CAPÍTULO IV APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS PROBLEMAS...
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APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS 129 CAPÍTULO IV APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS PROBLEMAS SOBRE TURBINAS FRANCIS, KAPLAN Y PELTON 4.1 DIMENSIONES DE LAS TURBINAS FRANCIS En un aprovechamiento hidráulico, los datos que generalmente se conocen son la carga y el caudal, los cuales permiten calcular la potencia disponible. El procedimiento para la determinación del tipo y características de las turbinas sería: a) Partiendo de la carga y el caudal, se puede estimar un rendimiento global (que suele ser del orden del 87%) y calcular la potencia disponible mediante la fórmula: b) De acuerdo con la potencia de la planta y su ponderación en el sistema a que va a estar interconectada, se puede prejuzgar la magnitud de la potencia unitaria y el número de unidades, teniendo presente las limitaciones aconsejables para la velocidad específica. Siempre será necesario un cálculo previo, para la evaluación estimativa de las características que pueden ir resultando, hasta llegar a un ajuste y decisión finales. c) Definido el caudal y la potencia por unidad y conocida la carga, se estima la velocidad específica, teniendo además presente el coeficiente de cavitación que puede resultar con la altura de aspiración H a que se piensa admitir. Las figuras 4.1 4.2 y 4.3 puede servir de ayuda para estas determinaciones en turbinas Francis y Kaplan H a = H at - H ) ( 75 CV QH P 4 5 2 1 ) ( H CV N Ns
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APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
129
CAPÍTULO IV
APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
PROBLEMAS SOBRE TURBINAS FRANCIS, KAPLAN Y PELTON
4.1 DIMENSIONES DE LAS TURBINAS FRANCIS
En un aprovechamiento hidráulico, los datos que generalmente se conocen
son la carga y el caudal, los cuales permiten calcular la potencia disponible.
El procedimiento para la determinación del tipo y características de las
turbinas sería:
a) Partiendo de la carga y el caudal, se puede estimar un rendimiento
global (que suele ser del orden del 87%) y calcular la potencia
disponible mediante la fórmula:
b) De acuerdo con la potencia de la planta y su ponderación en el sistema
a que va a estar interconectada, se puede prejuzgar la magnitud de la
potencia unitaria y el número de unidades, teniendo presente las
limitaciones aconsejables para la velocidad específica. Siempre será
necesario un cálculo previo, para la evaluación estimativa de las
características que pueden ir resultando, hasta llegar a un ajuste y
decisión finales.
c) Definido el caudal y la potencia por unidad y conocida la carga, se
estima la velocidad específica, teniendo además presente el coeficiente
de cavitación que puede resultar con la altura de aspiración Ha que se
piensa admitir. Las figuras 4.1 4.2 y 4.3 puede servir de ayuda para
estas determinaciones en turbinas Francis y Kaplan
Ha = Hat - H
)(75
CVQH
P
45
21
)(
H
CVNNs
CENTRALES HIDROELÉCTRICAS
130
Fig. 4.1 Límites de la velocidad específica en función de la carga en m para
turbinas Francis, Kaplan y Pelton .(Según Th. Bell Kriens-Lucerna Zuiza)
APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
131
Fig. 4.2 Relación entre la velocidad específica y el coeficiente de cavitación en
turbinas Francis.
CENTRALES HIDROELÉCTRICAS
132
Fig. 4.3 Coeficiente de cavitación en función de la velocidad específica, para
turbinas Francis y Kaplan.
APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
133
TIPO DE TURBINA MÁS ADECUADO EN FUNCIÓN DEL
NÚMERO DE REVOLUCIONES ESPECÍFICO1
Velocidad
específica ns
Tipo de turbina Altura del salto
(metros)
Hasta 18 Pelton con una tobera 800
De 18 a 25 Pelton con una tobera de 800 a 400
De 26 a 35 Pelton con una tobera de 400 a 100
De 26 a 35 Pelton con dos toberas de 800 a 400
De 36 a 50 Pelton con dos toberas de 400 a 100
De 51 a 72 Pelton con cuatro toberas de 400 a 100
De 55 a 70 Francis lentísima de 400 a 200
De 70 a 120 Francis lenta de 200 a 100
De 120 a 200 Francis media de 100 a 50
De 200 a 300 Francis veloz de 50 a 25
De 300 a 450 Francis ultravelocísima de 25 a 15
De 400 a 500 Hélice velocísima Hasta 15
De 270 a 500 Kaplan lenta de 50 a 15
De 500 a 800 Kaplan veloz de 15 a 5
De 800 a 1100 Kaplan velocísima 5
d) La velocidad de giro de la turbina se saca de la fórmula de la velocidad
específica. El ajuste con la velocidad de sincronismo se hace necesario,
procurando, en lo posible, que resulte un número de polos p múltiplo de
4, para facilitar la construcción de éste. Esto obligará a un ligero
recálculo de la velocidad específica que no ha de modificar
sensiblemente otros criterios. El número de polos viene dado por:
e) Las dimensiones del rotor de la turbina Francis (Diámetros D1 y D2 por
medio de los coeficientes 1, 2 de la velocidad tangencial y la altura
del distribuidor B por medio de los gráficos de la Fig. 4.4 a, b, c y d).
1 Zoopetti Gaudencio, CENTRALES HIDROELÉCTRICAS,Ed.G.Gili,Pag.126
N
fp
120
CENTRALES HIDROELÉCTRICAS
134
f) Las dimensiones de la cámara espiral o caracol de la turbina Francis
son: Diámetro de la sección de entrada De(pulgadas), Q(pies3/seg),
H(pies)
Diámetro ecuatorial máximo de la sección de entrada DEM
Donde diámetro elegido será el mayor de los dos:
g) En tubos de desfogue acodados, se tienen las siguientes dimensiones:
Anchura máxima del ducto de desfogue: Amd = 3 D2
Altura vertical, desde el plano ecuatorial del distribuidor a la parte inferior
del codo: V = 2,7 D2
Longitud horizontal, desde la línea central del eje de la turbina al extremo
de la descarga: L = 3,8 D2
2
1
21
7,11H
QDe
eEM DoDDD 5,1)(5,1 21
21
1
21
11
)2()2( gH
ND
gH
U
21
2
21
22
)2()2( gH
ND
gH
U
APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
135
Fig. 4.4 Proporciones y coeficientes de velocidad en función de la velocidad
específica, en la turbina Francis.
Ejemplo
Una planta hidroeléctrica se ha de diseñar para trabajar con un caudal de
800 m3/seg y una altura de carga de 97 m. Hallar el número y tipo de
turbinas, sabiendo que esta planta ha de interconectarse a un sistema de gran
capacidad.
La potencia, considerando un rendimiento del 87% será:
cvCVQH
P 90016075
87,0*97*800*1000)(
75
B D1
D2
DE
CENTRALES HIDROELÉCTRICAS
136
Como la planta ha de conectarse a un sistema de gran capacidad se pueden
considerar turbinas de potencias grandes, por lo cual, se eligen 5 unidades.
La potencia y caudal por unidad serán:
P= 900160 / 5 = 180032 CV Q = 800 / 5 =160 m3/seg
Podemos estimar una velocidad específica a través de la figura 4.1
Tomamos Ns=200 que corresponde a una turbina del tipo francis para
determinar la altura de desfogue calculamos mediante la tabla 4.3 el
coeficiente de cavitación =0,125 con el cual calculamos:
Ha = Hat - H = 10 – 0,125 * 97 = -2,125 m
La velocidad de rotación será:
El número de polos viene dado por:
El múltiplo de 4 más próximo es 40 polos por tanto:
Con estos datos la velocidad específica queda corregida a:
El nuevo valor del coeficiente de cavitación es = 0,14 con el cual
Ha = 10 – 0,14 * 97 = -3,6 m
rpmCV
NsHN
H
CVNNs 5,143
)180032(
97*200
)(
)(
21
45
21
45
45
21
polosN
fp 81,41
5,143
50*120120
rpmp
fN 150
40
50*120120
209)97(
)180032(*150
45
21
Ns
APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
137
Los diámetros del rodete se hallan a través de la Fig. 4.4 de donde: 1 =
0,77 y
2 = 0,77 con estos datos:
La altura del distribuidor B se obtiene de la figura 4.4
B / D1 = 0,25 B = 0,25 * 4,28 = 1,07 m
Para la cámara espiral o caracol se tiene:
El diámetro ecuatorial máximo será:
DEM = 1,5 (D2) + 1,5 De = 1,5 *4,28 +1,5 * 5,28 = 14,34 m
Las dimensiones del tubo de desfogue serán:
Anchura máxima Amd = 3 D2 = 3 * 4,28 = 12,84 m
Altura vertical V = 2,7 D2 = 2,7 * 4,28 = 11,56 m.
Longitud horizontal L = 3,8 D2 = 3,8 * 4,28 = 16,26 m
mN
gHD 28,4
60
150*
)97*81,9*2(*77,0)2( 21
21
11
mN
gHD 28,4
60
150*
)97*81,9*2(*77,0)2( 21
21
22
mpulH
QDe 28.5.3,208
28,3*97
0283,0
160
7,117,11
2
1
21
21
21
CENTRALES HIDROELÉCTRICAS
138
4.2 DIMENSIONES DE LAS TURBINAS KAPLAN
En la turbina Kaplan desaparece la acción radial del agua, siendo inexistente
la acción centrípeta sobre el rodete móvil, el aprovechamiento de la carga
estática se reduce y queda a cargo del cambio de la velocidad relativa:
El coeficiente de la velocidad de arrastre está dado por la expresión:
La figura 4.5 muestra de en función de la velocidad específica ns
3
2.5
2
1.5
1
500 600 700 800 900 1000 1100 1200 ns
Fig.4.5 Valor del coeficiente de velocidad en función de la velocidad específica de una
turbina Kaplan
El diámetro de la hélice D se calcula a través de la siguiente fórmula
empírica:
Donde D(pulgadas), H(pies) y Potencia en HP. (N rpm)
La velocidad de giro:
gH
ND
2
H
CVD
68
21
43
)(
950
HP
HN
APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
139
La distancia A entre el plano ecuatorial del distribuidor y el del rodete
móvil, está entre el 30% y 40% del valor del diámetro de este último, siendo
menor para valores altos de la velocidad específica.
El diámetro ecuatorial del distribuidor Do, medido entre los puntos de
pivoteo de los álabes es del orden de 1,2 a 1,3 D, correspondiendo valores
menores para mayor velocidad específica.
0,6
dc/D
0,5
0,4
0,3
0 10 20 30 40 50 60 70
H en metros Fig 4.6 Relación dc / D en función de H
La relación B/D (altura del distribuidor al diámetro de la hélice) es del orden
de 0,4 ya que se debe aumentar las secciones de paso a mayores caudales,
sin agrandar exageradamente el diámetro del distribuidor.
La proporción entre el diámetro del cubo y el de la hélice (dc / D) se da en la
figura 4.6 en función de la carga.
8
Número de 6
álabes 5
4
0 10 20 30 40 50 60 70
H en metros
Fig. 4.6 Número de álabes del rotor en función de la carga para Turbina Kaplan.
CENTRALES HIDROELÉCTRICAS
140
El número de álabes del rotor se obtiene de la Fig. 4.6 Los álabes son de
grandes dimensiones a causa de la gran cantidad de agua con que deben
operar para transmitir potentes pares al eje de la unidad.
Ejemplo
La turbina Kaplan de la figura 4.7 tiene las siguientes características:
Tiene una potencia de 67700 KW, bajo 34 m. de carga y 225 m3 /seg. de
caudal, tiene un rotor de 5,7 m de diámetro. La altura del distribuidor es
B=1,88m. El diámetro ecuatorial medido a la salida del distribuidor es
D0=6,15m. El diámetro del cubo es dc =2,9 m. Suponiendo que la velocidad
absoluta de salida del distribuidor forma un ángulo de 45º con la dirección
tangencial y considerando Va = Cte. Determinar: a) Las velocidades
tangenciales del agua (Vu), en la arista de ataque del rotor (1), a distancias
R = 1,45 m (arranque del cubo), R=2,15 m (medio) y R=2,85 m. (extremo
del álabe). b) El ángulo de la velocidad relativa del agua con la dirección
tangencial (ángulo del álabe 1 para las condiciones de diseño), para los tres
puntos indicados. La velocidad de giro para un generador de 50 ciclos/seg.2
a) El momento de la cantidad de movimiento es constante Vu R = Cte.
En la sección de salida del distribuidor se tendrá: Vuo Ro =Cte
Como Vuo = Vo cos 45º = Vo sen 45º = VR0
Por tanto:
Luego
Vuo Ro = 6,2 * (6,15/2) = 19,05 = Cte.
2 POLO ENCINAS MANUEL Turbomáquinas Hidráulicas 1979 Limusa Mexico Pag.179
segm
BD
QVuo 2,6
88,1*15,6*
225
0
APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
141
Fig. 4.7
CENTRALES HIDROELÉCTRICAS
142
Fig. 4.8
APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
143
En la arista de ataque del rotor (1) se tendrá, para R=1,45 m (arranque en el
cubo):
Vu1 R1 = Vu1 1,45 = 19,05 cte.
De donde
Vu1 = 19,05/1,45=13,13 m/seg.
Para R=2,15 m (medio)
Vu1 = 19,05/2,15=8,86 m/seg.
Para R=2,85 m (extremo del álabe):
Vu1 = 19,05/2,85=6,68 m/seg.
b) de las figuras que contienen los diagramas vectoriales de los álabes
tenemos:
La potencia de la turbina en HP y la altura de carga en metros serán:
P = 67700 Kw/0,746 = 90751 HP
piesm
piem 5,111
3048.034
La velocidad de giro de la turbina:
rpmCV
HN 13,108
)90751(
)5,111(*950
)(
950
21
43
21
43
El número de polos del generador para una frecuencia de 50 ciclos es:
11
1
u
a
VU
Vtan
./9,1145,185,2
22522
segmA
QV
paso
a
CENTRALES HIDROELÉCTRICAS
144
p = (60 * f)/N = (60 * 50) / 108,13 = 27,7 pares de polos
El número de polos se sugiere que sea múltiplo de 4, siendo 55,4 los polos
calculados los reducimos a 56 polos, o sea 28 pares, con cuyo valor
ajustamos la velocidad de giro:
N = (60 * f) / p = (60 * 50) / 28 = 107,14 rpm.
Para R = 1,45 m.
U = 2 R N = 2 * · 1,45 * (107,14/60) = 16,26 m/seg.
Para R = 2,15 m.
U = 2 R N = 2 * · 2,15 * (107,14/60) = 24,12 m/seg.
Para R = 2,85 m.
U = 2 R N = 2 * · 2,85 * (107,14/60) = 31,97 m/seg.
Los ángulos del álabe, en los tres puntos señalados de la arista de ataque
serán:
Para R= 1,45 m.
º26,7508019,313,1326,16
9,11tan 11
Para R= 2,15 m
Para R= 2,85 m.
2,254705,068,697,31
9,11tan 11
º94,377798,086,812,24
9,11tan 11
APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
145
4.3 DIMENSIONES DE LA TURBINA PELTON
A la salida, la dirección de la velocidad relativa esta definida por el ángulo
(se toma como promedio 165º ; = 180º- ). Ya que se trata de una
máquina axial, la ecuación vectorial es:
Pero: Vr = V - U
rVUV
)º180cos(ru VUV
cos)()º180cos()( UVUUVUVu
θ β
Vu U
Vr V
Vr1
V1
Va=11,9
Vu1=13,13
Β1=75,26o
R=1,45 m
U=16,26
R=2,15 m
Vr1
V1
Va=11,9
Vu1=8,86
Β1=37,94o
U=24,12
R=2,85 m
Vr1
V1
Va=11,9
Vu1=6,68
Β1=25,2o U=31,97
CENTRALES HIDROELÉCTRICAS
146
El trabajo por segundo hecho por el chorro de líquido sobre el aspa E0 es:
Esta expresión tiene valor cero cuando U=0 que significa que la turbina esta
parada, o bien cuando V=U, que indica que el chorro no alcanza al álabe.
Derivando esta expresión respecto a U e igualando a cero se puede
determinar el valor máximo:
De donde se obtiene:
Idealmente se demuestra que la turbina pelton, alcanza su rendimiento
óptimo cuando U = 0,45 V
En esta y posteriores ecuaciones se ha considerado:
V = Velocidad de salida de la tobera.
U = Velocidad tangencial de la rueda.
Vu = Componente de la velocidad absoluta en dirección de la velocidad
tangencial.
= Angulo de retorno del agua en los álabes.
Vr = Velocidad relativa del agua en los álabes.
W = Peso del agua por segundo.
)}cos)(({)(0 UVUVg
WUVV
g
WE u
)}cos1()cos1({ 2
0 UVUg
WE
0))cos1(2)cos1((0 UVg
W
dU
dE
2
VU
APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
147
Q = Caudal, Carga
N = Velocidad de rotación de la turbina (r.p.m.).
H = Altura de carga neta.
Pd = Presión dinámica ejercida por el chorro (Kg).
Ec = Energía cinética en la tobera.
Ep = Energía potencial.
D = Diámetro de la rueda Pelton (Se considera diámetro de la rueda Pelton
al diámetro de un círculo que pasa por el centro del álabe y es tangente a la
línea de centros de la tobera)
d = Diámetro del chorro de agua
Cv = Factor de velocidad o coeficiente de tobera.
Dt = Diámetro de la tubería.
Si no hay pérdidas en el inyector el chorro sale del inyector a la atmósfera
con una velocidad, V que según la ecuación de Torricelli será:
La velocidad tangencial de la rueda con factor de velocidad Cv = 0,44 a 0,48
(llamado también coeficiente de tobera) sera:
La velocidad tangencial en función de la velocidad de rotación viene dada
por:
En condiciones de máxima eficiencia se sabe que:
La presión dinámica ejercida por el chorro es:
gHU 246,0
60
DNU
gHCV v 2816,0
gHV 2)99,098,0(
)cos1(g
VWPd
CENTRALES HIDROELÉCTRICAS
148
La energía cinética en la tobera es:
El diámetro de la tubería forzada para la máxima eficiencia viene dada por:
El diámetro de la tobera (Boquilla del chiflón).
La relación D/d se recomienda mayor a siete y menor a doce, nueve es
recomendado
El número de álabes viene dado por
152d
Dna
El ancho de los álabes debe estar entre 3,5 a 4 veces el diámetro de la tobera
El peso del agua W viene dado por: W = Q
La eficiencia de la conducción es:
La eficiencia hidráulica de la rueda pelton se obtiene de
mgH
fLQDt
5
1
2
224
mgHC
Qd
v
4
1
22
212
WH
g
VW
E
E
p
cconducción
2
2
g
VWEc
2
2
APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
149
La eficiencia total del sistema es:
La potencia de la rueda pelton es:
Ejemplo
En una rueda pelton el agua sale de la tobera con una velocidad de 85
m/seg. Para un caudal de Q = 0,115 m3/seg. Hallar a) La presión en Kg. que
ejerce el agua que es desviada un ángulo = 145º, suponga el álabe
estacionario y = 0º. b)¿Cuál será la presión, si se supone que: tiene el
valor medio de 10º ? c) ¿Cuál será la presión teórica máxima, que podría
ejercerse y que condiciones se requieren para ello?
a) La presión dinámica será:
Pd = 1812,7 Kg.
b) Para = 10º la presión dinámica ejercida será:
Pd = 1977,7 Kg.
La presión teórica máxima se da para = 0º
)º170cos1(81,9
85115)cos1(
g
VWPd
)º180cos1(81,9
85115)cos1(
g
VWPd
)(75
CVE
P mecc
.* mecconducciónsis
)145cos1(81,9
85115)cos1(
g
VWPd
21. 2senmáx
CENTRALES HIDROELÉCTRICAS
150
Pd = 1992,86 Kg.
Ej. 2) En una planta hidroeléctrica se tiene trabajando una rueda pelton a
300 r.p.m. con una altura de carga de 70 m. Hallar a) El diámetro de la
rueda b)¿Cuál es el diámetro del chorro de agua? c) El caudal d) La potencia
de la turbina suponiendo un rendimiento mecánico de 75%.
a) La velocidad del agua a la salida de la tobera, suponiendo Cv = 0,98
será:
La velocidad tangencial, suponiendo que = 0,47 será:
U = 0,47 * 36,32 = 17,07 m/seg
Por tanto el diámetro de la rueda pelton será:
b) Considerando la relación D/d=9 se puede dimensionar el diámetro
máximo de la tobera (Chiflón)
d = D/9 =1,087/9 =0,121 m
El caudal será:
Q = A*V = /4 d2 V = 3,1416/4 * 0,121
2 * 36,32 = 0,4176 m
3/seg
c) La potencia de la turbina pelton considerando una eficiencia mecánica
del 75% será:
segmgHCV v /32,3670*81,9*298,02
.087,1300*1416.3
60*07,1760m
N
UD
cvg
WVEP c 77,280
75*81,9*2
75,0*32,36*6,417
75275
22
APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
151
Ej.3) Se dispone de un caudal de Q = 1,2 m3/seg y una altura de carga de
H=270 m. Si la longitud de la tubería es de 1010 m con un coeficiente de
fricción f = 0,037; Cv = 0,97; = 0,47; = 8º; y N = 450 rpm. Puede
suponerse que debido a la fricción mecánica, a la fricción de los cangilones
y a la resistencia del aire, debe disminuirse la eficiencia hidráulica de la
pelton en un 12% para tener la eficiencia mecánica. Hallar:3
a) Diámetro de la tubería forzada para obtener la máxima eficiencia en la
conducción.
b) Diámetro del chorro de agua (Diámetro de la tobera).
c) Diámetro de la rueda pelton.
d) Verificar la relación D/d.
e) La presión manométrica en la base de la tobera.
f) La eficiencia en la conducción.
g) La eficiencia hidráulica de la rueda pelton.
h) La eficiencia mecánica.
i) La eficiencia resultante.
j) La potencia que podrá desarrollar el motor hidráulico.
a) El diámetro de la tubería que da la máxima eficiencia es:
b) El diámetro de la tobera será:
c) La velocidad que nos da la máxima eficiencia es:
La velocidad tangencial de la rueda es:
3 VIEJO Z. – ALONSO P. Energía Hidroeléctrica 1977 Limusa México Pag.161
mgHC
Qd
v
163,0270*81,9*97,0*1416,3
2,1*1212 4
1
22
24
1
22
2
./62,57270*81,9*2*97,0*816,02816,0 segmgHCV v
segmVU /08,2762,57*47,0
mgH
fLQDt 548,0
270*81,9*
2,1*1010*037,0*24245
1
2
25
1
2
2
CENTRALES HIDROELÉCTRICAS
152
Para N=450 rpm
d) La relación:
Que está casi fuera de los valores aceptados, para mejorar este factor se
pueden considerar dos toberas, por tanto:
La relación D/d es ahora:
98,91152,0
15,1
d
D
Que es satisfactoria.
e) La velocidad en la base de la tobera es igual a la velocidad en la tubería,
por tanto;
En la base de la tobera existe una carga de velocidad y una carga de
presión, cuya suma será igual a la carga de velocidad en la tobera:
Puesto que: 1 mm H2O 1 Kg/m2
167897 mm H2O x Kg/m2
x = 167897 Kg/m2 1 m
2/(100 cm)
2 =16,79 Kg/cm
2
La presión manométrica será 16,79 Kg/cm2
mN
UD 15,1
450*1416,3
60*08,2760
18.716,0
15,1
d
D
md
ddd 1152,02
163,0
22
441
2
1
2
segmD
Q
A
QV
t
t /092,5548,0*7854,0
2,1
422
mg
VVh
g
Vh
g
V t
pp
t 897,16762,19
092,562,57
222
222222
APROVECHAMIENTOS HIDRÁULICOS
153
f) Para calcular la eficiencia de la conducción, utilizamos la siguiente
expresión:
g) El rendimiento hidráulico de la rueda Pelton será:
h) La eficiencia mecánica de acuerdo al enunciado debe disminuirse en 12%
mec. = max – 0,12 max = 0,995 - 0,12*0,995 = 0,876
i) La eficiencia total del sistema será:
sis = conducción * mec. = 0,627 * 0,876 = 0,549
k) La potencia efectiva desarrollada por el motor hidráulico será:
do/Dp
0,1
0,05
10 20 30 nso Fig. 4.9 Relación del diámetro del chorro al diámetro de la rueda de una turbina pelton, en
función de la velocidad específica del chorro
22 57,62
12002030622 19,62
0,62671200*270 324000
cconducción
p
VWE g
E WH
995,0º412
1 22 sensenmáximo
CVE
Pot mecc 76,237175
876,0*203062
75
CENTRALES HIDROELÉCTRICAS
154
Rueda Pelton de álabes removibles
