener cinco (5)
grupos que caracterizan el funcionamiento de la turbina. Estos son función de la
densidad del fluido (ρ), la velocidad axial del aire (U), el radio de la turbina (R), caída
de presión (∆po), velocidad angular (Ω), y torque (T). Estos grupos se convierten en
los parámetros iniciales de diseño. A continuación se muestran los diferentes grupos
obtenidos.
Coeficiente de flujo (U*) λ1* =
⋅Ω=
RUU (2.3)
Coeficiente de Torque (T*) 52*
RTT
⋅Ω⋅=
ρ (2.4)
Coeficiente de Presión ((∆po*) 52
0*0 R
pp
⋅Ω⋅∆
=∆ρ
(2.5)
El cuarto número se refiere a la eficiencia de la turbina, que relaciona la potencia
neumática disponible en la corriente de aire y la potencia neumática extraída por la
turbina.
Eficiencia (η) 0
*
pQT
∆⋅Ω⋅=η (2.6)
El último grupo adimensional es el número de Reynolds, que relaciona las fuerzas
inerciales y las fuerzas viscosas de la corriente de aire. Este esta definido por la
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longitud del perfil y teniendo en cuenta las velocidades inducidas (Ut) en la corriente
de aire.
Numero Reynolds (Re) ( )
νν
cURcV
tU
EFEC⋅
+⋅Ω
=⋅=→
22
0
Re (2.7)
Con los grupos adimensionales y los datos reportados en el articulo de referencia,
se realiza un procedimiento de similitud geométrica asegurando el valor de solidez
(σ) y la relación entre el radio del cubo y el radio de la turbina (h) (hub to tip ratio).
Como primera aproximación se toma un diámetro de turbina de 300mm, y se
pronostica una velocidad de rotación final de 2500 rpm. Bajo estos parámetros se
obtiene una potencia de 50 kW, lo cual va conforme a los objetivos del proyecto.
El número de aspas reportado en (Curran y Gato, 1997) es de 8, este número se
modifica a 6 sin modificar la solidez, con lo cual se tiene una longitud de cuerda más
grande y por ende la longitud de su espesor. Esto facilita la forma de sujeción de las
aspas al cubo.
Para el diseño de las aspas de la turbina se escogió un perfil NACA 0018 con
relación CL/CD de 37.2 a un ángulo de ataque de 8º y numero de Reynolds Re = 1.6
x 105.
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2.2. CONSTRUCCION DE LA TURBINA
2.2.1. Construcción De Aspas
Las aspas son el elemento más importante ya que estas se encargan de extraer la
energía disponible. Por esta razón estas deben ser construidas de manera que la
superficie quede totalmente lisa, ya que de otra forma se inducirían pérdidas
aerodinámicas por desprendimiento prematuro de la capa límite.
Las aspas fueron construidas en madera adicionando una capa de tapaporos y dos
capas de laca convencional para corregir posibles defectos. Geométricamente
tienen una cuerda de 84.1mm y un peso 33.4 gr.
2.2.2. Construcción Del Disco De La Turbina
El cubo de la turbina ayuda por medio de su inercia a la rotación de la turbina bajo
flujo oscilante disminuyendo las fuerzas debidas a aceleración o desaceleración que
se pueda presentar. Además puede contribuir a la transmisión de movimiento de la
turbina al generador.
Por esta razón el cubo es construido con una placa de aluminio de 200 x 200 mm y
¾ de espesor. El cubo se construye de forma hexagonal para facilitar el montaje de
las aspas sobre el cubo. La construcción es de tal forma que la distancia entre sus
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vértices más alejados sea de 200 mm, con lo cual se cumple con el diámetro de 200
mm sugerido.
Teniendo en cuenta esto, la longitud de las aspas es de 57.4mm para así cumplir
con una distancia entre puntos mas alejados de la turbina de 300mm como se
sugirió en un principio.
Foto No. 1 Disco de turbina Wells ∅ 300 mm (Santa, Pinilla 2002)
2.2.3. Diseño Del Elemento Direccionador De Flujo (Spinner)
Dada la alta solidez de una turbina Wells, que se ve reflejada en el tamaño del disco
central o cubo, es necesario construir un direccionador de flujo ya que la incidencia
de flujo sobre el cubo genera una fuerte caída de presión, lo que a su vez genera
una gran perdida aerodinámica sobre las aspas; convirtiendo el cubo de la turbina
en una zona muerta. Por esta razón se busca un dispositivo que obligue al aire a
incidir directamente sobre las aspas.
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El direccionador de flujo es construido a partir de una esfera de poliestireno
expandido de 200 mm de diámetro unida a un cilindro de cartón corrugado.
2.2.4. Generador Eléctrico
Para transformar la energía mecánica suministrada por la turbina en energía
eléctrica, se utiliza un generador eléctrico.
El diseño de generador eléctrico esta basado en un núcleo magnético donde se
disponen ocho (8) bobinas simétricamente cada una de 16 vueltas y conectadas en
serie.
El rotor se construye a partir de un volante de motocicleta NIPON DENSO, el cual
contiene 4 imanes dispuestos radialmente.
Finalmente el voltaje generado es rectificado mediante un puente de diodos y la
onda final es homogenizada a través de 2 condensadores de 6300 y 4700 µF.
El desarrollo y experimentación de este generador fue parte de la primera parte del
proyecto y estuvo a cargo de un estudiante de maestría ayudado por un estudiante
de pregrado4. (Santa, Lozano, Pinilla, 2002).
Los resultados experimentales muestran que a 2245 rpm se generan 60.25 W con lo
cual el generador cumple los objetivos planteados para el sistema total. (50 W @
2500 rpm)
4 Para mayor información consultar http://mecanica.uniandes.edu.co/~apinilla
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2.3. CARACTERIZACION DE LA TURBINA BAJO FLUJO SEMI-CERRADO.
Para hacer la experimentación de la turbina, se utilizo un túnel de viento dispuesto
en las instalaciones del laboratorio de ingeniería mecánica de la universidad de los
Andes. El flujo requerido es suministrado por un ventilador SIEMENS de 3600 rpm.
el cual es controlado por un variador ALTIVAR_66.
A continuación se muestra un esquema del túnel utilizado.
Figura No. 2 Esquema túnel de viento. (Santa, Pinilla 2002)
La velocidad es medida en el punto P1 en la sección de descarga del túnel.
Para determinar la caída de presión, se realiza la medición en los puntos P1 y P2.
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Los resultados experimentales muestran una velocidad en desboque máxima de
1640 rpm alcanzada en un tiempo de 1.32 minutos partiendo del reposo.
La curva de desboque se muestra a continuación:
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
1800
2000
0,00 0,50 1,00 1,50 2,00 2,50 3,00 3,50
Tiempo (min)
Ω (r
pm)
Figura No. 3 Curva Desboque. (Santa, Pinilla 2002)
La curva de eficiencia es construida a partir de los resultados evidenciados en la
curva de desboque. Los resultados muestran una eficiencia máxima de 57% a un
coeficiente de flujo U* de 0.32, reflejado en una velocidad de giro de 1390 rpm y
velocidad incidente de flujo de 6.96 m/s.
Para este mismo punto se encuentra un valor de número de Reynolds de 1.92E5.
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3. DISEÑO DEL ENCERRAMIENTO DE LA TURBINA
Teniendo en cuenta los resultados mostrados en (Santa, Pinilla 2002), se tomo la
decisión de encerrar la turbina para evaluar su comportamiento en condiciones más
cercanas a las reales (Turbina operando bajo flujo cerrado oscilante). Además, se
decidió cambiar el cubo de la turbina a un material mas liviano, para así disminuir su
momento de inercia y permitir que la turbina logre una mayor velocidad de
desboque, asi como un mejor comportamiento en arranque.
3.1. CONSTRUCCIÓN DE LA TURBINA
El disco de la turbina fue construido en Polipropileno, a partir de una placa de ¾ de
espesor, las dimensiones fueron alteradas un poco, a fin de que la turbina pudiera
ser encerrada en el túnel de diámetro 300 mm. El disco de la turbina fue construido
de forma hexagonal con distancia entre vértices mas alejados de 197.6 mm. (Ver
plano Anexo).
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15
El cambio de material de aluminio a polipropileno genera una disminución de peso
de cerca de 48% en el cubo. Incluyendo aspas, rodamientos y eje, se logra una
reducción de peso de aproximadamente 38%.
Para finalizar la construcción de la turbina se utilizaron los perfiles NACA 0018
utilizados en (Santa, Pinilla 2002). Los perfiles fueron fijados al cubo de la turbina
por medio de tornillos de 1/8 y 3/16 con una longitud de 3 pulgadas.
Cubo de la turbina
(Polipropileno)
Bridas
Foto No 2. Partes de la turbina
3.2. CONSTRUCCIÓN DE SISTEMAS DE SUJECIÓN DE LA TURBINA
Dado que el cubo de la turbina fue construido en polipropileno, y el eje de la misma
fue construido en acero, la presencia de un cuñero no era recomendable ya que
podría producirse abrasión por parte del metal al plástico. Por esta razón, se decidió
montar la turbina sobre dos bridas de aluminio las cuales poseen 6 agujeros
alrededor del diámetro, coincidentes con 6 huecos en la turbina además de un
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agujero central para el eje. De esta forma el sistema va unido por medio de 6
tornillos de 3/16 x 3 asegurando la concentricidad de las partes por medio del
agujero para el eje central. (Ver plano anexo).
Figura No. 4 Montaje de la turbina
Para prevenir abrasión por parte de los tornillos al cubo de propileno, se colocaron
bujes de aluminio alrededor de los agujeros ya mencionados.
3.3. CONSTRUCCIÓN DE SOPORTES
Para sostener la turbina dentro del tubo se diseñaron soportes en forma de trípode
los cuales están construidos a partir de tubo de agua negra, con diámetro interno
28mm y con barras de acero 1020 macizas de diámetro ¼. La construcción final se
realiza soldando los tubos de acero a un corazón o parte central conformada por la
tubería ya mencionada. (Ver plano anexo).
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Los trípodes poseen tornillos tipo prisionero de ¼ x ½ en la parte central,
dispuestos cada 120º para sostener los rodamientos fijados al eje de la turbina.
Cada soporte será fijado al tubo del encerramiento por medio de tornillos de 1/8 x
½.
Figura No. 5 Trípode
3.4. CONSTRUCCIÓN DEL ENCERRAMIENTO
La Turbina Wells utiliza un flujo de aire bi-direccional desplazado por una columna
de agua con movimiento oscilante (energía olas). Por esta razón debe encerrarse el
flujo, ya que este ayuda a organizar axialmente el fluido para el correcto
funcionamiento de la turbina.
Para construir el encerramiento se utilizo lámina galvanizada calibre 14 con un
diámetro final de 305mm. Se escogió la lamina de aproximadamente 2mm de
espesor ya que de esta manera se puede mantener la curvatura del tubo para el
buen funcionamiento del dispositivo final.
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Tubo
Encerramiento
Foto No. 3 Tubo Encerramiento
3.5. ELEMENTO DIRECCIONADOR DE FLUJO (SPINNER)
3.5.1. Diseño Elemento direccionador de flujo (Spinner)
Debido al gran tamaño del cubo de la turbina Wells, es necesaria la presencia de un
elemento direccionador de flujo que obligue al aire a incidir directamente sobre las
aspas de la turbina, ya que si incidiera sobre el cubo de la turbina se provocaría una
fuerte caída de presión y esto contribuiría a aumentar las perdidas aerodinámicas
sobre los perfiles, afectando de forma negativa el comportamiento de la turbina.
El diseño del elemento direccionador de flujo esta basado en la combinación de
patrones de flujo basico llamado Flujo rectilíneo uniforme con fuente .
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Este tipo de flujo contiene una fuente puntual con fuerza m y un flujo uniforme
rectilíneo U, como se muestra en la figura:
B
+ = A Fuente Flujo Uniforme (U) Fuente (m) C U = Ursenθθθθ V = mθθθθ/2ππππ Patrón Resultante
Figura No. 6 Combinación flujo rectilíneo uniforme y Fuente
De esta forma se encuentra que la velocidad en dirección radial de la fuente decrece
según la ecuación:
Vr = m / 2πr (5.1)
Donde r es la distancia radial desde la fuente.
Como la velocidad decrece cuando la distancia radial aumenta, existe un punto en el
cual la velocidad del fluido será igual a la velocidad de la fuente, este es conocido
como el punto de estancamiento (A). En este punto el fluido es incapaz de seguir su
movimiento radial por lo tanto diverge formando el patrón resultante.
Analíticamente, si se colocara un sistema de coordenadas polar en el punto donde
se encuentra la fuente, se tendría que para el eje π (180º) se encuentra el punto de
estancamiento y en este punto la velocidad de ambos flujos es cero, por lo tanto se
obtiene la ecuación:
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22mmsenU r −=−−
πθθ (5.2)
Correspondiente a la línea de flujo que inicia en el punto de estancamiento (AC y
AB). Según la definición antes expuesta, sobre esta línea la interacción de ambos
flujos es nula, por lo tanto esta línea podría ser reemplazada por un material sólido
delgado.
De esta manera se obtiene la ecuación que determinara el perfil aerodinámico del
Spinner o direccionador de flujo.
Partiendo de la ecuación (5.2) se tiene:
−⋅=
−=−−
πθ
θ
πθθ
12
22
senUmr
mmsenU
r
r
(5.3)
Tomando U = 3.5m se obtiene el siguiente perfil:
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Figura No. 7 Perfil de Spinner
3.5.2. Construcción Elemento direccionador de flujo (Spinner)
Para realizar la construcción según el perfil mostrado se realizó una operación de
termoformado, con lámina de poliestireno calibre 120 obteniendo cuatro partes
(mitades). La unión de las partes se realizo mediante cloruro de metileno,
obteniendo 2 direccionadores de flujo necesarios para la operación bajo flujo
bidireccional. Finalmente se suavizaron las uniones por medio de caseína y se
aplicaron 2 capas de laca convencional para dejar una superficie suave y lisa que
evite el desprendimiento prematuro de la capa límite causando perdidas
aerodinámicas.
El elemento final tiene 198 mm de diámetro en su parte inferior, y una longitud de
420mm.
Las dimensiones finales se obtuvieron escalando el perfil obtenido (Figura No 7).
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Foto No. 4 Construcción de Spinner
3.6. ENSAMBLE FINAL
Finalmente la turbina es ensamblada sobre un eje de acero 1020 de diámetro ½, el
cual se fija por medio de prisioneros de 3/16 x ¼ a las bridas ya mencionadas. El
conjunto eje, turbina y brida va ensamblado sobre unos rodamientos 6600-2RS en
los extremos, los cuales son fijados a los trípodes como ya se menciono.
Los Spinner son fijados al conjunto mediante alambre de acero el cual va atornillado
al tubo que encierra el conjunto, además se coloca una base circular de polestireno
expandido sobre la cara del cubo de la turbina para asegurar la concentricidad y
forma del elemento direccionador de flujo.
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Spinner
Bridas Trípodes Tubo Encerramiento Turbina Generador Rodamientos
Figura No. 8 Ensamble final
El conjunto mostrado se coloca sobre una base de acero soldada para su posterior
adecuación al túnel de viento.
Foto No. 5 Ensamble final Turbina Wells
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Foto No. 6 Ensamble final Turbina Wells (Lateral)
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4. CARACTERIZACION DE LA TURBINA BAJO FLUJO CERRADO
4.1. MONTAJE EXPERIMENTAL
La turbina Wells mostrada es ensamblada al túnel de viento construido y dispuesto
en las instalaciones del laboratorio de ingeniería mecánica de la universidad de los
Andes. El flujo de aire para la experimentación es suministrado por un ventilador
SIEMENS de 3600 rpm., la velocidad de este es controlada a través de un variador
de frecuencia TELEMECANIQUE ALTIVAR 66.
Para tomar la velocidad del flujo incidente y presion estatica, se utiliza un tubo de
Pitot junto con un manómetro DWYER inclinado de agua de 0 a 3 pulgadas con
resolución de 0.02.
El túnel se encuentra fabricado en lámina galvanizada con un diámetro de 300mm.
La configuración se muestra a continuación.
Figura No. 9 Esquema túnel de viento
Se cambio la configuración respecto a (Santa, Pinilla. 2002) debido a que la estela
de velocidad del fluido en la descarga dificulta la succión del ventilador afectando el
comportamiento del mismo (Figura No 2.).
Por esta razón se adecuo el túnel con una configuración en C lo cual mejora la
capacidad de succión del ventilador y permite obtener velocidades de flujo
ligeramente mas altas que ayudan a realizar la experimentación en mejores
condiciones.
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Foto No. 7 Configuración en “C” del Túnel de Viento
Dada la baja velocidad del flujo en el túnel, hay que tener en cuenta que para
mediciones con tubo de pitot se presentan los siguientes errores según el rango de
velocidad.
Tabla No. 1 Errores Típicos tubo Pitot (ACGIH, 1988)
Velocidad (m/s) % Error (+/-) 20 0.25 15 0.30 10 1.0 5 4.0 4 6.0 3 15.0
Además debe tenerse en cuenta el error inducido por la resolución del manómetro
utilizado (0.02 in H2O), el cual corresponde a un error de aproximadamente 3 m/s
para velocidad de flujo, y cerca de 5 Pa. para medición de presión estática.
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28
Para la toma de datos con el tubo de Pitot, debe tenerse en cuenta que para
secciones circulares con diámetro mayor a 150mm, deben realizarse por lo menos
10 mediciones para determinar la velocidad promedio en la sección. Estas diez
mediciones tienen un espaciamiento diametral óptimo, basado en una distribución
logarítmica. Esta se muestra en la siguiente tabla:
Tabla No. 2 Distancias Diametrales Tubo de Pitot
(Manual Practica De laboratorio, Universidad de los Andes. 1995)
Factor Distancia (D = 305mm)
0,019D 5,8 0,077D 23,5 0,153D 46,7 0,217D 66,2 0,361D 110,1 0,639D 194,9 0,783D 238,8 0,847D 258,3 0,923D 281,5 0,981D 299,2
La medición de presión estática y dinámica sobre el montaje mencionado se realiza
en los puntos P1S, P1L, P2S, P2L (S = Superior; L = Lateral) para observar la
homogeneidad del flujo en las secciones respectivas. Sin embargo debido a la
presencia de los elementos direccionadores de flujo, en estos puntos solo se
pueden realizar cuatro (4) mediciones según lo expuesto en la tabla No 9.
Para el desarrollo del trabajo experimental, se utiliza flujo bi-direccional, esto se
logra invirtiendo la fase del ventilador, lo cual causa rotación en sentido contrario,
induciendo el flujo de igual forma.
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29
y = 0,0008x + 0,0003R2 = 0,9999
0
0,2
0,4
0,6
0,8
1
1,2
1,4
0 200 400 600 800 1000 1200 1400
RPM
VOLT
AJE
Las mediciones de presión estática en las secciones 1 y 2 según los puntos ya
mencionados, determinan la caída de presión a través de la turbina. De igual forma,
la medición de presión dinámica en la sección 1 y 2 determina la velocidad incidente
del fluido sobre la turbina, en descarga o succión respectivamente.
Para realizar la medición de velocidad angular de la turbina se utiliza una lámpara
estroboscopia HELIO-STROB con resolución de 0.1 rpm.
Para determinar el comportamiento en desboque de la turbina se utiliza un motor
DC de 12 V previamente calibrado con ayuda de un torno CNC EMCO COMPACT 5
dispuesto en las instalaciones del laboratorio. El motor presenta un rango
perfectamente lineal en un rango de 0 a 1300 rpm (R2 = 0.9999), como se muestra
en la siguiente grafica.
Figura No. 10 Calibración motor DC
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30
Una vez ensamblado el motor DC en el eje de la turbina, como ya se menciono, la
adquisición de datos se realiza por medio de un osciloscopio FLUKE 99B, los datos
obtenidos son transferidos a un archivo de texto y allí se hace un proceso de
convolución para filtrarlos y obtener las diferentes curvas propuestas. Los datos son
corroborados conectando un multímetro digital en paralelo con el osciloscopio.
Turbina Wells Cables Motor DC Computador
Multímetro
Osciloscopio
Foto No. 8 Montaje experimental para obtención de la curva de desboque
4.1.1. Balanceo de la turbina Dada la alta velocidad de giro de la turbina, la falta de balanceo causa vibración
excesiva, lo cual genera aceleraciones y desaceleraciones no recomendables para
el sistema. El balanceo de la turbina se realizo haciendo agujeros sobre el cubo de
la turbina hasta lograr el equilibrio de cargas.
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31
4.1.2. Determinación del momento de inercia
El momento de inercia, determina la fuerza necesaria para rotar la turbina alrededor
de su eje. Para calcular su valor numérico se recurre a un montaje tipo péndulo
trifilar, el cual consiste en colocar tres cables espaciados 120º entre si sobre la
turbina y hacer un pequeño movimiento de forma torsional para medir el periodo de
oscilación de la misma.
Para calcular el valor del momento de inercia se recurre a la siguiente expresión.
(Mabie y Ocvirk, 1957)
lRWI R
⋅⋅⋅⋅= 2
22
4 πτ (6.1)
Don de:
WR = Peso del sistema (turbina, eje y rodamientos)
R = Distancia radial desde el centro del objeto a el punto de ubicación de los cables
τ = Periodo de oscilación.
l = longitud de cables de suspensión.
Para el montaje realizado se obtienen los siguientes resultados:
Tabla No. 3 Determinación Momento Inercia (Cubo Polipropileno)
Variable Valor Periodo 0.781 s/ciclo Masa 1.011 Kg. Peso 9.867 N. Longitud Cables 0.65 m. Radio 0.15 m. Inercia 0.0053 Kg·m2
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32
Foto No. 9 Montaje para determinación de momento de inercia
4.2. RESULTADOS EXPERIMENTALES
4.2.1. Comportamiento en desboque El comportamiento en desboque consiste en dejar acelerar la turbina hasta su
velocidad máxima partiendo del reposo y sin presencia de cargas externas sobre el
eje, esta velocidad máxima es conocida como velocidad de desboque.
Para determinar el comportamiento de la turbina se realizaron mediciones sobre un
rango de velocidad del ventilador de 1800 a 3600 rpm, rango para el cual se induce
movimiento en la turbina. Los resultados obtenidos son los siguientes:
Tabla No. 4 Resultados experimentales
Ωventilador (rpm) 1800 2100 2400 2700 3000 3300 3600 Ωturbina (rpm) 69 162 262 362 500 1624 1912 U (m/s) 3.15 3.85 4.97 5.88 6.67 7.03 7.21 ∆Po (Pa) 27.37 29.86 42.79 53.74 74.62 139.32 154.25 Q (m3/s) 0.129 0.157 0.203 0.241 0.273 0.288 0.295
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33
Para determinar el comportamiento en desboque se realizaron cuatro (4) pruebas.
Estas pruebas se realizaron en condiciones de descarga y succión sobre el túnel de
viento. Debe notarse que los comportamientos en ambos casos son diferentes
debido a que en descarga el flujo debe pasar a través de la sección en C del túnel,
para luego incidir sobre la turbina; mientras que en succión el flujo no experimenta
ningún tipo de restricción incidiendo directamente sobre la turbina, por esta razón se
espera un mejor comportamiento o respuesta de la turbina a el flujo en succión.
Las pruebas se realizaron como ya se menciono, en succión y descarga, y luego se
repitieron cambiando el sentido de las aspas del ventilador, obteniendo así 4 curvas
de desboque.
Las curvas obtenidas se muestran a continuación:
0,000
500,000
1000,000
1500,000
2000,000
2500,000
0 20 40 60 80 100 120 140 160
TIEMPO (S)
VELO
CID
AD
(RPM
)
Figura No. 11 Curva de desboque (descarga)
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34
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
1800
2000
0 20 40 60 80 100 120
TIEMPO (S)
VELO
CID
AD
(RPM
)
Figura No. 12 Curva desboque (Succión)
Las curvas muestran una velocidad máxima de desboque de 1950 rpm., alcanzada
en 90 segundos, para el caso de descarga. Para el caso de succión se alcanza una
velocidad de desboque de 1770 rpm. en 57 segundos. Estos graficas demuestran
un incremento de 18% en la velocidad de desboque respecto al tr
Al cambiar la orientación de las aspas del ventilador se obtienen dos nuevas curvas
correspondientes a descarga y succión que son mostradas a continuación:
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35
0
50
100
150
200
250
300
350
400
450
500
0 10 20 30 40 50 60
Tiempo (s)
Vel
oci
dad
(rp
m)
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
0 20 40 60 80 100 120 140
tiempo (s)
velo
cida
d (r
pm)
Figura No. 13 Curva de desboque (descarga, Ventilador invertido)
Figura No. 14 Curva desboque (succión, ventilador invertido)
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Como se puede observar en la curva realizada en succión y con el ventilador
invertido, se obtiene una velocidad de desboque de 2350 rpm. en 55 segundos; sin
embargo en la figura No. 17 se puede observar una velocidad de desboque de 420
rpm. alcanzada en un tiempo de 33 segundos.
Estas graficas evidencian un mejor comportamiento cuando las aspas del ventilador
trabajan en el mismo sentido, esto es cuando se utiliza en descarga y en succión
con el ventilador invertido.
Los resultados muestran la presencia del fenómeno de marcha lenta (crawling) el
cual consiste en la incapacidad de la turbina de acelerar hasta su velocidad final de
funcionamiento, que para este caso evidenciaría un valor superior a por lo menos
1500 rpm.
La solidez (σ) y la relación hub to tip ratio (h) son determinantes en el
comportamiento de arranque de una turbina Wells. Valores por encima de 0.6 de
solidez y relación hub to tip son necesarios para superar el fenómeno de crawling
(Raghunathan, Tan. 1981).
Para la turbina en cuestión, el valor de la relación hub to tip ratio es 0.663 y la
solidez tiene un valor de 0.605, por lo tanto la turbina esta muy cerca de los
umbrales planteados en la referencia para superar el fenómeno. Esto indica que la
turbina puede experimentar crawling como lo demuestra claramente la figura No. 14.
Si se comparan los resultados obtenidos en descarga (Figuras No. 12 y 14), se
observa un estancamiento de la velocidad sobre el primer rango de tiempo (0 a 30
segundos), sin embargo en la figura 12 se muestra un comportamiento en el cual la
corriente de viento dentro del túnel tiende a acumularse quizá causando pequeños
cambios de densidad, esto causa un repentino aumento de velocidad que genera
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37
una gran aceleración sobre la turbina en un segundo rango de tiempo (38 a 52
segundos), logrando así superar el fenómeno de marcha lenta (crawling) y logrando
llegar a la velocidad de desboque mencionada. Para este caso la velocidad del
fluido antes de la turbina es de 7.07 m/s.
En el caso de la figura 14, se experimenta un comportamiento similar en el primer
rango de tiempo, sin embargo la velocidad de viento es mas baja (6.6 m/s) lo cual
causa un estancamiento en la velocidad angular de la turbina, por tanto exhibiendo
el fenómeno de marcha lenta (crawling).
Si se compara lo antes mencionado con los resultados de la tabla No 4, se puede
observar un comportamiento similar ya que se observan velocidades angulares de la
turbina muy bajas para velocidades de viento inferiores a 6.7 m/s.
4.2.2. Comportamiento de la Eficiencia
Dado el análisis realizado anteriormente, se analizara el comportamiento de la
turbina en cuanto eficiencia, caída de presión y número de Reynolds para los casos
en los cuales se obtuvieron valores mas altos de velocidad angular en la turbina.
La curva de eficiencia es elaborada a partir de la curva de arranque de la turbina
que para el caso analizado es la siguiente:
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38
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
0 20 40 60 80 100 120 140 160
tiempo (s)
velo
cida
d (r
pm)
succion (VI)descarga
Figura No. 15 Curvas desboque analizadas
La curva de eficiencia se obtiene según la expresión 2.6, en donde la aceleración
angular de la turbina es calculada según la pendiente de la grafica previamente
mostrada.
T∆∆Ω=Ω& (6.2)
Para calcular la potencia sobre el eje de la turbina se recurre a la siguiente
expresión. (Stacey y Musgrove, 1983)
Ω⋅Ω⋅=•
IP (6.3)
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39
0,00%
2,00%
4,00%
6,00%
8,00%
10,00%
12,00%
14,00%
16,00%
18,00%
0 1 2 3 4 5 6
1/U*
ηη ηη%
0
2
4
6
8
10
12
∆Po*
eficiencia (succion, VI)
eficiencia (descarga)
caida de presion (succion, VI)
caida de presion (descarga)
Teniendo en cuenta la variación de la velocidad angular, se obtienen las siguientes
curvas de eficiencia:
Figura No. 16 Comportamiento eficiencia y caída de presión
Como se puede observar, la eficiencia tiene una caída drástica respecto a (Santa,
Pinilla. 2002) ya que en las mejores condiciones (succión, VI) se alcanza una
eficiencia máxima de 16.1%, una caída de cerca de 72% respecto a la referencia;
esto se debe en parte a que la experimentación se realiza en condiciones de flujo
cerrado, en estas condiciones la potencia extraída por la turbina se limita a la
potencia entregada por el flujo incidente (∆Po·Q), mientras que en condiciones de
flujo semicerrado, la turbina extrae la potencia del flujo presente, además de la
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40
energía cinética del mismo (ρv2/2 ), esto se debe a que después de la turbina el flujo
se enfrenta directamente a la atmósfera aumentando su presión y disminuyendo su
velocidad completamente.
Por otra parte los cambios realizados a la turbina (Cubo de Polipropileno, etc.)
reflejan una disminución del momento de inercia de aproximadamente 83% respecto
al calculado en (Santa, Pinilla. 2002). Esto implica que la turbina evaluada presenta
un mejor tiempo de arranque, por tanto mayores valores de aceleración en el
desboque, como de hecho sucede obteniendo una aceleración máxima de 8.81
rad/s2, y tiempo de estabilización de 56 segundos en comparación con 4.81 rad/s2 y
93 segundos respectivamente mostrados en (Santa, Pinilla. 2002).
Analizando la ecuación 2.6 se tiene:
QPoI
⋅∆Ω⋅Ω⋅=
•
η (6.4)
Se puede observar una relación directamente proporcional entre la eficiencia y los
valores de aceleración angular e Inercia. Estas dos variables presentan un
comportamiento inverso, ya que una baja Inercia induce una mayor aceleración y
viceversa, como ya se mostro. Sin embargo si se hace un breve análisis con los
datos ya presentados se obtiene un torque sobre el eje, para el valor máximo de
eficiencia de 0.0424 N·m para el caso actual, y un valor de 0.120 N·m para el
presentado en (Santa, Pinilla. 2002).
Esto implica una reducción sobre el torque desarrollado en el eje de la turbina, de
64.67% valor cercano al correspondiente a la disminución de eficiencia.
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41
Este puede ser un dato importante ya que en conjunto con los valores de caudal y
caída de presión en mediación de la turbina, se pueden obtener otras causas para la
drástica caída de eficiencia
Tabla No. 5 Comparación datos
Variable Turbina Actual Turbina (Santa, Pinilla. 2002) Q (m3/s) 0.287 0.273 ∆Po (Pa) 179.6 109.49 ∆Po· Q (W) 51.54 29.88 Torque (N·m) 0.0424 0.120 Eficiencia 16.1% 59%
Como se puede observar el cambio en la potencia de la corriente de aire es muy
alto, cerca de 72%. Esto se debe en parte al aumento en la velocidad de viento.
Por tanto se puede decir que la baja eficiencia presentada, es causada básicamente
por las condiciones de experimentación (flujo cerrado), la disminución del momento
de inercia y el aumento en la caída de presión sobre la turbina.
4.2.3. Comportamiento del Número de Reynolds. Dada la importancia del numero de Reynolds en este análisis, es importante ver el
comportamiento del mismo en el sistema. Para las curvas analizadas se obtiene:
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42
COMPORTAMIENTO DEL NUMERO DE REYNOLDS
0,0E+00
5,0E+04
1,0E+05
1,5E+05
2,0E+05
2,5E+05
3,0E+05
3,5E+05
4,0E+05
0 1 2 3 4 5 6 7
1/U*
Re Reynolds (Descarga)
Reynolds (Succión)
Figura No. 17 Comportamiento Numero de Reynolds
Para el punto de mayor eficiencia en succión que se ubica a un coeficiente de flujo λ
(1/U*) de 3.097 se obtiene un numero de Reynolds de 1.92E05, De igual forma para
la curva en descarga se obtiene un numero de Reynolds de 1.98E05 en el punto de
mayor eficiencia (λ = 3.26)
La eficiencia de la Turbina Wells es muy sensible al número de Reynolds, por lo
tanto la eficiencia aumenta cuando este se coloca por encima de un valor crítico.
Este valor crítico se encuentra en la transición de flujo laminar a turbulento que para
perfiles se encuentra en 2.5E05. (Santa, Pinilla. 2002)
IM-2002-II-15
43
4.2.4 Comparación Con Resultados Teóricos
Realizando la comparación para una velocidad de giro de la turbina de 2330 rpm, se
pueden observar las variaciones inducidas por la geometría comparando los
resultados teóricos con lo obtenido experimentalmente, según las siguientes tablas.
Tabla No. 6 Resultados teoricos 2330 rpm
r Vt (m/s) Ut (m/s) φo (º) Vefec (m/s) U* 0,100 24,40 9,22 7,44 33,91 0,13 0,105 25,62 8,78 7,28 34,68 0,12 0,110 26,84 8,38 7,11 35,50 0,12 0,115 28,06 8,02 6,94 36,35 0,11 0,120 29,28 7,69 6,78 37,23 0,11 0,125 30,50 7,38 6,61 38,13 0,10 0,130 31,72 7,09 6,46 39,06 0,10 0,135 32,94 6,83 6,30 40,01 0,09 0,140 34,16 6,59 6,15 40,98 0,09 0,150 36,60 6,15 5,87 42,97 0,08
Tabla No. 7 Resulatdos experimentales 2330 rpm
r Vt (m/s) Ut (m/s) φo (º) Vefec (m/s) U* 0,100 24,40 3,87 13,96 29,13 0,29 0,105 25,62 3,69 13,49 30,14 0,27 0,110 26,84 3,52 13,04 31,16 0,26 0,115 28,06 3,37 12,61 32,21 0,25 0,120 29,28 3,23 12,20 33,26 0,24 0,125 30,50 3,10 11,82 34,33 0,23 0,130 31,72 2,98 11,45 35,40 0,22 0,135 32,94 2,87 11,11 36,49 0,21 0,140 34,16 2,77 10,78 37,59 0,21 0,145 35,38 2,67 10,47 38,70 0,20 0,150 36,60 2,58 10,17 39,81 0,19
Se puede observar que el ángulo de ataque es 44% mayor respecto al resultado
teórico (11.82º y 6.61º), sin embargo se encuentra una disminución de
aproximadamente 50% en la velocidad inducida (Ut) de la corriente de aire (3.10 y
7.38 m/s).
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44
En el punto de mayor eficiencia, se encuentra un ángulo de ataque para los datos
experimentales de 11.82º, Valor 30% superior, Comparando con los datos teóricos
de diseño para el punto de mayor eficiencia (φo = 8º (Santa, Pinilla. 2002)). Debe
tenerse en cuenta que la velocidad de flujo incidente es 50% mayor en el caso
experimental frente al teórico (7.03 y 4.71 m/s (Santa, Pinilla. 2002),
respectivamente), lo cual influye de manera directa sobre el resultado antes
mencionado.
Esto implica que los datos experimentales se encuentran bien encaminados
respecto a lo expresado en el diseño presentado por (Santa, Pinilla. 2002), en
cuanto al ángulo de ataque del perfil, ya que para obtener una velocidad de giro en
la turbina de 2500 rpm se necesitaría una velocidad en la corriente de aire de
aproximadamente 7.3 m/s lo cual induciría una disminución en el ángulo de ataque
final, acercándose al consignado en el diseño teórico. Por otra parte se encuentran
discrepancias, ya que la velocidad del fluido para inducir la velocidad requerida de
2500 rpm es 40% superior respecto al valor de diseño, y esto puede ser en parte
relacionado al cambio de geometría y condiciones de manufactura de la turbina.
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45
5. CONCLUSIONES Y COMENTARIOS
El montaje desarrollado en este trabajo permite evaluar la turbina Wells en
condiciones más cercanas a las de funcionamiento real, permitiendo hacer un mejor
análisis respecto al articulo de referencia y el diseño teórico.
Los datos experimentales muestran una drástica caída de la eficiencia respecto a
(Santa, Pinilla, 2002), causada principalmente por la extracción de energía cinética
de la corriente de aire en condiciones de flujo semi-cerrado, lo cual no es posible en
condiciones de flujo cerrado debido a que la corriente no se enfrenta directamente a
la atmósfera luego de pasar a través de la turbina (Pinilla 2002). Sin embargo cabe
afirmar que parte de esta disminución en la eficiencia se debe al drástico cambio del
momento de inercia y la potencia desarrollada por el eje, así como la alta caída de
presión generada a través de la turbina, lo cual hace pensar que se desarrolla un
desprendimiento prematuro de la capa limite en mediaciones de la turbina. Esto
afecta el sistema total y pone en duda su capacidad de acople a un generador
eléctrico debido al bajo torque desarrollado en el eje de la turbina.
Por otra parte se logró una mejora sustancial del tiempo de arranque de la turbina,
así como su velocidad final de desboque, esto ayuda a fortalecer la idea de incluir
IM-2002-II-15
46
un alternador de automóvil como generador eléctrico dada la alta velocidad
desarrollada por la turbina en las mejores condiciones de experimentación (2330
rpm).
Datos experimentales revelan una capacidad de generación de un alternador de
automóvil de mas de 700 W a una velocidad angular de 2000 rpm, esto es un valor
mucho mas alto al planteado en los objetivos del proyecto (50 W), lo que puede
estar encaminado a el desarrollo de un sistema con un mayor rango de
aplicaciones.
Los cambios de geometría desarrollados en la turbina, hacen que esta opere en
rangos donde se puede presentar el fenómeno de marcha lenta (crawling),
reduciendo su rango útil de operación a velocidades de viento muy altas lo cual es
no viable al tratarse de un sistema para generación de energía portátil donde se
planea crear una corriente de viento oscilante por medios mecánicos (Santa,
Pinilla, 2002).
Durante la toma de datos de presión estática y dinámica se notó que en el primer
punto de medición (mas cercano al tubo) se aprecia una gran velocidad del fluido
respecto a los otros puntos a lo largo de la sección, esto indica que la luz presente
entre la parte externa de la turbina y la pared interior del tubo debe ser reducida lo
máximo posible, ya que una luz como la que se presenta actualmente (2mm.) causa
que el fluido pase por esta zona elevando su velocidad y evitando extraer toda su
energía disponible. Esto, también es una consecuencia de la forma de las aspas de
la turbina, ya que estas en su parte externa tienen forma cuadrada aumentando la
distancia con la superficie del tubo de encerramiento en su parte media. Teniendo
IM-2002-II-15
47
en cuenta esto se sugiere construir las aspas de tal forma que la parte externa sea
curva conforme a la curvatura del tubo que encierra el sistema (ver figura).
Figura No. 18 Forma de aspas
Especiales consideraciones deben hacerse en relación al túnel de viento, ya que su
capacidad no es suficiente para poder realizar la experimentación en mejores
condiciones, Por otra parte los equipos de medición utilizados (manómetro DWYER)
no son los mas apropiados dada la baja velocidad desarrollada en las pruebas. Los
errores inducidos pueden llegar a ser hasta de 40%, lo cual puede hacer pensar que
los datos presentados se encuentran muy cerca de los valores teóricos de diseño.
Finalmente se sugiere la realización de una prueba en condiciones de flujo
semicerrado para la turbina actual, a fin de tener un punto de comparación con la
turbina presentada en (Santa, Pinilla. 2002). De igual forma, esta prueba podria
establecer las causas de la disminución de eficiencia observada en este trabajo.
IM-2002-II-15
48
6. REFERENCIAS BIBLIOGRAFICAS American Conference Of Governmental Industrial Hygienists. Industrial
Ventilation 20th Edition of recommended practice, 1988
Anderson., John David. Fundamentals of Aerodynamics. McGraw-Hill., 1991, 189-
192.
Curran, R., Gato, L.M.C. The Energy conversion of several types of Wells turbine
designs. Proc. Instn. Mech. Engrs, Part A, 1997, 211, 133-145.
Gato, L.M.C. A., F., De O Falcão. On the theory of the Wells Turbine. Journal of
engineering for gas turbines and power Vol 106 (3), 1984.
Mabie, H., Ocvirk, F. Dynamics of machinery. Jhon Wiley & Sons, inc., 1957, 268-
271; 318-322.
Pinilla, E., Alvaro. Wind Powered Pumping Systems for Colombia. Reading
University, 1985, 43-66.
IM-2002-II-15
49
Raghunathan, S., Beattie, W., C. Aerodynamic performance of contra-rotating
Wells turbine for wave energy generation. Proc. Instn. Mech. Engrs, Part A, 210,
1996.
Raghunathan, S., Tan, C., P. Performance of the Wells turbine at starting. Journal
of energy Vol. 6 (6) , 1982.
Raghunathan, S., Tan, C., P. Aerodynamic Performance of the Wells air Turbine.
Journal of energy Vol. 7 (3), 1981.
Santa, A., Pinilla, A. Generación de energía eléctrica a través de una turbina Wells
para dispositivos portátiles. Articulo preliminar de Tesis de Maestria, Universidad de
los Andes Bogotá Colombia, Julio de 2002
Santa, A., Lozano, M., Pinilla, A. Generación de Energía Eléctrica con Turbinas
Wells. Revista de Ingeniería, Universidad de los Andes Bogotá-Colombia No.7,
Mayo de 2002.
Stacey, G., Musgrove, P., J. The performance of Rutherford 6_m diameter vertical
axis wind turbine, including the effects of various binning techniques and averaging
periods, Reading University. 1983.
Universidad de los Andes. Practica de Laboratorio 1. Universidad de los Andes.
Facultad de Ingeniería, Departamento de Ingenieria mecanica. Bogotá - Colombia.
1995.
IM-2002-II-15
50
7. ANEXOS
7.1 Plano fabricación para el cubo de la turbina
7.2 Plano de fabricación para las bridas
7.3 Plano de fabricación para los soportes
7.4 Plano de fabricación del eje de la turbina
UNIVERSIDAD DE LOS ANDESDepartamento de Ingeniería Mecánica
Dibujado por: Carlos Guzmán Revisado por:
Fecha: 10/09/2002 Escala 1 :2Plano 1/1
Pieza: Cuba Turbina Número de piezas: 1 Material: Polipropileno
O 7
O 12.5
1/8 - 40 UNC - B 6 huecos roscados iguales
3/16 - 22 UNC - B 6 huecos roscados iguales
R 50
197.6
33.255.52
98.8
O 17.5
Ancho de placa: 19mm (3/4")
Tolerancias ± 0.025mmMedidas en milimetros
(3/16")
(1/2")
UNIVERSIDAD DE LOS ANDESDepartamento de Ingeniería Mecánica
Dibujado por: Carlos Guzmán Revisado por:
Fecha: 10/09/2002 Escala 1 :1Plano 1/1
Pieza: Bridas Número de piezas: 2 Material: Aluminio
O 50
O 20
O 12.5
O 7 10
30
3/16 - 22 UNC - B
R 3
O 35
Tolerancias ± 0.025mm
UNIVERSIDAD DE LOS ANDESDepartamento de Ingeniería Mecánica
Dibujado por: Carlos Guzmán Revisado por:
Fecha: 10/09/2002 Escala 1 :2Plano 1/1
Pieza: Tripode Número de piezas: 3 Material: Ver tabla
O 28 O 32
6.35
4
1/8 - 40 UNC - B3 huecos roscadosProfundidad = 15mm.
1
2
Pieza No. Descripción Cantidad 1 barra acero 1020 3 Diametro 1/4" tubo agua negra 2 Diametro interno 28 1
Profundidad = 20mm
Tolerancias ± 0.025mmMedidas en milimetros
120°
(1/4")
1/4 - 20 UNC - B3 huecos roscados cada 120v
O 150
UNIVERSIDAD DE LOS ANDESDepartamento de Ingeniería Mecánica
Dibujado por: Carlos Guzmán Revisado por:
Fecha: 10/09/2002 Escala 1 :1Plano 1/1
Pieza: Eje Turbina Número de piezas: 1 Material: ACERO 1020
100
8 8
10
O 2.5
O 12.5
9.5
profundidad = 8
Tolerancias ± 0.025mmMedidas en milimetros
156