ANÁLISIS DEL COMPORTAMIENTO DE UNA TURBINA …oa.upm.es/43836/1/TFG_GONZALO_SANCHEZ_MORELL.pdf · permite producir grandes cantidades de energ a con altos rendimientos de conversi

Universidad Politecnica de Madrid

Escuela Tecnica Superior de Ingenieros Industriales

ANALISIS DEL

COMPORTAMIENTO DE UNA

TURBINA DE GAS

Trabajo presentado por Gonzalo Sanchez Morell

para obtener el grado en Tecnologıas Industriales

Julio 2016

Tutores:

Javier Rodrıguez Martın

Susana Sanchez Orgaz

Departamento de Ingenierıa Energetica

Agradecimientos

Este trabajo no habrıa sido posible sin la ayuda de mis padres que me han dado siem-

pre su apoyo tanto moral como economico para que estudie y me forme pudiendo en un

futuro tener un trabajo que me permita tener una vida independiente, que me reporte

satisfaccion y me permita tener un nivel de vida digno.

Quiero agradecer al Instituto Veritas los anos donde pase mi etapa escolar y donde

descubrı mi vocacion por esta carrera. A todos los profesores que me acompanaron du-

rante esos maravillosos anos y se esforzaron en formarme tanto intelectualmente como

personalmente. Con especial carino agradezco la atencion y el carino que me dedico mi

profesora de primaria Regina cuando pase por unos malos anos.

Tambien a mis profesores de la Escuela Tecnica Superior de Ingenieros Industriales de

Madrid por la valiosısima formacion que me han dado y su profesionalidad. Especialmente

a Javier Rodrıguez Martın y a Susana Sanchez Orgaz que me propusieron este trabajo tan

interesante, me han guiado durante su elaboracion y me han dedicado su tiempo siempre

que lo he necesitado.

Finalmente quiero dedicarle este trabajo a mis abuelos por lo importantes que han sido

en mi vida. Especialmente a Orencio y Esther, espero que desde el cielo esteis orgullosos

de mı.

2

Resumen ejecutivo

El modelo energetico actual es el principal causante del cambio climatico. La subida

de la temperatura media del planeta, la mayor frecuencia de catastrofes naturales y la es-

casez de recursos son un problema que la sociedad tiene que combatir. Hoy en dıa mas del

80 % de la energıa primaria que se consume proviene de combustibles fosiles que son los

principales causantes de estos fenomenos. La solucion es hacer una transicion energetica

desde el modelo actual a uno basado en energıas limpias o renovables.

Dentro de estas energıas limpias la energıa solar es la que ofrece mayor disponibilidad

y abundancia. Por ello se han desarrollado diversas tecnologıas para su aprovechamiento

como las celulas fotovoltaicas o las centrales termicas solares. Los paıses del sur de Europa

como Espana, Italia o Grecia reciben altas cantidades de irradiacion solar cada ano que

no estan siendo aprovechadas.

La transicion energetica que hay que llevar a cabo necesita tecnologıas que permitan

generar energıa de manera sostenible pero que ademas sean capaces de producir suficiente

cantidad para satisfacer la demanda. En este contexto las centrales termicas solares hıbri-

das son buenas candidatas. Estas centrales combinan un sistema solar como puede ser

una torre central o colectores cilindroparabolicos con un recurso fosil. Esta combinacion

permite producir grandes cantidades de energıa con altos rendimientos de conversion de

energıa solar a electrica.

En la actualidad ya hay plantas de este tipo funcionando en el mundo dentro de las

cuales se destaca la planta Solugas, propiedad de Abengoa y ubicada en Sevilla, que utili-

za como sistema solar una torre central. Recientemente se ha publicado un artıculo en la

revista “Energy Conversion and Management”, [1], en el que el Departamento de Fısica

Aplicada de la Universidad de Salamanca ha elaborado un modelo teorico de una posible

modificacion de esta planta para poder estudiar el comportamiento de la misma. Este mo-

delo se ha implementado en dicho artıculo para una serie de condiciones de operacion. En

este trabajo se ha validado el modelo teorico desarrollado en el artıculo y se ha ampliado

el estudio realizado sobre el comportamiento de esta planta en diferentes condiciones.

3

4

La planta Solugas real funciona realizando un ciclo Brayton abierto hibridado con la

torre solar mencionada y la modificacion consiste en cerrar el ciclo que realiza la planta

incluyendo un regenerador. El objetivo de esta modificacion es mejorar el rendimiento de

esta planta y disminuir el consumo de combustible de la misma.

Para la realizacion de este trabajo se ha creado un modelo de la planta modificada en

un programa de simulacion profesional que es Thermoflex, figura 1. Para poder compa-

rar y validar el modelo teorico propuesto en [1] al desarrollar el modelo en Thermoflex

se han utilizado los mismos datos que se utilizan en dicho artıculo. Por la complejidad

del programa, se han tenido que calcular y deducir datos extra requeridos por el mismo

para poder disenar los elementos del modelo. Todos estos calculos ası como las hipotesis

realizadas en ellos se explican en el trabajo.

Figura 1: Esquema del modelo de la planta en Thermoflex

Una vez desarrollado el modelo en Thermoflex, se ha implementado para las mismas

condiciones ambiente que el teorico y se han comparado los resultados obtenidos. Esta

comparacion puede apreciarse en la tabla 1. Ademas de las condiciones que se han imple-

mentado en dicho artıculo, este modelo se ha implementado para una serie de situaciones

adicionales que pueden darse frecuentemente durante la operacion. Los resultados de estas

5

simulaciones se muestran en la tabla 2.

Artıculo Simulacion Diferencia en %T1 21 31,07 47,95T2 317 362,3 14,29Tx 549 556,3 1,33Tx′ 754 801,42 6,29T3 1149 1149 0T4 617 611,4 0,91Ty 384 419,5 9,24

Potencia termica total aportada al ciclo (MWth) 12,798 12,395 3,25Potencia termica aportada por la torre (MWth) 5,011 5 0,22

Potencia termica aportada por la camara (MWth) 7,787 7,395 5,3Potencia electrica generada (kWe) 4647 5081 9,34

“Solar share” o factor solar 0,341 0,403 18,18Consumo de combustible (kg/s) 0,172 0,163 5,52

ηH 0,393 0,417 6,11ηS 0,698 0,797 14,18η 0,3 0,328 9,33

Tabla 1: Tabla comparativa de los resultados obtenidos en la simulacion y en el artıculopara el caso de condiciones nominales (las temperaturas estan en 0C).

Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6QHS 5000 0 1744,5 2325 2906,8 3488 4069QHC 7395 12396 10651 10069 9488 8907 8325f 0,4033885 0 0,140737 0,187591 0,234518 0,281404 0,328304

Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6mf (kg/s) 0,163338 0,273798 0,235255 0,2224 0,209567 0,196734 0,183879

Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6WTurbina 11295 11297 11297 11296 11296 11296 11296WCompresor 6129 6128 6128 6128 6128 6129 6128

Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6ηH 0,416781 0,416989 0,417006 0,416976 0,416949 0,416862 0,416976

Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6ηS 0,7972956 0 0,741804 0,741485 0,741625 0,741591 0,74153

Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6η 0,3282101 0,416989 0,366461 0,356311 0,346748 0,337618 0,3377

Tabla 2: Resultados obtenidos en las simulaciones (Trabajos y calores en kW).

Al comparar los resultados de ambos modelos, tabla 1, las dos principales causas de

diferencias han sido los distintos disenos de la torre solar, turbina y compresor. Los dife-

rentes disenos de la torre han afectado al rendimiento y al aporte de potencia termica al

6

ciclo por parte de este elemento que a su vez ha afectado al consumo de combustible. Los

rendimientos que se han obtenido con Thermoflex son mejores y tanto el aporte de poten-

cia termica como el consumo de combustible han sido menores. Los diferentes resultados

de rendimiento de la torre solar han significado obtener tambien distintos rendimientos

globales de la planta. Por otro lado, la diferencia de disenos de turbina y compresor ha

resultado en una diferencia en la potencia electrica generada.

La causa de estas diferencias de diseno ha sido, en el caso de la torre solar, que Ther-

moflex tiene mas parametros en cuenta que el artıculo a la hora de disenar este elemento.

Esto hace que el diseno de Thermoflex sea mas proximo al real. En el caso de la turbi-

na y del compresor, la principal causa son las hipotesis realizadas para el calculo de los

parametros que necesita el programa para su diseno a traves de los datos proporcionados

por el artıculo. Se propone, por tanto, como mejora del modelo teorico un diseno mas

preciso de la torre solar y como mejora del modelo de este trabajo un calculo mas preciso

de los parametros de turbina y compresor requeridos por Thermoflex.

Los resultados de las demas simulaciones muestran el alto rendimiento de la planta,

que toma un valor del 35 % en promedio, en comparacion con otros sistemas puramente

solares. El consumo de combustible que tiene tambien es menor en relacion con otras

tecnologıas solares para un nivel de generacion comercial como son 5,081 MW electricos.

Este consumo permite reducir las emisiones de CO2, en caso de operacion en condiciones

nominales, hasta un 10 % respecto a una planta semejante sin hibridacion solar. A pesar

de no ser una gran reduccion, al ser estas plantas una solucion a medio plazo hasta con-

seguir un sistema energetico 100 % renovable, es una caracterıstica positiva.

Indice general

1. Introduccion y objetivos 9

2. Descripcion de la planta 20

2.1. Ciclo Brayton abierto de la planta Solugas . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21

2.2. Torre solar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23

3. Metodologıa 25

3.1. Introduccion . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 25

3.2. Modelo termodinamico de la planta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26

3.3. Modelo de la planta en Thermoflex. Hipotesis y calculos intermedios . . . . 34

4. Resultados y discusion 45

4.1. Comparacion de los resultados del artıculo con los de Thermoflex . . . . . 47

4.1.1. Propiedades de la corriente y temperaturas en los puntos del ciclo. . 50

4.1.2. Potencia generada y flujos de calor en la planta. . . . . . . . . . . . 53

4.1.3. Otros parametros. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57

4.2. Estudio de las diferentes condiciones de funcionamiento . . . . . . . . . . . 59

4.2.1. Propiedades de la corriente y temperaturas en los puntos del ciclo. . 59

4.2.2. Potencia generada y flujos de calor en la planta. . . . . . . . . . . . 62

4.2.3. Otros parametros. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 64

5. Planificacion temporal y presupuesto 67

5.1. Planificacion temporal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67

5.2. Presupuesto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 71

6. Valoracion del impacto del trabajo en el ambito medioambiental, social

y economico 73

7. Conclusiones 76

8. Nomenclatura 79

Bibliografıa 81

7

Indice general 8

9. Apendice 90

Capıtulo 1

Introduccion y objetivos

Introduccion

La demanda mundial de energıa esta aumentando y seguira haciendolo a medida que

la poblacion mundial aumente y los paıses se vayan desarrollando. Este fenomeno trae

consigo un aumento del precio de los combustibles [2] que han sido hasta ahora fosiles.

Estos son los principales causantes de las emisiones de CO2 que estan siendo responsables

de fenomenos como el aumento de la temperatura media de la Tierra, la mayor frecuen-

cia de desastres naturales y la escasez de agua y hambre en algunas partes del planeta

[3–5]. Por todos estos problemas se espera que la fraccion de la potencia generada con

energıas renovables y posiblemente nuclear aumente en un futuro cercano [6]. Esto esta

favoreciendo el desarrollo de nuevas tecnologıas que sean eficientes y capaces de satisfacer

la demanda utilizando estas energıas renovables.

La luz solar, el recurso energetico disponible mas abundante, proporciona a la Tierra

mas energıa en una hora de la que se consume en un ano. A pesar de esto, la generacion de

electricidad con energıa solar solamente representa un 10 % dentro de la generacion mun-

dial con energıas renovables y un 2 % de la generacion mundial total [7]. Sin embargo, en

este contexto la energıa solar esta cobrando cada vez un mayor protagonismo siendo una

buena alternativa sostenible a la generacion tradicional con combustibles fosiles debido a

su potencial [8–11] y disponibilidad. Ademas permite reducir las emisiones de CO2 lo cual

esta dentro de los objetivos del nuevo acuerdo energetico internacional [2] al combatir los

efectos mencionados del cambio climatico. Todo lo comentado se aprecia en la figura 1.1.

Hoy en dıa hay dos tecnologıas destacables que permiten generar electricidad a traves

de la radiacion solar. Una es la fotovoltaica, que convierte la radiacion solar directamente

en electricidad a traves de celulas solares de silicio, y la otra es la que utilizan las plantas

solares termicas.

9

Capıtulo 1. Introduccion y objetivos 10

Combustiblesfósiles

CO2

Cambioclimático

Incremento dela población

Aumento de lademanda de

energía

Aumento delcoste de la energía

Solución:Utilizar un recurso energético limpio y

barato

CSP ENERGÍASRENOVABLES

- Aumento de la temperatura media

de la Tierra- Escasez de agua y

alimentos- Catástrofes

naturales- Guerras

Solución

Una buenacandidata

Figura 1.1: La energıa solar ofrece una solucion para los problemas mundiales en lasdecadas venideras (las siglas CSP corresponden a las siglas en ingles de Energıa Solar deConcentracion).

La principal ventaja de la tecnologıa fotovoltaica es que puede instalarse tanto a pe-

quena escala en lugares remotos como a larga a escala para generacion a nivel comercial.

Ademas, los paneles tienen largos periodos de vida y la tecnologıa que usan es sencilla,

ası como su montaje y mantenimiento. En cuanto a la generacion de electricidad a larga

escala, el coste de inversion de las instalaciones fotovoltaicas ha bajado en los ultimos

anos aunque todavıa es demasiado elevado comparado con los metodos tradicionales [12].

Por otro lado, las plantas solares termicas funcionan generando calor al concentrar

radiacion solar en un receptor. Este receptor aporta el calor a un ciclo termodinamico

que lo transforma en potencia mecanica que es a su vez convertida en electrica con un

alternador. Normalmente estas plantas se componen de tres partes principales: un campo

colector de radiacion, un receptor de la radiacion concentrada por este campo y un sistema

de conversion de energıa. Tambien existen plantas hıbridas con sistemas que funcionan en

paralelo con estas o que funcionan con sistemas de almacenamiento de energıa. La figura

1.2 muestra un esquema del funcionamiento de estas plantas.

Existen varios tipos de tecnologıa termosolar de concentracion, [13, 14], dentro de las

que destacan dos que tienen uso a nivel comercial: la tecnologıa cilindroparabolica y las

torres solares (Figura 1.3). Ambas dos se basan en el uso colectores de radiacion que pue-

den ser fijos u orientables segun el sol y que utilizan elementos opticos para concentrar


Campo de colectores

solares

Transmisión de la

radiaciónReceptor

solarTransmisión

al fluido

Sistema de conversión de energía

Sistema de almacenamiento

Sistema de almacenamiento

Figura 1.2: Esquema de las plantas termicas solares.

las largas cantidades de radiacion que reciben sobre una pequena area receptora. En este

elemento receptor es donde se transfiere el calor al ciclo. Los colectores orientables siguen

al sol durante el dıa para mantener el maximo flujo solar enfocado sobre el area objetivo.

Esto supone un mayor aprovechamiento de la radiacion solar que en el caso de los fijos

y por ello, son mas utilizados. Un interesante repaso sobre los metodos y principios de

seguimiento del sol se presenta en la referencia [15].

Comparando una tecnologıa con otra, los concentradores cilindroparabolicos estan mas

desarollados y mas implementados en el mundo [16]. Sin embargo, las torres solares se han

estado desarrollando y construyendo en los ultimos anos a un ritmo muy acelerado. Tanto

es ası que en 2014 la capacidad de produccion de potencia electrica de las nuevas plantas

con torre solar construidas igualo a la respectiva de los concentradores cilindroparaboli-

cos segun la referencia [7]. Esto se debe principalmente a que las torres solares permiten

alcanzar temperaturas mas altas en el receptor solar. Esta mayor temperatura permite

la conversion de la energıa solar a electrica de manera mas eficiente que con colectores

cilindroparabolicos. La figura 1.4 muestra un grafico donde se aprecia la variacion de la

eficiencia del sistema con la temperatura que se alcanza en el receptor solar para distintos

niveles de concentracion. En el se aprecian eficiencias optimas a partir de temperaturas

de 1200K en el receptor pudiendose dar para temperaturas mayores a 2000K si se au-

menta el nivel de concentracion. Entonces, como para el mismo nivel de concentracion las

torres solares obtienen una temperatura mas alta y cercana a la optima que los colectores

cilindroparabolicos, si se observa el grafico presentado, queda clara su mayor eficiencia.


Cubiertade cristal

Detalles del receptor

Mecanismode seguimientodel sol

Tuboreceptor

Rayos de sol

Parábola Receptor

Rayos de solReceptor

Rayos de sol

Torre Heliostatos

Figura 1.3: Esquema de la tecnologıa de concentradores cilindroparabolicos (arriba) y detorre solar (abajo)

Ademas las plantas solares termicas con tecnologıa de torre ofrecen ventajas en temas

de construccion ya tienen una menor necesidad de aplanar el terreno que las cilindropa-

rabolicas, pudiendose construir en laderas o terrenos no del todo planos.

Figura 1.4: Variacion de la eficiencia de una planta termica solar con la temperatura adistintos niveles de concentracion [17].

Algunos estudios realizados sobre estas plantas termicas solares con torre son [18–20].


Figura 1.5: Esquema de una turbina de gas hıbrida con torre solar en ciclo abierto.

En la pagina web de CSP World [21] se pueden apreciar las plantas construidas en el mun-

do que usan esta tecnologıa ası como la empresa a la que pertenecen, su estado operativo

y la potencia que generan.

Centrandonos ahora en las aplicaciones de estas tecnologıas, las centrales termicas

solares con mayor potencial y que mas estan siendo estudiadas y desarrolladas son en las

que el sistema de conversion de energıa es un ciclo Brayton o un ciclo combinado. En

estas aplicaciones la torre o el colector cilindroparabolico actuan como fuente de calor en

serie con la camara de combustion cuando las condiciones solares lo permiten, funcionan-

do solamente la camara de combustion cuando no. De esta manera se tienen turbinas de

gas y ciclos combinados hıbridos. Estos nuevos tipos de centrales usan la energıa termica

que proporciona la tecnologıa de concentracion a traves de su elemento receptor para

calentar aire a presion antes de entrar a la camara de combustion del ciclo Brayton (Fi-

guras 1.5 y 1.6). Con esto se consigue transformar la energıa solar en electricidad con el

alto rendimiento termico de los modernos ciclos de turbina de gas o ciclos combinados. La

camara de combustion se adapta para este tipo de operacion hıbrida [12, 22–24] y aporta

la diferencia de temperaturas entre la salida del receptor solar (800-10000C en condiciones

de diseno segun [12]) y la temperatura de entrada a la turbina (900-13000C dependiendo

de la turbina) consiguiendo ası una produccion de potencia constante e independiente de

las condiciones solares. Algunas plantas hıbridas con colectores cilindroparabolicos son

las SEGS en California [25] con potencias entre 30 y 80 MWe, las PAESI [26, 27] y las


Figura 1.6: Esquema de planta de ciclo combinado hıbrida con torre solar en ciclo abierto.

ISSCS-Nevada [28] en USA. Utilizando torre solar destacan las de Coalinga en Califor-

nia, USA, con una potencia de 29 MW [21] y Solugas en Sevilla, Espana, con 4.6 MW [29].

Las turbinas de gas y ciclos combinados hıbridos ofrecen el potencial mencionado de

convertir energıa solar en electricidad con altos rendimientos presentando un menor precio

de generacion de electricidad que las demas tecnologıas solares [30]. Esto es especialmente

ventajoso para altas irradiaciones solares ya que en esas situaciones se obtienen mayores

temperaturas en el receptor y el rendimiento de la conversion de energıa es mayor. Si

se comparan estas plantas hıbridas con sistemas puramente solares las ventajas de las

primeras son varias. Para empezar la construccion de este tipo de plantas no requiere una

gran inversion adicional a la realizada para construir las plantas de turbina de gas que ya

estan muy desarrolladas y optimizadas tanto en tecnologıa como en coste [31]. Ademas

estas plantas permiten producir una potencia constante independiente de las condiciones

solares lo cual es ventajoso una vez dentro del mercado electrico. Finalmente, hasta que

no haya tecnologıas de almacenamiento termico de bajo coste para las plantas termicas

solares no hıbridas, su funcionamiento requiere tener en paralelo un sistema convencional

para compensar la potencia fluctuante que se genera con la energıa solar. Esto supone una

desventaja economica frente a las plantas hıbridas que, al estar disenadas para operar en

modo hıbrido, utilizan el recurso de apoyo de manera mas eficiente.

Profundizando mas en las plantas termicas solares con teconologıa de torre se puede

decir que el componente clave de las mismas es el receptor solar. Este elemento recibe la

radiacion concentrada por el campo de heliostatos y conecta la torre a la planta trans-


mitiendo el calor al fluido de trabajo. Se han estudiado diferentes configuraciones de este

elemento en la literatura [32] y se esta empleando un gran esfuerzo en disenarlos. Su evo-

lucion y desarrollo principal se ha dado en los ultimos 20 anos y, a pesar de que se han

alcanzado en algunos prototipos temperaturas de salida de 12000C a presiones de 20 bar

[33], se necesita trabajar mas en ellos para poder comercializar este tipo de centrales. Otro

ejemplo de prototipo es el que se presenta en [34], un receptor presurizado que opera a

30 bar, con temperaturas de salida de hasta 13000C. Como se puede observar, la tempe-

ratura de salida del aire presurizado es una caracterıstica importante de estos elementos

y por ello se han realizado tambien estudios para una optimizacion de la misma y de la

densidad del campo de heliostatos. Esta optimizacion permite maximizar el rendimiento

de las torres solares para poder aplicarlas en plantas de turbinas de gas reales. Entre estos

estudios destaca [35] en el que se optimiza la temperatura de salida y la densidad del

campo de heliostatos de manera que se maximice el rendimiento de la torre solar y del

ciclo de potencia simulataneamente.

Enfocados ya en la maximizacion del rendimiento y optimizacion de costes de las tur-

binas de gas hıbridas se han llevado a cabo mas estudios. En [12] se estudian tres plantas

prototipo (Heron H1, Solar Mercury 50 y PGT 10) mostrando plantas con distintos niveles

de potencia al generar 1,4 MW, 4,2 MW y 11,1 MW respectivamente. En el se estiman

unos rendimientos medios anuales de conversion de energıa solar a electrica del 38,17 %

que esta entre los valores mas altos de las tecnologıas solares que producen electricidad

y se calcula un coste de generacion de electricidad de 10 cent($)/kWh para una potencia

generada de 16,4 MW. Este coste es competitivo para produccion con energıa solar si

tenemos en cuenta que segun [12] el coste del kWh generado con paneles fotovoltaicos es

de 10 cent($)/kWh y el de plantas termicas solares no hıbridas es de 16-19 cent($)/kWh.

Los estudios sobre el rendimiento normalmente prestan mas atencion al rendimiento de la

parte solar de la planta ya que es mas dificil de modelar y estudian el campo de heliostatos

y el receptor mencionados. El fin suele ser estimar la ‘matriz de rendimiento del campo de

heliostatos’ para un campo de heliostatos y una ubicacion geografica determinados. Esta

matriz expresa el rendimiento optico del campo de heliostatos en funcion de la posicion

solar, determinada por los angulos de elevacion y azimut. Un ejemplo de esta matriz se

puede ver en la figura 1.7. Con ella se pueden elaborar modelos informaticos para ana-

lizar el rendimiento global de la planta. Artıculos como [36–38] muestran como disenar

y analizar el comportamiento del campo de heliostatos y en [39] se hacen predicciones

anuales del rendimiento del ciclo termodinamico considerando las condiciones solares y

de temperatura ambiente cambiantes. La union del modelo del campo de heliostatos y el

del sistema de conversion de energıa se hace con la ‘matriz de rendimiento del campo de

heliostatos’ comentada.


Figura 1.7: Ejemplo de matriz de rendimiento del campo de heliostatos.

Por otro lado, los estudios economicos como [12, 40] muestran que los costes de pro-

duccion electrica de las plantas termicas solares hıbridas son mas altos que los de las

plantas convencionales que funcionan con combustibles fosiles. Sin embargo, estas plantas

siguen siendo interesantes y estan cobrando cada vez mayor importancia. Esto se debe,

primero, al aumento progresivo del precio de estos combustibles ya que permiten reducir

su consumo utilizando un recurso gratis como es la radiacion solar. Segundo, a que este

recurso es limpio y por ello estas plantas permiten reducir las emisiones de CO2. Esta

caracterıstica se desea que la tengan las nuevas tecnologıas de generacion electricidad

para frenar el cambio climatico. Por ultimo su importancia se debe a que, al ser una

tecnologıa relativamente reciente, sus costes tenderan a bajar a medida que se desarrolle

permitiendo una entrada mas facil en el mercado electrico. Por ello, debido al riesgo que

supone implementar nuevas tecnologıas, las primeras plantas que se han construido y que

se construiran son para aplicaciones a pequena escala (< 10MW ). Un ejemplo de estas

primeras plantas que se van a ir construyendo es el que se presenta en la referencia [41],

una microturbina solar que puede funcionar generando electricidad, cediendo calor como

calentador de agua y absorbiendo calor como refrigerador. Los resultados tras un analisis

economico muestran su clara viabilidad en zonas con buena irradiacion solar y demanda

de tanto electricidad como de agua caliente y/o refrigeracion.

Volviendo a hablar sobre la tecnologıa de las turbinas de gas hıbridas, en las figuras 1.5

y 1.6 se muestra una configuracion de planta en ciclo abierto como la que usan las turbinas

de gas tradicionales. Ademas de este tipo de plantas tambien se estan estudiando la que

funcionan en ciclo cerrado por sus numerosas ventajas [1]. Los ciclos cerrados empezaron

a recibir mas atencion a medida que fueron surgiendo nuevas fuentes de energıa termica

como la solar de concentracion descrita, los reactores nucleares de ultima generacion y


Figura 1.8: Clasificacion general de los tipos de turbinas de gas en funcion del tipo deciclo, fuente de calor y fluidos de trabajo que pueden emplear [6].

los SMRs (Reactores Nucleares Pequenos y Modulares) que daban lugar a temperaturas

mas altas de operacion. Estas altas temperaturas no se aprovechan en los ciclos abiertos

ya que el fluido de trabajo se libera a la atmosfera a la salida de la turbina. En el caso de

los reactores nucleares y de la tecnologıa de concentracion mencionados, esto supone des-

aprovechar gran parte de la energıa generada e implica un mayor consumo de combustible

para generar una cierta cantidad de energıa. Ademas, las limitaciones de los materiales

para soportar altas temperaturas, la poca experiencia en turbomaquinas termicas y la

no existencia de intercambiadores de calor apropiados no permitieron el desarrollo de los

ciclos cerrados en el pasado.

Hoy en dıa estas limitaciones pasadas ya no lo son y se han desarrollado muchos tipos

de turbinas de gas aprovechando estas nuevas fuentes de energıa termica. En la figura 1.8

se muestra una clasificacion en funcion del tipo de ciclo que realizan, y en funcion del

fluido de trabajo y de la fuente de calor para las turbinas de ciclo cerrado. Las ventajas

de este ultimo tipo de turbinas de gas, que incluyen a las turbinas solares comentadas, se

han resaltado por muchos autores [6, 42–44], destacando:

Las turbinas de gas de ciclo cerrado pueden obtener mejores rendimientos por el uso

de regenerador que los ciclos abiertos y los de vapor a alta temperatura.

Las altas temperaturas de operacion que obtienen permiten usar componentes mas

compactos en comparacion con otros ciclos como el de vapor. Esto resulta en un

menor tamano y en el consiguiente menor coste de la planta.


Permiten utilizar fuentes de energıa alternativas al gas natural como la solar, la

biomasa o la nuclear.

Pueden utilizar fluidos de trabajo con mejores propiedades que el aire, que es el que

usan las turbinas de gas en ciclo abierto.

A pesar de estas ventajas, la mayor parte de las turbinas de gas hıbridas que hay

construidas funcionan en ciclo abierto mientras que las de ciclo cerrado estan siendo es-

tudiadas como alternativa y estan empezando a implementarse. Un interesante ejemplo

de este tipo de estudios se muestra en la referencia [1], donde se estudia la modificacion

de una planta existente que funciona en ciclo abierto para pasar a ciclo cerrado.

Objetivos

Una vez en contexto sobre las turbinas de gas hıbridas solares se va a introducir el

trabajo que se ha realizado y sus objetivos. El trabajo consiste en desarrollar el modelo

de planta termica solar hıbrida presentado de forma teorica en el artıculo [1] utilizando

una herramienta profesional de simulacion, Thermoflex. Con este modelo se realizaran

una serie de simulaciones para comparar la validez del modelo teorico y obtener datos de

los parametros mas importantes de la planta en distintas situaciones de operacion.

El trabajo de estructura de la siguiente manera. Primero se hara una descripcion de

la planta, hablando del ciclo termodinamico que realiza, y de la torre solar de la que

dispone. Despues se comentara el modelo teorico que se ha propuesto en el artıculo [1] y

se describira el modelo desarrollado en Thermoflex. Finalmente se presentaran los resul-

tados obtenidos al implementar el modelo en una serie de condiciones de operacion y se

compararan con los obtenidos en el artıculo citado.


Palabras clave

Central solar termica

Energıa solar

Torre solar

Turbina de gas hıbrida

Analisis energetico

Codigos UNESCO

322 Tecnologıa Energetica

3322.05 Energıa solar

3322.02 Generacion de energıa

2207.09 Conversion de Energıa

3321.07 Gas natural

3328.16 Transferencia de calor

2213.10 Relaciones Termodinamicas

Capıtulo 2

Descripcion de la planta

La planta objeto de este trabajo es la planta Solugas (figura 2.1), una planta de turbina

de gas de ciclo abierto hibridada con una torre solar. Esta planta fue construida entre 2011

y 2012 en Sanlucar la Mayor, Sevilla, y comenzo a operar en Julio de 2012. Pertenece a

la empresa Abengoa Solar y se construyo en un proyecto financiado por el VII Programa

Marco de la Union Europea. El complejo de Abengoa donde se encuentra esta planta

cuenta, ademas, con 150 MW instalados de tecnologıa cilindroparabolica repartidos en

tres plantas de 50 MW cada una (Solnova 1, Solnova 3 y Solnova 4), cuenta con las dos

primeras plantas comerciales de Espana con tecnologıa de torre, PS10 (11 MW) y PS20 (20

MW), con las plantas fotovoltaicas Casaquemada PV (1.9 MW) y Sevilla PV (1.2 MW)

y con otras instalaciones para investigacion y construccion de prototipos ocupando un

total de 1000 hectareas. La figura 2.2 muestra una imagen aera de dicho complejo. Segun

Abengoa la Plataforma Solucar produce actualmente energıa equivalente a la demanda

de 94.000 hogares, y evita la emision de mas de 114.000 toneladas anuales de CO2 [45].

Figura 2.1: Imagen aerea de la Planta Solugas de Abengoa en Sevilla [45].

20

Capıtulo 2. Descripcion de la planta 21

Figura 2.2: Imagen de la Plataforma Solucar de Abengoa en Sevilla [45]. Las siglas CCPcorresponden a colectores cilindroparabolicos y las HCPV corresponden a paneles foto-voltaicos de alta concentracion.

Solugas es una de las primeras plantas piloto de turbina de gas hıbrida que se han

construido en la escala de megavatios, por lo que supone un paso importante hacia la co-

mercializacion de esta tecnologıa. La planta, segun [46], puede alcanzar rendimientos en

torno al 45 % trabajando en ciclo combinado, lo que supondrıa incrementar la produccion

de una planta solar termica del mismo tamano en mas del 50 %.

Abengoa tiene como objetivo con esta planta demostrar el potencial de la reduccion

de costes mediante la introduccion de la energıa solar a un ciclo Brayton, con la posibili-

dad de evolucionar hacia ciclos combinados de mayor eficiencia en las plantas termosolares.

2.1. Ciclo Brayton abierto de la planta Solugas

En esta seccion se presenta una descripcion del ciclo Brayton abierto que se realiza en

la planta.

La planta utiliza la turbina de gas comercial Mercury 50 de Caterpilar de 4, 6 MW

electricos adaptada para el funcionamiento hıbrido por Solar Turbines Incorporated [46].


Figura 2.3: Esquema del ciclo Brayton abierto que se realiza en la planta Solugas (laplanta real es solamente la parte dentro de las lıneas discontinuas) [46].

El esquema del ciclo Brayton que realiza la planta se presenta con detalle en la figura 2.3.

Los elementos del ciclo son los siguientes:

Turbina y compresor

Torre solar

Camara de combustion

Intercambiadores de calor

Los procesos que tienen lugar a lo largo del ciclo son, por orden, los siguientes:

El compresor toma aire del exterior y lo comprime elevando este su temperatura.

El aire comprimido pasa por el receptor de la radiacion solar concentrada de la

torre. En el recibe el aporte de calor correspondiente a las condiciones solares del

momento.

A la salida el aire ya caliente entra en la camara de combustion recibiendo el aporte

termico necesario para alcanzar la temperatura de diseno de entrada a la turbina

por parte del recurso fosil.

Seguidamente el aire comprimido se expande en la turbina generando potencia

mecanica en el eje del alternador. Esta maquina la convierte finalmente en potencia

electrica.


A la salida de la turbina el aire se libera al ambiente.

En la figura 2.3 se muestran las temperaturas aproximadas que toma el aire en los

distintos puntos. Se observan 350 0C a la salida del compresor que, si hay suficiente

irradiacion solar, puede alcanzar valores entre 650 0C y 800 0C al pasar por el receptor de

la torre. La temperatura de entrada a la turbina tiene siempre un valor constante, fijado

por el diseno de la misma, que es igual a 1150 0C. Este valor se fija para asegurar la

produccion constante de potencia en la turbina y, por ello, el calor que tiene que aportar

la camara de combustion es mayor cuanto menor calentamiento realice la torre. Se observa

tambien en la figura una temperatura de salida de la turbina de aproximadamente 6500C. Esto permite que la planta evolucione de dos posibles maneras para aprovechar esta

alta temperatura. Una serıa evolucionar a un ciclo combinado como muestra la figura 2.3

y la otra serıa a un ciclo cerrado con regenerador e intercambiador de calor con un foco

frıo. En ambos casos se aumentarıa el rendimiento de la planta.

2.2. Torre solar

Para la planta piloto Solugas se ha disenado y construido una torre solar donde se ha

instalado el receptor de la radiacion concentrada, la tuberıa de gas caliente y el modulo de

turbina de gas. Esta torre tiene una altura de 75 metros de altura y esta rodeada por un

campo de heliostatos como se muestra en la figura 2.1. Este campo cuenta con 69 helios-

tatos de 121 m2 de area reflectante cada uno y dispone de un sistema de orientacion segun

la posicion del sol para asegurar la maxima concentracion sobre la torre en todo momento.

La tecnologıa del receptor ha sido probada en proyectos de investigacion previos que

contaron con la participacion de Abengoa Solar. El resultado de estos proyectos fue un

receptor formado por 170 tubos de 5 metros de longitud hechos de aleacion fina de nıquel

que se ha probado para calentar aire hasta unos 800 0C. Este elemento se encuentra si-

tuado en lo alto de la torre con una inclinacion de 350 sobre el plano horizontal ya que

esto minimiza las perdidas termicas por conveccion a la vez que incrementa la eficiencia

optica. La figura 2.4 muestra un esquema de este receptor.

El funcionamiento de este elemento dentro de la planta es el siguiente, el aire prove-

niente del compresor de la turbina de gas se manda a este receptor donde un anillo a la

entrada lo distribuye por todos los tubos. Al circular por ellos el aire se calienta al recibir

la radiacion solar concentrada y a la salida, el aire es recogido en un segundo anillo que

lo vuelve a conducir a la turbina de gas.

Se puede encontrar mas informacion sobre la planta y la torre en particular en [29] y

en [45].


Distribuidor

/' Radiación

solar

concentrada Tubos absorbentes del calor

Colector

Aislamiento

Dire

cció

n d

el fl

ujo

Figura 2.4: Esquema del receptor de radiacion solar concentrada de la planta Solugas.

Capıtulo 3

Metodologıa

En este capıtulo se va a explicar la metodologıa seguida en el proyecto para conseguir

los objetivos marcados. Esta metodologıa ha consistido en desarrollar un modelo en Ther-

moflex partiendo de un modelo teorico. Para ello se han utilizado los datos proporcionados

en dicho modelo teorico junto con otros que han sido calculados mediante la realizacion

de una serie de hipotesis.

3.1. Introduccion

Recientemente se ha publicado en la revista “Energy Conversion and Management” el

artıculo [1] escrito por el Departamento de Fısica Aplicada de la Universidad de Salaman-

ca. En este artıculo se elabora un modelo teorico sobre la planta Solugas modificada de

manera que funciona realizando un ciclo cerrado con regeneracion. El objetivo del artıculo

es analizar para esta nueva configuracion el valor de los parametros mas importantes de

salida de la planta en funcion de la hora solar y la estacion el ano. Estos parametros son

el rendimiento global de la planta, la potencia electrica generada, las temperaturas en

los diferentes puntos del ciclo y el consumo de combustible. El modelo considera que la

planta funciona con la misma torre solar y la misma turbina de gas adaptada. Tras su

descripcion, se implementa para una serie de situaciones de irradiacion solar y tempera-

tura ambiente representativas del dıa de comienzo de cada estacion del ano.

En este capıtulo se presenta el modelo teorico desarrollado en este artıculo [1] y, a

continuacion, se presenta el modelo equivalente que se ha elaborado en Thermoflex, ex-

plicando las hipotesis y calculos realizados para conseguirlo.

25

Capıtulo 3. Metodologıa 26

3.2. Modelo termodinamico de la planta

Para comenzar se presenta la figura 3.1 con el esquema de la planta que se muestra en

el artıculo [1].

Figura 3.1: Esquema de la planta presentado en el artıculo [1].

Como se puede observar, la planta esta formada por tres partes principales: la torre

solar (representada en naranja), la camara de combustion (representada en rojo) y el ciclo

termodinamico (representado en negro).

Como se ha dicho, el ciclo termodinamico es un ciclo Brayton cerrado con recuperacion

que toma calor tanto de la torre solar como de la camara de combustion de manera que

siempre se produzca una potencia constante, estable e independiente de las condiciones

solares. Esto se consigue gracias al diseno flexible de la planta que permite trabajar en

dos modos distintos dependiendo de las condiciones solares. Estos dos modos de funcio-

namiento son el tradicional de las turbinas de gas y el modo hıbrido. En condiciones de

baja o nula irradiacion solar, como puede ser por la noche, la planta funciona unicamente

con la camara de combustion como fuente de calor. Cuando la irradiacion es suficiente, la

planta funciona con la torre solar y la camara de combustion a la vez en modo hıbrido.


En este caso el aporte de calor se da de manera conjunta entre estos dos elementos calen-

tando primero la torre solar y despues la camara de combustion. El reparto depende de

la intensidad de la irradiacion solar. Ademas de estas dos formas de operacion, el artıculo

incluye tambien la capacidad de la planta de trabajar con o sin recuperador incluyendo

unas valvulas que permiten al aire pasar o no por el.

La figura 3.2 muestra un esquema con los flujos de energıa que hay en la planta. En

ella se ven los aportes y cesiones de calor, la potencia generada por la planta y las perdidas

del sistema en la torre solar y en la camara de combustion.

Figura 3.2: Flujos de energıa y principales perdidas consideradas en el modelo termo-dinamico de la planta [47].

Ahora se van a describir los flujos de calor que se dan en el ciclo termodinamico enu-

merando las perdidas asociadas a cada uno de ellos.

Empezando por la torre solar, el campo de heliostatos recibe una potencia termica,

GAa, que refleja hacia el receptor concentrador. G es la irradiacion solar con unidades de

energıa por unidad de superficie y tiempo (W/m2) y Aa es el area de apertura del campo

de heliostatos con unidades de superficie (m2). Esta potencia termica es reflejada hacia

el receptor, dandose unas perdidas definidas por la eficiencia optica, η0. Estas perdidas se


deben principalmente a factores como los efectos de sombra entre y sobre los heliostatos,

la absorcion de radiacion del aire, la humedad ambiente o la suciedad de los heliostatos.

La temperatura que se alcanza en el receptor solar es THS. Las siguientes perdidas vienen

en la transmision de calor del receptor de la torre al fluido de trabajo. Estas perdidas se

representan con la efectividad de este elemento, εHS.

En la camara de combustion, la potencia termica se obtiene de la combustion de gas

natural y tiene como valor el de mfQLHV . El termino mf representa el flujo de combusti-

ble que entra en la camara, con unidades de masa por unidad de tiempo (kg/s), y QLHV

es la capacidad calorıfica inferior por unidad de masa del mismo (MJ/kg). El flujo de

combustible necesario varıa dependiendo de la hora solar, de la epoca del ano y de las

condiciones meteorologicas puesto que debe rectificar las oscilaciones de la irradiancion

solar. En la camara, supuesta a temperatura media THC , hay perdidas provocadas por la

combustion incompleta del combustible y por fugas de calor en las paredes por aislamiento

imperfecto. Todas ellas se representan con el rendimiento de la combustion, ηC . La camara

cede el calor generado al fluido de trabajo a traves de otro intercambiador de calor cuyas

perdidas se representan por su efectividad, εHC . La presencia de este intercambiador es

consecuencia de usar un ciclo Brayton cerrado y por ello la camara de combustion es

externa.

Los demas flujos de calor que se contemplan en el artıculo son los producidos en el

regenerador y en el intercambiador de calor previo al compresor. Las perdidas de calor

de estos dos intercambiadores de calor se representan de nuevo por sus efectividades, εr

y εL respectivamente. El recuperador supone un reaprovechamiento interno del calor del

ciclo mientras que el intercambiador previo al compresor se coloca para cerrar el ciclo

termodinamico a traves del intercambio de calor del fluido de trabajo con un foco frıo.

La temperatura de entrada al compresor o de salida de este intercambiador depende por

tanto de la temperatura ambiente TL que varia segun el momento del dıa y la estacion

del ano, afectando a todas las demas del ciclo.

En cuanto al fluido de trabajo, el artıculo considera aire con una capacidad calorıfi-

ca media, Cp, y un coeficiente adiabatico, γ, independientes de la temperatura. El valor

medio de Cp se obtiene de la integracion del polinomio dependiente de la temperatura,

encontrado en [48], en el intervalo de temperaturas que se alcanzan en la maquina. Segun

el artıculo, el aire realiza los siguientes procesos en la maquina descrita:

1. En un primer proceso el aire se comprime en el compresor del sistema desde el

estado 1 al 2 incrementando su presion y temperatura. El comportamiento no ideal

del compresor se representa con su rendimiento isentropico dado por εc = (T2s −


T1)/(T2 − T1), siendo T2s la temperatura con la que saldrıa el fluido del compresor

si este fuese isentropico.

2. A continuacion se calienta el aire entre los estados 2 y 3 a traves de la siguiente serie

de aportes de calor:

Primero, el recuperador no ideal eleva la temperatura de T2 a Tx. La efectividad

de este intercambiador de calor se define como el cociente entre el incremento de

temperatura real y el maximo que podrıa darse si tuviese un comportamiento

ideal. La expresion es la siguiente: εr = (Tx−T2)/(T3−T2) = (Ty−T4)/(T2−T4).

Si la maquina funciona en modo sin recuperador esta efectividad valdrıa cero.

El segundo aporte se lleva a cabo en el receptor de la torre solar cuando la

irradiacion solar es suficiente como para realizarlo. La torre aporta un calor˙QHS que eleva de nuevo la temperatura del aire comprimido hasta Tx′ . La irre-

versibilidad en el intercambio de calor que se da en este elemento se representa

con la efectividad εHS = (Tx′ − Tx)/(THS − Tx).

Finalmente la camara de combustion realiza el aporte restante necesario para

obtener la temperatura deseada en el estado 3, previo a la expansion en la

turbina. La irreversibilidad en el intercambio de calor que se da en el inter-

cambiador que conecta este elemento con el ciclo termodinamico se representa

con la efectividad εHC = (T3 − Tx′)/(THC − Tx′). Se recuerda que THC es la

temperatura media en el interior de la camara de combustion.

3. Una vez en el estado 3 el fluido de trabajo ha alcanzado su maxima temperatura y

se expande en la turbina del sistema produciendo la potencia mecanica deseada que

se convierte en electrica con un alternador. El aire acaba en el estado 4. La irrever-

sibilidad de la turbina se caracteriza, ası como la del compresor, por su rendimiento

isentropico que tiene por expresion εt = (T4 − T3)/(T4s − T3). La definicion de T4s

es homologa a la de T2s.

4. Finalmente, el aire vuelve a las condiciones iniciales del estado 1 cediendo calor en

dos procesos distintos. Primero en el recuperador hasta Ty, si la planta funciona

con el, y despues en otro intercambiador de calor hasta T1. El primer intercambio

de calor realiza el aporte de calor que aumenta la temperatura de T2 a Tx tras la

compresion mientras que el segundo libera calor al ambiente con el fin de minimizar

el trabajo requerido por el compresor para elevar la presion. La efectividad de este

intercambiador de calor se define como: εL = (T1 − Ty)/(TL − Ty)

Como repaso de las irreversibilidades consideradas hasta ahora en el ciclo termodinami-

co, efectividades de los intercambiadores de calor y rendimientos isentropicos de turbina

y compresor, se presentan aquı de nuevo sus expresiones.


Rendimiento isentropico del compresor: εc = (T2s − T1)/(T2 − T1)

Rendimiento isentropico de la turbina: εt = (T4 − T3)/(T4s − T3)

Efectividad receptor solar: εHS = (Tx′ − Tx)/(THS − Tx)

Efectividad intercambiador de la camara de combustion: εHC = (T3 − Tx′)/(THC −Tx′)

Efectividad regenerador: εr = (Tx − T2)/(T3 − T2) = (Ty − T4)/(T2 − T4)

Efectividad intercambiador con el medio ambiente:

εL = (T1 − Ty)/(TL − Ty)

Ahora hay que hablar de la consideracion en el artıculo de las perdidas de carga o de

presion en el sistema. Comentadas ya las etapas o procesos que va realizando el fluido

de trabajo, queda claro que estas se dan en los procesos 2-3 y en el 4-1 a la vez que

se recibe o evacua calor. Segun el artıculo, en la etapa 2-3 el aire pierde presion desde

una presion inicial, PH , hasta una final previa de entrada a la turbina, PH − ∆PH . En

la etapa 4-1 el aire pasa de una presion inicial, PL, a una final, PL − ∆PL, a la entrada

del compresor. Los terminos PH y PL representan las presiones de los estados 1 y 4, P1 y

P4 respectivamente. Como sabemos, estas perdidas se dan por friccion al circular el aire

por los conductos de la maquina y son especialmente notables al atravesar los tubos de

los intercambiadores de calor. Debido a que los intercambiadores son distintos unos de

otros las perdidas son distintas en cada uno de ellos. Para simplificar este hecho el artıculo

considera un coeficiente de perdidas globales para el proceso 2-3 y otro para el proceso

4-1. Estos coeficientes se definen de la siguiente manera.

ρH =

(PH −∆PH

PH

)(γ−1)/γ

(3.1)

ρL =

(PL −∆PL

PL

)(γ−1)/γ

(3.2)

La figura 3.3 es un diagrama T-s que muestra estas perdidas globales consideradas en

el artıculo, ya que la lınea real que unirıa los estados 2 y 3 deberıa tener 3 tramos con

curvaturas distintas cada uno de ellos y que serıan representativos de las perdidas de

presion que se dan en cada intercambiador de calor. Tambien muestra los intercambios de

calor descritos y el rango de valores que puede tomar la temperatura en el receptor de la

torre solar y la temperatura ambiente.

Siguiendo con el modelo, utilizando las ecuaciones (3.1) y (3.2) se define en el artıculo

la relacion de presiones global, rp, como el cociente entre la mayor y la menor presion del


Figura 3.3: Diagrama T-s de los procesos realizados en la planta estudiada en el artıculo[1].

sistema. Logicamente, esta relacion coincide con la relacion de compresion del compresor.

rp =PH

PL −∆PL(3.3)

Tambien se definen los terminos ac y at para ilustrar los saltos de presion en turbina y

compresor.

ac =T2s

T1

=PH

PL −∆PL

γ−1γ

= rγ−1γ

p (3.4)

at =T3

T4s

=PH −∆PH

PL

γ−1γ

(3.5)

Con estos terminos se presenta en el artıculo la relacion at = acρHρL y se definen los dos

siguientes parametros.

Zc = 1 +1

εc(ac − 1) (3.6)

Zt = 1− εt(a−1

at) (3.7)

Finalmente, utilizando todos estos terminos y las dos relaciones de temperaturas adimen-

sionales, τHS = THS/TL y τHC = THC/TL, se puede presentar el modelo termodinamico

realizado por el artıculo. Este modelo consiste en expresar los parametros de salida de la

planta que se quieren estudiar en funcion de todos los definidos hasta ahora, de las efec-

tividades de los intercambiadores de calor y de los rendimientos isentropicos de turbina y

compresor, para poder predecir sus valores en funcion de las caracterısticas de la planta,


la temperatura ambiente y la del receptor solar.

Primero se expresan las temperaturas de todos los puntos del ciclo en funcion de estos

parametros.

T1 = εLTL + Ty (1− εL) (3.8)

T2 = T1 +1

εC(T2s − T1) = T1ZC (3.9)

T3 = εHCTHC + Tx′ (1− εHC) (3.10)

T4 = T3 − εt (T3 − T4s) = T3Zt (3.11)

Tx = εrT4 + T2 (1− εr) (3.12)

Ty = εrT2 + T4 (1− εr) (3.13)

Tx′ = εHSTHS + Tx (1− εHS) (3.14)

Utilizando todas estas ecuaciones simultaneamente se expresan en el artıculo todas las

temperaturas de los puntos del ciclo de la manera comentada.

Conocidas estas temperaturas se pasa a expresar el rendimiento global de la planta.

Para expresarlo en funcion de estos parametros se expresan primero los rendimientos de las

tres partes del sistema comentadas, torre solar, camara de combustion y maquina termica

con ηS, ηC y ηH en funcion de los mismos y se introducen despues en la siguiente expresion.

η =P

GAa + mfQLHV

(3.15)

El rendimiento de la torre solar se define como el cociente entre la energıa que cede entre

la energıa que recibe siendo su expresion:

ηS =| ˙Q′HS|GAa

=| ˙QHS|εHSGAa

(3.16)

En esta expresion | ˙Q′HS| representa la potencia termica en forma de radiacion que con-

centra el campo de heliostatos sobre el receptor y | ˙QHS| es la fraccion de esa potencia que

el receptor transfiere al ciclo.

De la misma manera se define el rendimiento de la camara de combustion.

ηC =| ˙Q′HC |mfQLHV

=| ˙QHC |

εHCmfQLHV

(3.17)

Su definicion se usa mas adelante para el calculo del consumo de combustible, mf , en

funcion del aporte de calor que da al ciclo.


El rendimiento del ciclo termodinamico es el cociente entre la potencia que genera y

los aportes de calor que recibe.

ηH =P

(| ˙QHS|+ | ˙QHC |)(3.18)

El artıculo define tambien un parametro al que llama “solar share” o fraccion solar. Este

parametro representa la fraccion de la energıa termica aportada al fluido que proviene de

la torre solar.

f =| ˙QHS|

(| ˙QHS|+ | ˙QHC |)(3.19)

En este punto incluyendo las definiciones de f , ηS, ηC y ηH en la expresion (3.15) se

obtiene

η = ηSηCηH

(εHSεHC

ηCεHCf + ηSεHS(1− f)

)(3.20)

Esta expresion es valida tanto para modo hıbrido con f > 0 y f < 1, como para modo

turbina de gas con f = 0. La limitcion de f < 1 se debe a que, como hemos visto en

la seccion 2, el aporte de calor que realiza la torre solar es siempre menor que el aporte

necesario para alcanzar la temperatura de diseno de entrada a la turbina.

Siguiendo con el modelo se presenta la siguiente expresion

| ˙Q′HS| = η0GAa − ασArT 4L

(τ 4HS − 1

)− ULArTL (τHS − 1) (3.21)

la cual, introduciendola en la ecuacion (3.16) del rendimiento de la torre solar resulta en

ηS =| ˙Q′HS|GAa

= η0

[1− h1T

4L

(τ 4HS − 1

)− h2TL (τHS − 1)

]. (3.22)

Donde Ar es el area del receptor solar y donde h1 = ασ/ (η0GC) y h2 = UL/ (η0GC)

son parametros de perdidas. UL es el coeficiente de perdidas de calor por conveccion, α

es la emisividad efectiva del colector, C = Aa/Ar es la razon de concentracion y σ es la

constante de Stefan-Boltzmann.

A continuacion se sigue trabajando con los terminos de la expresion

P =∣∣∣QH

∣∣∣ − ∣∣∣QL

∣∣∣ para obtener una expresion del rendimiento de la maquina termica.

Sabemos que ∣∣∣QH

∣∣∣ =∣∣∣ ˙QHS

∣∣∣ +∣∣∣ ˙QHC

∣∣∣ = mfCp (T3 − Tx) (3.23)∣∣∣QH

∣∣∣ = mfCp (Ty − T1) (3.24)


donde ∣∣∣ ˙QHS

∣∣∣ = mfCp (Tx′ − Tx) = f∣∣∣QH

∣∣∣ (3.25)∣∣∣ ˙QHC

∣∣∣ = mfCp (T3 − Tx′) = (1− f)∣∣∣QH

∣∣∣ (3.26)

por lo que utilizando las expresiones obtenidas de las temperaturas se puede determinar

tanto la potencia generada por la planta como el rendimiento del ciclo termodinamico con

la ecuacion (3.18).

Combinando este rendimiento con el de la torre solar de la ecuacion (3.22) e intro-

duciendolos en la ecuacion (3.20) se obtiene en el artıculo la expresion del rendimiento

global de la planta.

Finalmente se expresan dos parametros de salida de la planta en funcion de los que se

han usado hasta ahora. Uno es el “fuel conversion rate” o relacion de conversion de com-

bustible, definido como re = P/ (mfQLHV ) en [49] y el otro es el consumo de combustible

sacado de despejar en la ecuacion (3.17).

Sus expresiones en funcion de los parametros de la planta son

re =ηηSηHεHS

ηSηHεHS − ηf(3.27)

mf =mCp (T3 − Tx′)ηCQLHV εHC

(3.28)

donde m es el caudal de fluido de trabajo que hay en el ciclo. Todos los terminos que

aparecen en estas dos expresiones ya han sido obtenidos en funcion de los parametros de

la planta ası que estos dos parametros quedan tambien expresados en funcion de ellos.

El artıculo concluye resaltando que el “solar share”, f , no es un parametro indepen-

diente como los utilizados hasta ahora pero que es funcion de las temperaturas de las

fuentes de calor, de G y del resto de parametros de la planta. Se sugiere un algoritmo

para calcularlo en funcion de estos parametros.

3.3. Modelo de la planta en Thermoflex. Hipotesis y

calculos intermedios

En esta seccion se va a explicar detalladamente el modelo que se ha desarrollado en

Thermoflex para realizar este trabajo.


Thermoflex es un programa avanzado de simulacion que, entre otras funciones, per-

mite crear modelos de ciclos termodinamicos y realizar calculos en situaciones de diseno

y en situaciones fuera de diseno. Incluye una amplia librerıa de componentes logicos pa-

ra modelar el control de los ciclos en condiciones fuera de diseno y en colaboracion con

PACE (Plant Engineering and Construction Estimator) proporciona informacion de la

construccion de los ciclos y una estimacion de su coste.

Figura 3.4: Esquema del modelo de la planta en Thermoflex

La figura 3.4 muestra un esquema del modelo en Thermoflex. La disposicion de los

elementos se apoya en la usada en el artıculo que se muestra en la figura 3.1 y el di-

seno de cada uno de los elementos del modelo se basa exclusivamente en la informacion

proporcionada por el artıculo. Esto se hace con el fin de poder comparar estos dos mo-

delos y comentar las diferencias que surgen entre un modelo teorico y uno creado por un

programa de simulacion partiendo los mismos datos. Sin embargo, a ser Thermoflex un

programa avanzado ha habido parametros o caracterısticas de algunos componentes que se

han tenido que deducir a traves de hipotesis y calculos y que se describiran a continuacion.

Antes de comenzar a describir el modelo se va a hacer un apunte sobre la manera

con la que Thermoflex disena los elementos del mismo. Bien, una vez introducidas en el


programa las caracterısticas que se quiere que tenga cada uno de los elementos se introdu-

cen las condiciones externas a la planta que se van a considerar condiciones nominales de

operacion. Entonces se hace una primera simulacion en estas condiciones y el programa

disena cada elemento. En las siguientes simulaciones, a pesar de cambiar las condiciones

externas, Thermoflex mantiene el mismo diseno y caracterısticas de cada elemento.

Las condiciones nominales consideradas en el artıculo y por tanto en el modelo son

una temperatura ambiente de 25 0C, una presion de 1,014 bar y una irradiacion solar de

860 W/m2.

El modelo en Thermoflex tiene entonces los elementos mostrados en la tabla 3.1 donde

se muestra el numero con el que se representan.

Elementos del modelo teorico Numero del elemento en ThermoflexCompresor 4

Turbina 3Torre solar 10

Camara de combustion 5Intercambiadores de calor 9 y 12

Generador No aparece representadoTuberıas para el modelado de las perdidas

de carga7 y 17

Fuente y sumidero de aire 13 y 14Deposito de aire 8

Switches 1 y 2

Tabla 3.1: Tabla de equivalencia de los elementos del modelo teorico [1] y el modelo enThermoflex.

Los switches son elementos de Thermoflex que permiten al fluido circular por uno u

otro camino segun la configuracion manual que se haga antes de la simulacion o segun

el valor de alguna variable que con la que se programen. Se colocan en este modelo para

poder incluir en la misma simulacion los diferentes modos en los que puede operar la

planta. Mas adelante se explica como.

El fluido que usa esta planta es aire con un caudal masico de 17.9 kg/s, fijado por las

especificaciones de la turbina de gas real [50]. Este valor constante se fija incluyendo el

deposito de aire (numero 8 en el modelo) en la simulacion. El aire que usa Thermoflex

por defecto tiene las siguientes fracciones molares 20.738 % O2, 77.292 % N2, 0.03 % CO2,

0.931 % Ar y 1.009 % H2O. El caudal, con el fin de generar la potencia mecanica constante

deseada en la turbina, va realizando la serie de procesos representados en el diagrama T-s

mostrado en la figura 3.3 y descritos en la seccion 3.2 de este capıtulo.


De ahora en adelante, con el fin de utilizar una nomenclatura mas clara, se referira a

las temperaturas y presiones de los diferentes puntos del sistema con la nomenclatura que

se utiliza en esquema de la planta del artıculo, figura 3.3. De esta forma se referira a la

temperatura de entrada a la turbina, T10 en el modelo de Thermoflex, como T3 y ası se

hara tambien para las presiones. La tabla 3.2 muestra la correspondencia de estos puntos.

Puntos del modelo teorico Puntos de Thermoflex1 12 18x 4x’ 63 104 11y 14

Tabla 3.2: Tabla de equivalencia de puntos del modelo teorico [1] representados en lafigura 3.3 y el modelo en Thermoflex.

Se comienza la explicacion del modelo recordando los dos modos en los que puede

operar la planta. El primero es usando la camara de combustion cuando la irradiacion

solar es nula o muy pequena y, en caso contrario, el otro es usando la camara para realizar

el aporte de calor necesario para alcanzar dicha temperatura tras el paso del aire por la

torre solar.

Para incluir estos dos modos de operacion de la planta en la simulacion se han usado

los elementos switch de Thermoflex cuya manera de funcionamiento ya se ha explicado.

El switch numero 1 se encarga de dejar o no pasar al aire por la torre solar, recibiendo

el aporte de calor que esto conlleva. La variable que permite que el fluido pase por ella

es una irradiacion solar mayor o igual a 200 W/m2; para valores menores el switch esta

programado para desviar el flujo directamente hacia la camara de combustion.

Ahora se van a comentar los disenos de la torre solar y de la camara de combustion.

La informacion que da el artıculo sobre la torre solar dice que se trata de una torre con

75 metros de altura con 69 heliostatos de 121 m2 de area por heliostato, que puede dar

una potencia de 5 MWth en condiciones nominales cuando la planta tiene regenerador.

Sobre la distribucion de los heliostatos no se proporciona ninguna informacion. Thermo-

flex tiene 3 modelos de distribuciones distintas y permite incluir una gran cantidad de

parametros que no se especifican en el artıculo. Por ello, se ha contactado con Alberto

Agundez Hernandez, que tambien esta realizando simulaciones de esta misma torre solar


en Thermoflex para un proyecto de la Universidad de Salamanca. Entre la informacion y

datos que ha proporcionado estan la configuracion del campo de heliostatos, sus carac-

terısticas geometricas y los datos sobre su eficiencia. Todos estos datos se aprecian en la

figura 3.5.

Figura 3.5: Captura de pantalla de Thermoflex que muestra la configuracion del campode heliostatos, sus caracterısticas geometricas y los datos sobre su eficiencia usados paradisenar la torre solar en el programa.

Dicho esto faltan dos caracterısticas por comentar sobre el diseno de la planta. La pri-

mera es el aporte de 5 MWth que da la planta con regenerador en condiciones nominales

y la segunda es el multiplo solar.

Para configurar la torre de manera que tenga la primera caracterıstica lo que se ha

hecho ha sido fijar la temperatura maxima a la que puede salir el fluido de la misma.


Antes de explicar como se ha fijado es muy importante comprender por que se da esta

caracterıstica para el diseno de la torre. Bien, los materiales con los que se construye el

receptor de la planta tienen unas limitaciones termicas que establecen una temperatura

maxima a la que pueden permitir salir al aire comprimido sin danarse. Teniendo este li-

mite en consideracion, fijar el aporte de calor que da la torre en condiciones nominales es

la manera de fijar la temperatura maxima de salida del aire asegurando que los elementos

de la torre no fallen.

El valor de esta temperatura se ha tenido que calcular debido a que el artıculo no

lo proporciona. Para ello se ha seguido un proceso iterativo en el que se han realizado

simulaciones y calculos manteniendo siempre los 25 0C y 860 W/m2 nominales y el re-

generador funcionando. El primer paso ha sido realizar una simulacion en la que se ha

fijado la temperatura maxima de salida de la torre como la de entrada a la turbina, ya

que se sabe que este valor es mas alto que el real. Obviamente el aporte de calor que se

ha obtenido en este caso ha sido mayor a los 5 MWth. Entonces se ha cogido el valor de

la temperatura de entrada a la torre, obtenido en esta simulacion, y se ha planteado un

balance de calor con el fin de actualizar el valor de la temperatura de salida. El balance

de calor es el siguiente:

Q = m(hsalida torre − hentrada torre) = mCpaire(Tsalida torre − Tentrada torre) (3.29)

En este balance se ha fijado el valor del aporte de calor como 5 MWth y, con el

valor de la temperatura de entrada a la torre de la simulacion, se ha hallado un nuevo

valor de la temperatura de salida buscada. Despues, se ha fijado este valor como la nueva

temperatura maxima de salida de la torre y se ha vuelto ha hacer otra simulacion. En

ella se ha vuelto a comprobar que el aporte de calor es mayor a los 5 MWth y que la

temperatura de entrada a la torre toma un valor mas bajo. Entonces se ha cogido este

valor de entrada y se ha vuelto ha actualizar el valor de salida con el balance manteniendo

el aporte termico total igual a 5 MWth. Este proceso se ha realizado de forma iterativa

hasta obtener convergencia en los valores de las temperaturas de entrada y salida a la

torre dando un aporte de, exactamente, 5 MWth. En la figura 3.6 se aprecia un esquema

en el que se ilustra el proceso iterativo seguido.

Como datos para el balance se ha utilizado Q = 5 MW, el caudal masico de aire que

circula por la planta previamente mencionado de 17.9 kg/s, la temperatura de entrada ob-

tenida en la primera simulacion Tentrada torre = 556,3 0C y como calor especıfico a presion

constante del aire se ha utilizado 1 kJ/kgK. El resultado obtenido del primer balance es,

como se puede comprobar, Tsalida torre = 835,52 0C. Con este valor se ha empezado a iterar

hasta encontrar convergencia con un valor de 801,43 0C de salida de la torre, 556,3 0C de


Tsalida actualizadaTentradaTsalida=T3=1149 °C Simulación Balance con

5MWth

Iteraciones hasta encontrar convergencia

Figura 3.6: Esquema del proceso iterativo seguido para calcular el valor de la temperaturamaxima de salida de la torre para el que la misma realiza un aporte de 5MWth encondiciones nominales.

entrada y 5 MWth de aporte termico. A traves de este valor de salida se observan dos

cosas, que se aproxima a lo visto en la seccion 2.2 en la que se hablaba de temperaturas

de salida maximas del orden de 800 0C para el receptor de esta planta y que es inferior a

la temperatura deseada de entrada a la turbina, que son 1149 0C segun el artıculo. Esto

ultimo supone que siempre se va a necesitar un aporte termico de la camara de combustion.

Pasando a la eleccion del multiplo solar del campo de heliostatos, este parametro re-

presenta el sobredimensionamiento de una instalacion de concentracion de energıa solar

respecto al punto de funcionamiento nominal. Por lo tanto valores superiores a uno su-

pondran un excedente de energıa solar concentrada sobre el receptor en condiciones de

diseno. Las torres solares actuales, segun [51] suelen tener valores entre 1 y 1,8 ya que

suelen almacenar este excedente de energıa en acumuladores para permitir una mayor fle-

xibilidad en la generacion de electricidad de la planta. Entonces puesto que nuestra torre

no tiene sistema de almacenamiento se ha tomado un multiplo solar igual a la unidad.

Tanto la fijacion de la temperatura de salida como el multiplo solar se pueden apreciar

en la figura 3.7.

Ahora se va a comentar la programacion de la camara de combustion.

La modificacion de la planta real que se ha modelado en el artıculo tiene, como se ha

resaltado antes, camara de combustion externa. A la hora de incluir esta camara en la

simulacion se ha utilizado una fuente de calor que realiza el aporte necesario para alcanzar

la temperatura deseada a la entrada a la turbina. Esta temperatura es, como se ha dicho,

1149 0C. Esto se ha hecho para simplificar el diseno en Thermoflex ya que en el artıculo

solo se dan como datos la efectividad del intercambiador de calor que la conecta al sistema,

εHC = 0,98, y el rendimiento de la combustion en la camara de externa, ηC = 0,98. Sin


Figura 3.7: Captura de pantalla de Thermoflex que muestra la maxima temperatura desalida y el multiplo solar usados para disenar la torre solar en el programa.

embargo, como sı que se especifica el combustible que utiliza esta camara, gas natural

con capacidad calorıfica inferior QLHV = 47,141 MJ/kg, luego se podra evaluar en las

simulaciones el consumo de combustible utilizando el aporte de calor que realice la fuente.

Para ello se usara la siguiente ecuacion, (3.30), que viene de la ya presentada (3.17) cuando

se hace∣∣∣ ˙QHC

∣∣∣ igual a∣∣∣ ˙Qfuente

∣∣∣:∣∣∣ ˙Qfuente

∣∣∣ = εHCηC ˙mfuelQLHV (3.30)

Una vez descritos los dos elementos encargados de realizar el aporte termico al siste-

ma se van a comentar los elementos responsables de la presion en los distintos puntos del

sistema.

Resulta evidente, como se puede ver en la figura 3.3, que hay unas perdidas de presion

en el sistema. Como se vio en la seccion anterior, el artıculo considera unas perdidas de

presion globales para la rama caliente y otras globales para la rama frıa representadas

por ρH y ρL respectivamente. Aunque esto no es mas que una simplificacion del modelo,

ha permitido incorporar estas perdidas en la simulacion de una manera muy simple. Se

han anadido dos tuberıas, numero 17 en la rama caliente y numero 7 en la rama frıa,

en las que se ha programado la perdida de presion tal y como se presenta en el artıcu-

lo. Esto ha permitido fijar a cero todos los valores de caıda de presion necesarios para


disenar los intercambiadores de calor, la torre solar y la fuente de calor. Los parametros

ρH y ρL se definen en las ecuaciones (3.1) y (3.2) y sus valores coinciden siendo iguales a

ρH = ρL = 0,975.

Estas caıdas de presion hacen que la turbina y el compresor tengan relaciones de

expansion y compresion diferentes. Con los valores de ρH y ρL y con la relacion de com-

presion del compresor, rpcomp = 9,9, se ha calculado la relacion de expansion de la turbina.

Sabiendo que

rpcomp =PH

PL −∆PL(3.31)

que

rpturb =PH −∆PH

PL(3.32)

y teniendo en cuenta las expresiones y valores de ρH y ρL resulta evidente la relacion:

rpturbrpcomp

=(PH −∆PH)(PL −∆PL)

PHPL= (ρHρL)γ/(γ−1) (3.33)

Por tanto, con esta expresion se ha obtenido un valor de rpturb = 8,292.

A la hora de incluir estos elementos en el modelo, se ha escogido para ambos el ele-

mento convencional dentro del programa. Para su diseno, Thermoflex ha requerido la

fijacion de dos parametros en cada elemento, la relacion de presiones a la que operan y

los rendimientos politropicos con los que realizan los procesos de compresion y expansion.

Como datos, el artıculo solo proporciona los rendimientos isentropicos de cada elemento,

εt y εc, y la relacion de compresion del compresor, rpcomp = 9,9. En el parrafo ante-

rior se ha obtenido la relacion de expansion de la turbina, rpturb = 8,292, y por lo tanto

quedan por calcular los rendimientos politropicos tanto de la turbina como del compresor.

Para el calculo de los rendimientos politropicos (εpt y εpc) se ha mantenido la hipotesis

de gas ideal para el aire y se han utilizado los datos de los rendimientos isentropicos de

turbina y compresor que se utilizan en el artıculo, εt = 0,885 y εc = 0,815 respectivamen-

te. Los valores se han obtenido a traves de las expresiones que relacionan el rendimiento

isentropico y el politropico en procesos de expansion y compresion de gases ideales encon-

trados en la referencia [52].

εt =1− r

γ−1γ

εptpexp

1− rγ−1γ

pexp

εc =rγ−1γ

pcomp − 1

rγ−1γ

1εpc

pcomp − 1

(3.34)

Despejando, usando un coeficiente adiabatico γ = 1,4 para el aire y utilizando las


relaciones de compresion y expansion calculadas, se ha llegado a los siguientes resultados:

εpt = 0,911 y εpc = 0,863.

Ahora, puesto que estos dos elementos de la planta son los que consumiran o pro-

duciran trabajo mecanico, falta definir las perdidas por friccion mecanica en el eje que

los conecta y la eficiencia del generador con el que se transforma la energıa mecanica

en electrica. Como eficiencia mecanica del eje se ha dejado, por falta de datos, la que

venıa por defecto en el programa que es del 99.8 % y como eficiencia del generador se ha

introducido la utilizada en el artıculo, que es del 99 %.

Comentado esto queda hablar de los intercambiadores de calor que hay en el modelo.

Estos son el recuperador y el intercambiador enfriamiento antes de la compresion, nume-

ros 12 y 9 en el modelo respectivamente, aunque en realidad habrıa dos mas. Un tercero

que es el receptor solar de la torre que no aparece porque se incluye dentro del diseno de

la torre y un cuarto que tampoco aparece al representar la camara de combustion como

una fuente de calor. Este ultimo se incluye en el modelo a traves de su efectividad, con

valor εHC = 0,98, cuando se calcula el consumo de combustible. Los valores de efectividad

que se han introducido al incluir los dos primeros en el modelo son los utilizados en el

artıculo. Para el recuperador tenemos εr = 0,775 y para el intercambiador de enfriamiento

antes de la compresion εL = 0,985. Como se ha dicho antes, se han considerado nulas las

perdidas de presion en ellos al considerarlas en las dos tuberıas.

Para representar el ambiente o foco frıo en el intercambiador de calor numero 9 pre-

vio al compresor se ha usado una fuente y un sumidero de aire que entra con presion

P = 1,014 bar y temperatura T = 298 K y sale a las correspondientes tras el intercambio

de calor.

Por ultimo, debido a que en el artıculo se presenta un modelo de planta que puede

operar con y sin regenerador, se han introducido los switches numero 2 y 20 que permiten

al flujo del ciclo pasar o no por el mismo segun la configuracion manual que se haga antes

de la simulacion. Si se configuran ambos para que el flujo salga por la rama 1 tenemos

planta con regenerador y si en ambos sale por la rama 2 tenemos planta sin regenerador.

Los datos utilizados para este modelo se presentan como resumen a continuacion en

la tabla 3.3.


- Propiedades del ambiente:G = 860 W/m2 TL = 25 0C PL = 1,014 bar

- Composicion del aire (Fracciones molares):20.738 % 02 77.292 % N2 0.03 % CO2

0.931 % Ar 1.009 % H2O- Efectividad de intercambiadores de calor:

εHC = 0,98 εL = 0,985 εR = 0,775- Datos sobre la presion del sistema:ρH = ρL = 0,975 rpTurbina = 8,29215 rpCompresor = 9,9

- Propiedades turbina y compresor:εpt = 0,911359 εpc = 0,863508 T3 = 1149 0C

- Valor que dispara switch 1: G < 200 W/m2

- Datos torre solar:Los mostrados en la

figura 3.5Tx′max = 801,43 0C Multiplo solar= 1

- Datos camara combustion:ηC = 0,98 QLHV = 47,141 MJ/kg

Tabla 3.3: Datos utilizados para el desarrollo del modelo de Thermoflex.

Capıtulo 4

Resultados y discusion

Tras la elaboracion del modelo descrito se ha procedido a realizar una serie de simu-

laciones cuyos resultados se van presentar en este capıtulo. Todas ellas utilizan el modelo

creado para la planta cuando funciona con regenerador. Estos resultados nos permiten

apreciar el comportamiento y valor de los parametros de salida de la planta cuando opera

tanto en condiciones de diseno como en otras situaciones que pueden darse frecuentemente

durante la operacion.

Se recuerda que se considera que la planta opera en condiciones nominales cuando la

temperatura ambiente es de 25 0C, la presion es de 1,014 bar y la irradiacion solar son

860 W/m2.

Se reitera la importancia de la simulacion correspondiente a estas condiciones ya que

es en la que Thermoflex disena todos los componentes del sistema. En el resto de si-

mulaciones los elementos mantienen este diseno y solamente se cambian las condiciones

externas.

Dicho esto, se va a presentar el diseno obtenido de la torre solar y el campo de heliosta-

tos por su complejidad y la gran cantidad de datos que se han requerido para conseguirlo.

Este diseno se aprecia en la figura 4.1. Como se puede ver en esta figura el diseno es muy

cercano al que se describe en el artıculo gracias a los datos proporcionados por Alberto

Agundez Hernandez. Se observa que Thermoflex disena un campo de heliostatos con 65

unidades con un area reflectiva total de 7839 m2, lo que supone un area de 121,6 m2 por

heliostato, y obtiene una altura de la torre de 72,26 metros. Comparando estos resultados

con los datos mencionados en el artıculo, 69 heliostatos de 121m2 cada uno con una torre

de 75 metros, se puede decir que el diseno es muy cercano al real.

Ahora se van a describir las condiciones de la planta que se han simulado. Todas

son casos en los que la temperatura ambiente se mantiene fija con valor nominal y lo que

45

Capıtulo 4. Resultados y discusion 46

Figura 4.1: Diseno de la torre solar obtenido en Thermoflex.


cambia son los valores de la irradiacion solar. Los valores de irradiacion que se estudian son

los siguientes: 860 W/m2 para representar condiciones nominales de operacion, 0 W/m2

para representar el funcionamiento de la planta sin la torre solar y cinco situaciones con

irradiaciones menores a la nominal y valores de 300 W/m2, 400 W/m2, 500 W/m2, 600

W/m2 y 700 W/m2. Estas cinco ultimas representan a la planta trabajando en modo

hıbrido cuando la irradiacion es suficiente como para calentar el fluido pero esta por

debajo de la nominal. La tabla 4.1 muestra la nomenclatura que se va a utilizar para

referirse a cada uno de estos casos de ahora en adelante.

Unidades Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6Irradiacion solar W/m2 860 0 300 400 500 600 700

Tabla 4.1: Nomenclatura para las distintas simulaciones en funcion de la irradiacion.

Los resultados obtenidos para los casos estudiados se presentaran en dos secciones dis-

tintas utilizando una serie de tablas y capturas del programa. La primera seccion se dedica

a presentar los resultados de la simulacion en condiciones nominales y en ella se hace una

comparacion entre estos resultados y los obtenidos en el artıculo. La segunda seccion se

dedica unicamente a presentar los resultados de las demas simulaciones realizadas (Tabla

4.1) dado que el artıculo no implementa su modelo para esas condiciones.

Para comprender el valor de la potencia generada por la planta y los flujos de calor

que hay en la misma, las dos secciones van a empezar comentando las temperaturas en los

diferentes puntos del sistema para cada caso estudiado. Seguiran con la potencia electrica

generada y flujos de calor, y terminaran con el resto de parametros de salida estudiados.

Estos son el “solar share”, el consumo de combustible, los rendimientos de las distintas

partes de la planta y el global de la misma.

Ademas de esta presentacion de resultados que se va a realizar, al final del trabajo se

ha adjuntado un apendice en el que se muestran las propiedades de todas las corrientes

del modelo para todas las simulaciones realizadas. Concretamente se muestran la tempe-

ratura, presion, flujo masico y entalpıa de dichas corrientes.

4.1. Comparacion de los resultados del artıculo con

los de Thermoflex

Esta primera seccion se centra en la simulacion de la planta en condiciones nominales.

Para ilustrar los resultados que se van a presentar y discutir en esta seccion se ha ela-


borado la tabla 4.2 en la que se comparan con los obtenidos en el artıculo. Se presentan

tambien tres graficos comparativos (figuras 4.2-4.4) con los resultados contenidos en dicha

tabla.

Artıculo Simulacion Diferencia en %T1 21 31,07 47,95T2 317 362,3 14,29Tx 549 556,3 1,33Tx′ 754 801,42 6,29T3 1149 1149 0T4 617 611,4 0,91Ty 384 419,5 9,24

Potencia termica total aportada al ciclo (MWth) 12,798 12,395 3,25Potencia termica aportada por la torre (MWth) 5,011 5 0,22

Potencia termica aportada por la camara (MWth) 7,787 7,395 5,3Potencia electrica generada (kWe) 4647 5081 9,34

“Solar share” o factor solar 0,341 0,403 18,18Consumo de combustible (kg/s) 0,172 0,163 5,52

ηH 0,393 0,417 6,11ηS 0,698 0,797 14,18η 0,3 0,328 9,33

Tabla 4.2: Tabla comparativa de los resultados obtenidos en la simulacion y en el artıculopara el caso de condiciones nominales (las temperaturas estan en 0C).

Figura 4.2: Grafico comparativo de las temperaturas en los distintos puntos del ciclo.


Figura 4.3: Grafico comparativo de los flujos de potencia en la planta.

Figura 4.4: Grafico comparativo del resto de parametros que se estudian.

Tambien se presenta la tabla 4.3 donde se muestran las propiedades de la corriente

que se han obtenido en la simulacion en los puntos mas representativos del ciclo. Estas

propiedades son la presion, temperatura, caudal masico y entalpıa en los puntos de salida

de los siguientes elementos: torre solar, camara de combustion y turbina.


Propiedades del flujo Unidades C. NominalesSalida de la torre solar [10] Presion bar 8,404Salida de la torre solar [10] Temperatura C 801,4Salida de la torre solar [10] Caudal masico kg/s 17,9Salida de la torre solar [10] Entalpıa H* kJ/kg 839,3Salida de la camara de combustion [5] Presion bar 8,404Salida de la camara de combustion [5] Temperatura C 1149Salida de la camara de combustion [5] Caudal masico kg/s 17,9Salida de la camara de combustion [5] Entalpıa H* kJ/kg 1252,5Salida de la turbina [3] Presion bar 1,014Salida de la turbina [3] Temperatura C 611,3Salida de la turbina [3] Caudal masico kg/s 17,9Salida de la turbina [3] Entalpıa H* kJ/kg 621,4

Tabla 4.3: Propiedades a la salida de la torre, camara de combustion y turbina en plantacon regenerador en condiciones nominales.

4.1.1. Propiedades de la corriente y temperaturas en los puntos

del ciclo.

Para comenzar, puesto que el artıculo solo presenta los resultados de temperatura en

los diferentes puntos del sistema de entre todas las propiedades de la corriente, esta sub-

seccion se va a centrar en comentar y comparar estos valores. Esto ayudara a comprender

los resultados que se presentan en las siguientes subsecciones para estas condiciones.

A continuacion se presenta la tabla comparativa 4.4 donde se muestran las tempera-

turas en cada punto del ciclo obtenidas en el artıculo junto a las respectivas obtenidas en

la simulacion. Dichos valores van a comentarse comenzando por el de la temperatura de

entrada a la turbina.

Temperaturas (0C) Artıculo ThermoflexT1 21 31,07T2 317 362,3Tx 549 556,3Tx′ 754 801,42T3 1149 1149T4 617 611,4Ty 384 419,5

Tabla 4.4: Temperaturas obtenidas de la implementacion del modelo teorico del artıculoy de la simulacion.

Como es logico y se ha mencionado reiteradas veces, la temperatura en el punto 3 de

entrada a la turbina es fija y toma siempre el mismo valor para obtener una potencia


constante en la turbina. Por ello coincide en ambos modelos y toma un valor igual a 11490C.

La temperatura de salida de la turbina, T4, obtenida en la simulacion es de 611,4 0C

frente a los 617 0C del artıculo, la diferencia es del 0,91 %. Considerando que los valores de

entrada a la turbina son iguales como se ha visto, esta diferencia se debe principalmente a

dos cosas. A las hipotesis realizadas para el calculo de los parametros necesarios para que

Thermoflex disene la turbina y a los datos del aire usados por el programa. El calculo del

rendimiento politropico a traves de la hipotesis de considerar al aire como gas ideal puede

dar lugar a un diferente diseno de la turbina que puede afectar tanto a la temperatura

de salida como a la potencia mecanica que desarrolla este elemento. La distinta forma

de tratar al aire influye tambien en este resultado ya que, al tener distinta composicion,

tendra distintas propiedades. Una de las propiedades que varıa es el calor especıfico a

presion constante que influye tanto en la potencia mecanica como en la temperatura.

Del mismo modo, si las temperaturas de entrada al compresor fuesen iguales en el

artıculo y en la simulacion, se podrıa justificar una diferencia en la temperatura de salida

de dicho elemento, T2, con los mismos argumentos. La hipotesis realizada para calcular

el rendimiento politropico y los datos del aire usados por Thermoflex darıan lugar a dife-

rencias.

Por lo tanto se acaban de justificar las diferencias tanto en el valor de temperatura a

la salida de la turbina, T4, como en la del compresor, T2, si se asume que el valor de la

temperatura de entrada al compresor, T1, es igual en el artıculo que en la simulacion (la

variacion se concretara mas adelante). Estos dos puntos son los dos puntos clave en el fun-

cionamiento del regenerador. A la salida de la turbina se tiene la corriente con la energıa

termica que va a aprovechar el sistema para recalentar el aire a la salida del compresor y

a la salida del compresor se tiene la corriente que va a aprovechar esta energıa. Por tanto,

si se tienen diferentes valores de temperatura en alguno de estos puntos el intercambio de

calor sera distinto en el regenerador. Esto afectara tanto a la temperatura de salida del

regenerador en la rama que viene de la turbina, Ty, como a la de salida que viene del com-

presor, Tx. En efecto, los valores de Ty son distintos y la diferencia es de 35,5 0C, un 9,24 %.

Siguiendo los procesos que sigue la corriente desde este punto, se da el intercambio de

calor del aire con el ambiente antes del compresor. Tras el se encuentran diferencias en

la temperatura de salida de dicho intercambiador, T1. Esto se debe principalmente a las

causas comentadas que han resultado en un diferente valor de Ty en el artıculo y en la

simulacion, y a las diferentes propiedades del aire que hay entre modelos. Las distintas

concentraciones y propiedades de extraccion de calor que utiliza el programa influyen en


el intercambio haciendo que en la simulacion se libere menos calor al ambiente que en

el artıculo. La diferencia en el valor de la temperatura en este punto es de 10,07 0C, un

47,95 %.

Aquı queda claro que la suposicion de que la temperatura de entrada al compresor,

T1, es igual en ambos modelos para justificar los diferentes valores a la salida de dicho

elemento no es correcta. Entonces la diferencia en el valor de la temperatura de salida del

compresor se debe a lo siguiente:

Al distinto diseno de la turbina por las hipotesis realizadas y las propiedades del

aire que resultan en un valor a su salida, T4, distinto. Esto influye por ser esta

temperatura la de entrada al regenerador.

A las propiedades del aire que influyen en los intercambios de calor en el regenerador

y con el ambiente.

Al distinto diseno del compresor por las hipotesis realizadas y las propiedades del

aire que resultan en un valor de salida, T2, distinto aun suponiendo temperaturas

de entrada al compresor, T1, iguales.

El valor obtenido de T2 es 45,3 0C por encima del valor del artıculo, la diferencia es

del 14,29 %.

Tras la compresion la corriente pasa por el regenerador donde ocurre lo siguiente.

Influye el diferente valor de temperatura a la salida de la turbina, T4, por ser la

rama caliente entrante al regenerador.

Influye el diferente valor de temperatura a la salida del compresor, T2, por ser la

rama frıa entrante al regenerador.

Influyen las propiedades termicas del aire dependientes de su composicion, al darse

un intercambio de calor.

Estas diferencias resultan en un valor de Tx que es 7,3 0C superior al del artıculo, la dife-

rencia es del 1,33 %. Que este valor sea mas alto en la simulacion implica que el conjunto

torre-camara de combustion aporta una cantidad menor de calor y supone un menor con-

sumo de combustible. Esta diferencia se apreciara y comentara mas adelante.

Finalmente se llega al punto intermedio entre la torre solar y la camara de combustion,

x′. El valor de la temperatura en este punto, Tx′ , permite apreciar el reparto de los aportes

de calor entre la torre y en la camara. Mayores valores de esta temperatura supondran un

mayor aporte por parte de la torre solar y consecuentemente un mayor valor del “solar


share”, f . En las condiciones estudiadas en esta seccion la simulacion da la temperatura

maxima de salida de la torre 801,42 0C como se programo, frente a los 754 0C del artıculo.

La diferencia es del 6,29 %. Esta diferencia se debe fundamentalmente al diseno de la torre

solar ya que, como se ha comentado, la temperatura de entrada a la torre, Tx, es muy pare-

cida en ambos casos (la diferencia es del 1,33 %). Al comienzo de este capıtulo se presento

el diseno de Thermoflex con la figura 4.1 y se observo que los parametros geometricos

mas representativos de la torre eran similares. Parametros como el numero de heliostatos,

el area reflectante del campo de heliostatos o la altura de la torre. A pesar de ello, a la

hora de implementar el modelo, el diseno hecho por Thermoflex utiliza un gran numero

de parametros y caracterısticas de la torre e incluye una estimacion de las perdidas muy

precisa mientras que el artıculo utiliza un modelo menos realista en el que trata a la torre

como una fuente de calor y considera un numero de parametros de perdidas menor. Esta

diferencia de modelos de torre y de valor de Tx′ tienen efecto en el reparto de calores que

aportan la torre y la camara hasta alcanzar la temperatura de entrada a la turbina, T3.

Esto implica que los consumos de combustible tambien presentaran diferencias como se

vera mas adelante. En este caso, al ser la temperatura de la simulacion, Tx′ , mas alta

que la del artıculo, la camara de combustion aportara una cantidad ligeramente menor de

calor que dara lugar a un menor consumo de combustible.

Las diferencias vistas en las temperaturas de los puntos de los modelos van a suponer

diferencias en los parametros de salida de la planta. Tanto las ya mencionadas como las

que no se comentaran en las dos siguientes subsecciones.

4.1.2. Potencia generada y flujos de calor en la planta.

Dos consecuencias directas de las diferencias de temperatura obtenidas en los puntos

del ciclo son la diferente potencia electrica que genera el sistema y los diferentes flujos de

calor que hay en el cuando se implementan los dos modelos. Ambas van a discutirse en

esta subseccion.

La tabla 4.5 presenta los datos obtenidos en la simulacion junto a los del artıculo. Dado

que ni los aportes de potencia termica ni las potencias mecanicas generadas y consumidas

por turbina y compresor se especifican en el artıculo, se han calculado. Para ello se han

utilizando las formulas que se presentan en su modelo teorico junto con resultados y da-

tos que sı que se proporcionan. Estos calculos se muestran mas adelante en esta subseccion.

Se va a comezar hablando de la potencia electrica generada. El valor obtenido en la

planta es igual a 5081 kWe en la simulacion y a 4647 kWe en el artıculo. Esto supone una

diferencia del 9,104 %. Dado que se trata de una diferencia en la potencia generada, la


Artıculo ThermoflexPotencia electrica generada (MWe) 4,647 5,081Potencia mecanica desarrollada por la turbina (MWe) 9,523 11,300Potencia mecanica consumida por el compresor (MWe) 5,298 6,133Potencia termica total aportada al ciclo (MWth) 12,798 12,395Potencia termica aportada por la torre (MWth) 5,011 5,000Potencia termica aportada por la camara (MWth) 7,787 7,395

Tabla 4.5: Flujos de potencia en la planta obtenidos de la implementacion del modeloteorico del artıculo y de la simulacion.

causa proviene de uno o varios de los elementos de la simulacion que influyen en ella. Estos

elementos son la turbina y el compresor. Si se recuerdan los resultados de la subseccion

anterior se vio que la simulacion obtiene valores mayores tanto de temperatura de entrada

como salida del compresor, T1 y T2 respectivamente, y un valor menor de temperatura

de salida de la turbina, T4, en comparacion con el artıculo. Como se resalto antes, la

temperatura de entrada a la turbina, T3, es igual en ambos casos.

Se sabe que una temperatura mas alta de salida o una mas baja de entrada implican

una mayor diferencia de entalpıa entre salida y entrada. Esto, aplicando el Primer Prin-

cipio de la Termodinamica al compresor, implica una mayor potencia mecanica requerida

para su accionamiento y, aplicandoselo a la turbina, implica una mayor potencia mecanica

desarrollada por la misma.

Ahora se aplica el Primer Principio al compresor y se expresa la potencia mecanica

como la consumida al comprimir.

WCompresor = m (h2 − h1) = mCp (T2 − T1) (4.1)

Con esta expresion, puesto que la temperatura T1 es 10, 07 0C mayor que la del artıculo

y T2 es 45,3 0C mayor, vamos a tener un mayor consumo de potencia por parte del com-

presor en la simulacion que en el artıculo.

Aplicando ahora el primer principio a la turbina se tiene la siguiente expresion para

la potencia que produce.

WTurbina = m (h3 − h4) = mCp (T3 − T4) (4.2)

Entonces como T4 es 5,6 0C menor en las simulaciones que en el artıculo la turbina gene-

rara tambien una potencia mayor.

Ahora, puesto que los valores de estas potencias no se presentan en el artıculo, estas


se han calculado utilizando los resultados de temperatura en los puntos del ciclo. Se han

utilizado tambien para su calculo un flujo masico de aire que pasa por ambos elementos

de m = 17,9 kg/s y un calor especıfico a presion constante del mismo de Cp = 1 kJ/kgK.

Los resultados han sido 5298,4 kW consumidos por el compresor y 9522,8 kW producidos

por la turbina.

La tabla 4.6 muestra el balance de calor del sistema en la simulacion con los flujos de

calor en los distintos elementos y tambien con estos valores de potencia. Concretamente

6133kW consumidos por el compresor y 11300kW generados por la turbina.

Componente Energıa introducida al sistema Energıa extraıda del sistema(kW) (kW)

Compresor 6133Intercooler 7230

Turbina 11300Camara de combustion 7395

Torre solar 5002Energıa total introducida en el sistema 18529

Energıa total extraıda del sistema 18529

Tabla 4.6: Balance de calor del caso 0.

Estas diferencias se deben principalmente a la diferencia de temperaturas comentadas

en la seccion anterior y tambien incluyen el error de suponer el calor especıfico a presion

constante, Cp, igual a 1 kJ/kgK ya que en el artıculo se calcula a traves de polinomios

caracterısticos del aire. Dicho esto, se quiere resaltar que de estas dos diferencias tiene

mas peso la de la potencia mecanica producida por la turbina que la de la consumida por

el compresor. Las simulaciones obtienen 1777,2 kW mas generados por la turbina que en

el artıculo mientras que el compresor solo consume 834,6 kW mas cuando se comparan.

A la vista de estos resultados queda justificada la mayor potencia electrica generada por

la simulacion.

Otra causa adicional puede ser la eficiencia mecanica del sistema que no se comenta

en el artıculo y que se ha considerado como ηmecanica = 0,998 siendo un valor que supone

perdidas mecanicas practicamente nulas.

Ahora se pasan a comentar los flujos de calor en la planta que se pueden apreciar

tambien en la tabla 4.6.

Como se puede ver, al tratarse de la simulacion en condiciones nominales la torre solar

hace el aporte de 5 MW como esta programada para hacer. El resto del aporte hasta elevar

la temperatura del aire a T3 lo da la camara de combustion, aportando 7395 kW. Por lo

tanto el aporte total del conjunto, necesario para la produccion constante de potencia en


la turbina, son 12397 kW.

Para poder comparar este resultado con el equivalente en el modelo teorico se van a

calcular los aportes termicos de ambos elementos en el mismo. Para ello se utilizaran los

datos proporcionados y utilizados por el artıculo, los resultados obtenidos y las ecuaciones

que se presentan en el mismo y que se pueden encontrar en la seccion 3.2.

Se va a comenzar calculando el aporte que realiza la torre solar. La ecuacion usada

para calcularlo es˙QHSarticulo = ηSGAa (4.3)

en la que se han usado los siguientes datos y resultados del artıculo: ηS = 0,698, G =

860W/m2 y Aa = Num heliostatos ∗ Aheliostato = 69 ∗ 121m2 = 8349m2. El resultado es

un aporte de 5011,14kW .

Si ahora calculamos el aporte de la camara de combustion con la expresion

˙QHCarticulo = εHCηCmfQLHV (4.4)

y los datos y resultados: εHC = 0,98, ηC = 0,98, mf = 0,172kg/s, QLHV = 47,141MJ/kg

se obtiene un aporte de ˙QHCarticulo = 7787,16kW .

De esta manera el aporte total del conjunto torre-camara es de 12,7983 MW. Este

valor difiere del de la simulacion en un 3,234 % y se debe a los diferentes valores obtenidos

en la temperatura de entrada al conjunto, Tx. Esta diferencia se explico en la subseccion

anterior.

A la vista de estos tres resultados se sacan una serie de conclusiones. Primero, se

comprueba de nuevo que efectivamente los disenos de la torre solar son diferentes ya

que aportan potencias termicas distintas. Ademas, la diferencia en el aporte termico del

conjunto torre-camara de combustion y en el de la torre solar hace que la camara de

combustion tambien lo haga. Esto va a suponer diferencias en el consumo de combustible

como ya se ha dicho. Concretamente si recordamos la ecuacion (3.30) y el valor del aporte

de la camara mostrado en la figura 4.6 se puede ver que el consumo de combustible sera

un 5,303 % mayor. Los valores exactos se concretaran en la siguiente seccion.

Finalmente se va a comentar el valor de la potencia termica que se cede al ambiente

en el intercambiador de calor previo al compresor. Esta potencia son 7230 kW lo cual

implica que el aire que se libera al ambiente en dicho intercambiador sale a 180,7 0C, un

valor razonable. Este valor puede encontrarse en el apendice en la columna del caso 0 en


la fila con nombre “30. 8 - Outlet B of General HX [9] Temperature”.

4.1.3. Otros parametros.

En esta subseccion se van a presentar los resultados del solar share (f), del consumo

de combustible (mf ) y de los rendimientos de las distintas partes sistema. Tenemos η

o rendimiento global del sistema, ηH o rendimiento del ciclo Brayton, ηS o rendimiento

de la torre solar y ηC o rendimiento de la camara de combustion. Este ultimo es igual a

0.98 segun el artıculo. Los resultados obtenidos para estas condiciones tanto en el artıculo

como en la simulacion se muestran en la tabla 4.7.

Artıculo Thermoflexf 0.341 0.4033885

mf (kg/s) 0.172 0.163338ηH 0.393 0.416781ηS 0.698 0.7972956η 0.300 0.3282

Tabla 4.7: Parametros de salida y rendimientos obtenidos por el artıculo y en la simulacion.

Antes de comentar estos resultados se van a recordar las definiciones de estos parame-

tros usadas en el artıculo.

El “solar share”, f , se define en el artıculo con la ecuacion (3.19) que es:

f =∣∣∣ ˙QHS

∣∣∣ /(∣∣∣ ˙QHS

∣∣∣ +∣∣∣ ˙QHC

∣∣∣)donde ˙QHS y ˙QHC son los calores aportados por la torre solar y por la camara de com-

bustion respectivamente. Este termino se evalua con el fin de ilustrar la proporcion de

calor que se introduce al sistema de manera “sostenible” a traves de la torre por lo que

es deseable que sea lo mas alto posible. Su valor vendra determinado por las condiciones

de irradiacion solar en cada momento.

Para el calculo del consumo de combustible en cada caso se ha usado la formula

expresada en la descripcion del sistema en la ecuacion (3.30).∣∣∣ ˙Qfuente

∣∣∣ = εHCηCmfQLHV

En ella se han usado los valores propocionados previamente y usados en el artıculo de

εHC = 0,98 y de ηC = 0,98 ası como la capacidad calorıfica del combustibleQLHV = 47,141


MJ/kg.

Finalmente, para calcular el rendimiento del ciclo Brayton, de la torre solar y la to-

tal del sistema se han utilizado las expresiones sacadas del artıculo y presentadas en las

ecuaciones (3.16), (3.18) y (3.20).

ηH =˙WTurbina − ˙WCompresor∣∣∣ ˙QHC + ˙QHS

∣∣∣ ;

ηS =∣∣∣ ˙QHS

∣∣∣ /GAa;η = ηSηCηH

[εHSεHC

ηCεHCf + ηSεHS (1− f)

].

Hablando ya de los resultados obtenidos, tenemos un valor del factor solar igual a

0,403 en la simulacion frente a 0,341 en el artıculo. Como se ha dicho, este parametro

representa la proporcion del aporte total de calor que es dada por la torre y por tanto la

diferencia en los valores obtenidos se debe a la diferencia de aportes de calor cuyas causas

ya han sido comentadas. Ademas, antes se llego a la conclusion de que el reparto en el

aporte de calor era ligeramente mayor en el caso del artıculo por parte de la camara de

combustion que por parte de la torre solar, en comparacion con el modelo en Thermoflex.

Esto justifica que el valor obtenido en el artıculo sea menor que el obtenido con los datos

de la simulacion.

Otro parametro importante de la planta es el consumo de combustible, mf . Al fin y al

cabo el hecho de incluir la torre solar se hace con el fin de consumir menos combustible

ahorrandose su coste economico y reduciendo las emisiones de gases nocivos a la atmosfe-

ra. Una vez mas, igual que con el factor solar , f , el diseno de la torre hace que haya

diferencias en estos valores como se comento en la subseccion anterior. Al aportar mas

calor con la camara de combustion el modelo del artıculo que el de Thermoflex su consumo

es mayor, 0.172 kg/s frente a 0.163 kg/s. Se observa por tanto, dos valores distintos de

consumo de combustible con una diferencia del 5,521 %, muy similar al 5,303 % calculado

en la subseccion anterior.

El rendimiento del ciclo termodinamico, ηH , que se ha obtenido es de 0,409 frente

a 0,393 en el artıculo. Esta diferencia puede deberse a dos motivos; al conjunto turbina-

compresor o al conjunto torre solar-camara de combustion. El conjunto turbina-compresor

influye en la potencia generada ya que por las diferencias entre el conjunto teorico que

usa el artıculo y el que disena Thermoflex se llega a valores distintos. El conjunto torre

solar-camara de combustion influye en el aporte de calor al ciclo. Esto hace, puesto que en


el modelo teorico la potencia generada es menor y el calor recibido por el ciclo es mayor,

que el resultado del rendimiento del ciclo Brayton sea menor. Este razonamiento se ve

mas claramente en su expresion (3.18) donde el termino de potencia generada esta en el

numerador y el termino de aporte de calor al ciclo esta en el denominador. La diferencia

es del 4,07 %.

Pasando al rendimiento de la torre solar se ha obtenido un valor de 0,797 frente a 0,698

en artıculo. Esta diferencia es del 14,22 % y se debe de nuevo a los diferentes disenos de

la torre solar usados en el artıculo y en la simulacion. Las causas de esta diferencia y su

resultado ya han sido explicadas, siendo la principal un aporte de calor distinto por parte

de la misma. La influencia de esta diferencia de aportes se puede ver en la ecuacion (3.16).

Finalmente, comentados los rendimientos de las distintas partes del sistema, queda

hablar del rendimiento global de la planta. Este esta definido por la ecuacion (3.15) y esta

expresado en funcion de los parametros comentados hasta ahora en la ecuacion (3.20).

El resultado del artıculo para este parametro es de 0,300 frente al 0,328 obtenido con

Thermoflex. La diferencia es del 9.4 % y, como se aprecia en la ecuacion (3.20), se debe a

las diferencias en los rendimientos de cada una de las partes.

4.2. Estudio de las diferentes condiciones de funcio-

namiento

En esta seccion se van a presentar los resultados de las simulaciones que se han rea-

lizado en Thermoflex y que no se han implementado en el artıculo. Estas condiciones se

nombraron al comienzo de este capıtulo y se pueden ver en la tabla 4.1.

El orden de presentacion de los resultados va a seguir la misma estructura que en la

seccion anterior. Primero se hablara de los resultados de las temperaturas en los diferentes

puntos del ciclo, luego de la potencia electrica generada y los flujos de calor en la planta

y finalmente, se comentaran el factor solar, el consumo de combustible, los rendimientos

de los subsistemas y el global de la planta.

4.2.1. Propiedades de la corriente y temperaturas en los puntos

del ciclo.

La tabla 4.8 muestra los resultados de las propiedades de la corriente en los puntos

mas representativos del sistema del mismo modo que en la tabla 4.3. Las propiedades del


resto de puntos pueden encontrarse en el anexo.

La interpretacion de estos resultados se basa en el siguiente razonamiento. Cuando se

conocen el diseno completo y las caracterısticas de todos los elementos que se utilizan en

una aplicacion o modelo y su funcionamiento no depende de ningun parametro variable, al

conocer dos variables de estado independientes de la corriente en un punto del sistema, se

pueden conocer todas las demas variables del resto de puntos. Para ello basta con aplicar

las leyes de la termodinamica a los elementos del sistema y las ecuaciones de estado del

fluido de trabajo.

En estas simulaciones se parte de un conocimiento total del diseno y las caracterısticas

de todos los elementos y se conocen dos variables de estado independientes a la entrada

de la turbina. Estas dos variables son la presion y la temperatura. La presion se conoce

en todos los puntos del sistema al fijarse en el deposito numero 8 y tener determinadas

tanto las caıdas de presion como las relaciones de expansion y compresion. La tempera-

tura de entrada a la turbina se conoce porque se ha fijado para conseguir que la planta

genere una potencia constante. Ademas, se conoce la masa de aire que hay en el sistema

en cada instante, determinada por el caudal masico. Sin embargo, el funcionamiento del

sistema depende de la temperatura ambiente y de la irradiacion solar, aunque la primera

se mantiene constante en todas las simulaciones que se han realizado. Por tanto, al no

influir la temperatura ambiente en las simulaciones, se pueden conocer las propiedades

del flujo en todos los puntos del sistema desde la entrada de la turbina hasta la entrada a

la torre solar. Estas propiedades seran siempre las mismas ya que entre simulaciones solo

varıa la irradiacion solar.

Al variar la irradiacion solar, las propiedades que variaran seran algunas de salida de

la torre. A pesar de esto, debido a que la camara de combustion asegura que la tempera-

tura de entrada a la turbina es constante y la presion es conocida y siempre la misma, la

dependencia de algunas propiedades de salida de la torre de la irradiacion solar no influye

a las propiedades de los demas puntos del sistema.

Efectivamente, las conclusiones de este razonamiento se observan en la tabla 4.8 donde

las unicas propiedades que varrıan son la temperatura y entalpıa a la salida de la torre

solar, manteniendose todas las demas constantes.


Pro

pie

dad

es

del

flu

joU

nid

ad

es

Caso

10W/m

2

Caso

2300W/m

2

Caso

3400W/m

2

Caso

4500W/m

2

Caso

5600W/m

2

Caso

6700W/m

2

Sal

ida

de

lato

rre

sola

r[1

0]P

resi

onbar

8,40

48,

404

8,40

48,

404

8,40

48,

404

Sal

ida

de

lato

rre

sola

r[1

0]T

emp

erat

ura

C55

6,2

643

671,

670

0,1

728,

475

6,6

Sal

ida

de

lato

rre

sola

r[1

0]C

audal

mas

ico

kg/

s0

17,9

17,9

17,9

17,9

17,9

Sal

ida

de

lato

rre

sola

r[1

0]E

nta

lpıa

H*

kJ/k

g56

065

7,5

689,

972

2,4

754,

978

7,4

Sal

ida

de

laca

mar

ade

com

bust

ion

[5]

Pre

sion

bar

8,40

48,

404

8,40

48,

404

8,40

48,

404

Sal

ida

de

laca

mar

ade

com

bust

ion

[5]

Tem

per

atura

C11

4911

4911

4911

4911

4911

49Sal

ida

de

laca

mar

ade

com

bust

ion

[5]

Cau

dal

mas

ico

kg/

s17

,917

,917

,917

,917

,917

,9Sal

ida

de

laca

mar

ade

com

bust

ion

[5]

Enta

lpıa

H*

kJ/k

g12

52,5

1252

,512

52,5

1252

,512

52,5

1252

,5Sal

ida

de

latu

rbin

a[3

]P

resi

onbar

1,01

31,

013

1,01

41,

014

1,01

41,

014

Sal

ida

de

latu

rbin

a[3

]T

emp

erat

ura

C61

1,2

611,

361

1,3

611,

361

1,3

611,

3Sal

ida

de

latu

rbin

a[3

]C

audal

mas

ico

kg/

s17

,917

,917

,917

,917

,917

,9Sal

ida

de

latu

rbin

a[3

]E

nta

lpıa

H*

kJ/k

g62

1,3

621,

462

1,4

621,

462

1,4

621,

4

Tab

la4.

8:P

ropie

dad

esa

lasa

lida

de

lato

rre,

cam

ara

de

com

bust

ion

ytu

rbin

aen

pla

nta

con

rege

ner

ador

enco

ndic

iones

de

oper

acio

nno

nom

inal

es.


4.2.2. Potencia generada y flujos de calor en la planta.

Vistas las temperaturas en el ciclo ahora se va a hablar de la potencia electrica que ge-

nera el sistema y de los flujos de calor que hay en el. Como primera observacion vemos que

se cumple el objetivo del diseno de la planta ya que para todas las condiciones solares es-

tudiadas en las simulaciones la potencia electrica generada es la misma e igual a 5081 kWe.

Las tablas 4.9-4.14 muestran el balance de calor del sistema en cada caso. En ellas se

pueden ver los valores de la potencia mecanica producida por la turbina y la consumida

por el compresor. Con estos valores se obtiene la potencia total producida por el sistema

y, a traves de las perdidas mecanicas y de la eficiencia del generador, se obtiene el valor

comentado de potencia electrica. Estas tablas tambien muestran la potencia termica que

aportan tanto la torre solar como la camara de combustion, ası como el calor liberado al

ambiente en el intercambiador de calor previo al compresor.













Como es logico el reparto del aporte de calor entre la torre solar y la camara cambia

en funcion de la irradiacion en cada caso. Sin embargo, puesto que tanto la temperatura

de entrada al conjunto torre-camara de combustion, Tx, como la temperatura de entrada

a la turbina, T3, son constantes en todos los casos como se ha visto, el aporte total de

calor al sistema es siempre constante. Este aporte es de 12,395 MWth.

Se puede apreciar en las tablas como va aumentando el aporte de la torre desde no

aportar nada en el caso 1 hasta aportar casi los 5 MW nominales en el caso 6. De la misma


























manera, a medida que aumenta este aporte disminuye el de la camara de combustion.

Si ahora se observa en las tablas anteriores la potencia termica que se libera al ambien-

te vemos un valor de 7,227 MWth tambien constante e igual al del caso de condiciones

nominales. Esto se justifica con el razonamiento realizado en la subseccion anterior. Al ser

las propiedades de la corriente las mismas desde la entrada a la turbina hasta la entrada

de la torre solar este valor no cambia mientras se mantenga la temperatura ambiente


constante, como es el caso.

4.2.3. Otros parametros.

En esta subsesccion van a presentarse los resultados de los demas parametros de salida

de la planta. Estos parametros son el factor solar (f), el consumo de combustible (mf ) y

los rendimientos global del sistema (η), del ciclo Brayton (ηH) y de la torre solar (ηS).

Los resultados obtenidos se muestran en la tabla 4.15. En ella se han vuelto a incluir

los resultados de potencias termicas y mecanicas presentadas en la subseccion anterior.

Tambien se ha incluido el caso de condiciones nominales en la tabla para poder tener los

resultados obtenidos en esa simulacion como referencia para interpretar los demas.

Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6QHS 5000 0 1744,5 2325 2906,8 3488 4069QHC 7395 12396 10651 10069 9488 8907 8325f 0,4033885 0 0,140737 0,187591 0,234518 0,281404 0,328304

Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6mf (kg/s) 0,163338 0,273798 0,235255 0,2224 0,209567 0,196734 0,183879

Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6WTurbina 11295 11297 11297 11296 11296 11296 11296WCompresor 6129 6128 6128 6128 6128 6129 6128

Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6ηH 0,416781 0,416989 0,417006 0,416976 0,416949 0,416862 0,416976

Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6ηS 0,7972956 0 0,741804 0,741485 0,741625 0,741591 0,74153

Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6η 0,3282101 0,416989 0,366461 0,356311 0,346748 0,337618 0,3377

Tabla 4.15: Resultados de “solar share”, consumo de combustible y rendimientos obtenidosen las simulaciones (Trabajos y calores en kW).

Para empezar, en esta tabla se aprecia el incremento del factor solar a medida que

aumenta la irradiacion como es logico. Del mismo modo se aprecia un descenso paralelo

del consumo de combustible. El maximo valor del factor solar es, sin contar el caso de

condiciones nominales, 0,328 en el caso 6 con un consumo de combustible de 0,184 kg/s.

El valor mınimo del factor solar se da en el caso 1 cuando la torre no funciona siendo

igual a cero y teniendo el maximo consumo de combustible, que es igual a 0,274 kg/s.

Este caso serıa en el que la planta opera sin torre como una turbina de gas convencional.


La figura 4.5 muestra la evolucion de estos dos parametros segun aumenta la irradiacion

solar incluyendo el caso de condiciones nominales (860 W/m2).

Figura 4.5: Grafico de las evoluciones del factor solar y el consumo de combustible con lairradiacion solar.

Pasando a comentar los rendimientos, se encuentra un valor practicamente constante

en el del ciclo termodinamico (ηH). Como se puede deducir de su definicion en la ecuacion

(3.18), este valor es constante debido a que tanto la potencia mecanica generada como la

potencia termica recibida son constantes. Obviamente al tener tanto en el compresor como

en la turbina un salto termico y de presiones fijo y ser fijo el aporte de calor al sistema

esto ocurre. Las ligeras diferencias se deben a que los resultados de potencias generadas

y consumidas en turbina y compresor y los calores aportados por la torre y la camara

difieren entre un caso y otro en cantidades de 1 o 2 kW como maximo. Estas diferencias

son pequenas en comparacion con los valores reales y se deben al metodo de resolucion

de Thermoflex por lo que se puede decir que el rendimiento del ciclo Brayton es el mismo

en estos casos. El valor medio obtenido es igual a 0,417.

En cuanto a los resultados del rendimiento de la torre solar se observa que el rendi-

miento esta siempre alrededor de 0,741 salvo en el caso 1 en el que la torre no aporta calor

por irradiacion insuficiente y se considera igual a cero. Que este valor sea constante es

logico ya que la torre aporta mas calor al ciclo cuanta mayor irradiacion solar hay hasta

llegar al lımite en el que se alcanza la temperatura maxima de salida. Entonces el mayor


aporte de calor compensa la mayor irradiacion en la ecuacion (3.16).

Finalmente, el rendimiento global obtenido para cada caso muestra un mayor rendi-

miento de la planta cuanto menor es la irradiacion solar. Esto se debe a la diferencia de

valores entre el rendimiento de la torre solar y el de la camara de combustion. El ren-

dimiento de la camara de combustion es, como se menciona en el artıculo, igual a 0,98

mientras que los rendimientos de la torre solar estan alrededor de 0,741. Esto supone que,

por tener mejor rendimiento, cuanto mayor aporte de calor da la camara de combustion

mayor rendimiento tiene la planta. En terminos de irradiacion solar esto significa que a

mayor irradiacion solar menor rendimiento tiene la planta. Como se puede observar en la

tabla 4.15 el rendimiento maximo, que se da en el caso 1 cuando todo el aporte lo da la

camara, es de 0,417 y el mınimo, que se da en condiciones nominales de irradiacion o caso

0, es de 0,328. Esta diferencia es del 27,056 % y puede parecer una desventaja de tener un

sistema hıbrido solar. A pesar de ello este tipo de plantas son la manera mas eficiente de

conversion de energıa solar en electricidad en la actualidad y permiten reducir el consumo

de combustible con los beneficios economicos y ambientales que eso conlleva.

Capıtulo 5

Planificacion temporal y presupuesto

5.1. Planificacion temporal

Para ver como se ha desarrollado el proyecto en el tiempo, se va a realizar una Es-

tructura de Descomposicion del Proyecto o EDP. Esto es una estructura de tipo arbol a

traves de la cual se pueden analizar las diferentes actividades o paquetes de trabajo que

se han llevado a cabo, de manera jerarquica y organizada en el tiempo.

El fin de esta EDP es analizar el proyecto desde el punto de vista de su alcance y de

las diferentes tareas necesarias para la realizacion del mismo.

Una vez realizada la descomposicion en paquetes de trabajo se ha realizado el diagra-

ma de Gantt del proyecto con ayuda del programa GanttProject.

Como fecha de inicio de este diagrama se considera la de eleccion del proyecto que

se realizo el dıa 18 de febrero. A partir de esta fecha y durante el trascurso de febrero y

de la primera semana de marzo la evolucion del trabajo se baso en ampliar los conceptos

teoricos de la planta que se iba a estudiar. A continuacion se realizo un aprendizaje del

programa Thermoflex a traves de tutoriales y de la realizacion de ejercicios sencillos y

finalmente, con los conocimientos que se adquirieron, se realizaron las simulaciones en las

que se basa este proyecto.

La EDP, basada en el orden cronologico seguido en la realizacion del proyecto, es por

orden cronologico la mostrada en la tabla 5.1.

Nombre de la tarea Duracion Comienzo Fin

1. Documentacion y estudio de

conceptos teoricos10 dıas 18/02/2016 02/03/2016

67

Capıtulo 5. Planificacion temporal y presupuesto 68

1.1 Lectura y resumen de diversos

documentos relacionados con la planta10 dıas 18/02/2016 02/03/2016

2. Comprension de la planta

objeto de estudio5 dıas 03/03/2016 09/03/2016

3. Aprendizaje de Thermoflex 14 dıas 10/03/2016 29/03/2016

3.1 Tutoriales 4 dıas 10/03/2016 15/03/2016

3.2 Resolucion de ejercicios sencillos 10 dıas 16/03/2016 29/03/2016

4. Aplicacion de Thermoflex para

calculos de la planta35 dıas 30/03/2016 17/05/2016

4.1 Calculo de los parametros

necesarios para el modelo21 dıas 30/03/2016 27/04/2016

4.2 Simulacion del modelo en

condiciones nominales7 dıas 28/04/2016 06/05/2016

4.3 Simulacion del modelo en

condiciones no nominales7 dıas 09/05/2016 17/05/2016

5. Elaboracion del trabajo escrito 50 dıas 18/05/2016 19/07/2016

5.1 Redaccion de la memoria 35 dıas 18/05/2016 05/07/2016

5.2 Revision del documento y

correcciones10 dıas 06/07/2016 19/07/2016

Tabla 5.1: Descomposicion del proyecto en paquetes de trabajo

Con base en esta EDP se ha construido el diagrama de Gantt con el programa Gantt-

Project. Este diagrama se muestra en la figura 5.1 y con el se ha obtenido tambien el

diagrama de Pert que se muestra en la figura 5.2.


Figura 5.1: Diagrama de Gantt del proyecto.


Figura 5.2: Diagrama de Pert del proyecto.


5.2. Presupuesto

Una vez analizado el alcance temporal del proyecto se procede al calculo del presu-

puesto que conlleva su realizacion.

Mediante la descomposicion del proyecto en paquetes de trabajo se puede obtener una

estimacion de las horas que el alumno ha destinado a la comprension y realizacion del

proyecto, que ascienden a un total de 355 horas. Esta dedicacion se encuentra dentro del

margen fijado por los creditos asociados al trabajo de fin de grado, 12 ECTS, que corres-

ponden a un total de 360 horas aproximadamente.

En la tabla 5.2 expuesta a continuacion se muestra el desglose de las horas de dedica-

cion del alumno asociadas a cada etapa del proyecto.

Tarea Dedicacion (horas)

1. Documentacion y estudio de conceptos teoricos 80

2. Comprension de la planta objeto de estudio 15

3.Aprendizaje de Thermoflex 10

4. Aplicacion de Thermoflex para calculos de la planta 100

5. Elaboracion del trabajo escrito 150

TOTAL 355

Tabla 5.2: Planificacion temporal.

Ademas se consideran 35 horas empleadas por los tutores del proyecto tanto en reunio-

nes en las que se discutio el desarrollo del mismo, como de su tiempo en las que revisaban

la memoria para proponer modificaciones de cara a la entrega final de la misma.

Para proceder al calculo del presupuesto se tendran en cuenta los siguientes costes:

La licencia academica de Thermoflex, cuyo coste son 500 euros.

La amortizacion del ordenador: este se ha utilizado a lo largo de toda la duracion

del proyecto, por lo que hay que tener en cuenta no solo el gasto energetico que

supone que se evaluara a continuacion, sino tambien la amortizacion del mismo en

todo este tiempo. La amortizacion se calcula como:

Amortizacion =horas de uso del ordenador

horas de vida util=

355

5 anos ∗ 365 dias ∗ 6 horas= 0,0324

Coste energetico: el precio del kWh obtenido de [53] es de 0.142726 euros/kWh para

domesticos. En este coste se contabilizara la energıa del ordenador y de la luz.


En la tabla 5.3 se recoge el presupuesto final del proyecto realizado.

Desglose del presupuesto TFGConcepto Cantidad Precio unitario ImporteLicencia academica de Thermoflex 1 500 euros 500 eurosDedicacion del alumno 355 h 10 euros/hora 3550 eurosDedicacion de los tutores 35 h 35 euros/hora 1225 eurosAmortizacion del ordenador 0,0324 1000 euros 32,4 eurosCoste energetico 100W*355 h 0,142726 euros/kWh 5,07 eurosConexion a internet 3 meses 30 euros/mes 120 eurosTOTAL 5432,47 euros

Tabla 5.3: Presupuesto final del proyecto realizado.

Capıtulo 6

Valoracion del impacto del trabajo

en el ambito medioambiental, social

y economico

Uno de los objetivos de las planta termicas solares hıbridas es la disminucion de la

cantidad de gases contaminantes emitidos a la atmosfera.

Durante las reacciones de combustion que se dan durante su operacion se producen

una serie de gases de escape cuya composicion se basa principalmente en N2, O2 y CO2.

Los dos primeros reaccionan para dar lugar al NO2, gas toxico, irritante y fuertemente

oxidante en presencia de agua. Sin embargo las centrales actuales incorporan quemadores

de vıa seca con el objetivo de disminuir notablemente este componente.

Es por tanto el CO2 el gas en el que hay que fijar la atencion, por ser ademas uno de los

grandes causantes del efecto invernadero. Este gas se origina en la reaccion de combustion

del gas natural, reaccion que se muestra a continuacion.

CH4 + 2O2 → CO2 + 2H20 (6.1)

Resulta evidente que el paso de una planta que funciona unicamente utilizando un re-

curso fosil a otra que genera la misma potencia pero que ademas usa energıa solar supone

un ahorro de combustible. Este ahorro de combustible supone a su vez una reduccion de

emisiones de CO2. Este ahorro de emisiones, por su relevancia medioambiental, se va a

intentar cuantificar.

La cantidad de CO2 emitido por una planta hıbrida se calcula a traves de la siguiente

expresion sacada de la referencia [54]:

73

Capıtulo 6. Valoracion del impacto del trabajo en el ambito medioambiental, social yeconomico 74

CO2 = 3, 6fCO2 (mfuel f osil ∗ tanual fosil + mfuel hibrido ∗ tanual hibrido)QLHV (6.2)

Donde el factor 3,6 es un factor de conversion para obtener la cantidad de CO2 en

ton/hora si se introducen los flujos de combustible en kg/s como es habitual, fCO2 es la

cantidad de emisiones de CO2 por unidad de potencia, que dependera del combustible

utilizado, el termino entre parentesis hace referencia a la cantidad de combustible con-

sumido durante la operacion de la planta y QLHV es la capacidad calorıfica inferior del

combustible.

Para la realizacion de este calculo se han supuesto, basada en la referencia [55], una

media de 4800 horas de sol anuales en Espana, de las cuales la planta operara en modo

hıbrido 2100. El resto de horas del ano, 6660 horas, se considera que la planta opera en

modo fosil. Entonces, teniendo esto en consideracion, se obtiene la siguiente cantidad de

CO2 que emite la planta anualmente:

CO2 = 20227, 91ton

ano

Para calcular este valor se han utilizado las caracterısticas del gas natural, fCO2 =

0, 055 kg CO2/MJ y QLHV = 47, 141 MJ/kg, y los consumos de combustible cuando la

planta opera en modo fosil, mfuel f osil = 0,274 kg/s, y cuando la planta opera en modo

hıbrido en condiciones nominales, mfuel hibrido = 0,163 kg/s. Estos datos se muestran en

la tabla 4.15.

Para ilustrar el valor obtenido se calcula con la misma expresion las emisiones de

CO2 que libera la planta cuando opera sin la torre solar. En este caso se considera

el termino tanual hibrido igual a cero en la ecuacion 6.2 obteniendose unas emisiones de

22403,64 ton/ano. Por lo tanto la hibridacion supone una reduccion de ton/ano, lo cual

supone una reduccion del 9,71 % respecto a una planta semejante sin hibridacion solar.

Atendiendo al ambito social, la realizacion de estudios de posibilidad de hibridacion, es

hoy dıa muy importante. Sin dejar totalmente de lado la preocupacion medioambiental, la

solucion de la hibridacion en modo ahorro de combustible, permite suministrar la misma

potencia que la planta de turbina de gas original, sin comprometer por tanto la demanda,

y a su vez el desarrollo.

En el marco de una situacion global de crisis economica, este tipo de plantas efectuan

un uso mas eficiente de los recursos fosiles y aprovechan las infraestructuras existentes,

siendo por tanto el coste de implementacion significativamente menor que por ejemplo, la

planta solar de concentracion en solitario.

Capıtulo 6. Valoracion del impacto del trabajo en el ambito medioambiental, social yeconomico 75

Con el uso mas eficiente de los recursos fosiles se puede conseguir ahorrar millones de

euros que tienen un doble impacto positivo sobre los ciudadanos. Por un lado se reducen

las emisiones, lo que favorece el estado de salud de las personas, y por otro, el desarrollo

de nuevas plantas ha creado muchos de puestos de trabajo y puede crear mas.

Ademas, la innovacion que suponondrıa integrar un numero considerable de plantas

hıbridas en la red electrica reducirıa los costes de la energıa electrica, creando un mercado

mas competitivo y con mas importancia a nivel mundial.

El analisis de la viabilidad economica de la planta estudiada se sale de los lımites de

alcance de este proyecto.

Capıtulo 7

Conclusiones

En este trabajo se ha elaborado un modelo en Thermoflex para una posible modifi-

cacion de la planta Solugas que se encuentra en Sevilla, Espana. Se trata de una planta

termica solar hıbrida con una torre solar que funciona actualmente realizando un ciclo

Brayton abierto. La modificacion propuesta consiste en modificar la planta de manera que

pase a realizar un ciclo Brayton cerrado con recuperador.

Se han comentado numerosas ventajas de las plantas termicas solares hıbridas para la

produccion de energıa en un futuro cercano. Entre ellas destacan el alto rendimiento con

el que se consigue transformar la energıa solar en energıa electrica y su capacidad para

generar una potencia electrica constante e independiente de las condiciones solares. El

uso de la torre solar en vez de otras posibles tecnologıas de concentracion se debe princi-

palmente a la maximizacion del rendimiento de la planta ya que esta tecnologıa es la que

permite alcanzar mayores temperaturas en el receptor solar. Estas mayores temperaturas

permiten que el proceso de conversion de enerıa en el ciclo termodinamico sea mas eficiente.

El uso de regenerador es clave en la modificacion propuesta de la planta ya que per-

mite reutilizar el calor a la salida de la turbina aumentando el rendimiento de la planta y

disminuyendo el aporte de calor externo necesario para alcanzar la temperatura deseada

a la entrada de la turbina. Para unas condiciones solares dadas, debido a que la torre

solar realiza el primer aporte de calor despues del regenerador, esto supone un ahorro de

combustible con los consecuentes beneficios economicos y ambientales. Ademas, cuando

las condiciones solares permiten que la torre aporte calor al ciclo, el precalentamiento que

hace el regenerador permite reducir el tamano del receptor solar dando como resultado

una disminucion de la inversion en este elemento que puede compensar la realizada al in-

cluir el regenerador y resultando tambien en una reduccion del mantenimiento de la planta.

Otra de las ventajas de la modificacion propuesta de la planta es que tiene la cama-

ra de combustion externa al ciclo termodinamico. Este tipo de camaras ofrecen tambien

76

Capıtulo 7. Conclusiones 77

ventajas entre las que destacan que, al expandirse en la turbina el fluido de trabajo y no

los gases de combustion, estas tienen periodos de vida mas largos ya que los alabes de sus

coronas de estator y rotor no sufren el desgaste debido a los impactos de las partıculas de

ceniza que contienen estos humos. Esto supone una gran ventaja en terminos economicos.

Ademas, este tipo de camara permite tambien el quemado de otro tipo de combustibles

como la biomasa lo cual ofrece una alternativa sostenible al uso de combustibles fosiles.

Una vez elaborado el modelo de esta modificacion en Thermoflex, se ha estudiado el

comportamiento de la planta en una serie de condiciones solares representativas en las

que se encuentra la planta real en su ubicacion geografica. Este estudio se ha hecho a

traves de simulaciones en Thermoflex que han permitido conocer los parametros de salida

mas importantes de la planta modificada propuesta en dichas situaciones y ademas han

servido como comprobacion de un modelo teorico que se ha creado e implementado en

[1]. Entre estos parametros se encuentra la potencia electrica generada por la planta, el

factor solar o “solar share”, el consumo de combustible y los rendimientos tanto de los

subsistemas como el global de la planta.

Al realizar la comparacion de modelos se concluye el modelo teorico no se aleja mucho

de la realidad como se puede apreciar en la tabla 4.2 que muestra diferencias pequenas

en los resultados. La diferencia principal entre modelos es en el diseno de la torre solar

utilizando el modelo desarrollado en este trabajo un diseno mas avanzado y realista que el

utilizado en el artıculo. Esta diferencia de disenos ha dado como resultado distintos ren-

dimientos de este subsistema que, consecuentemente, han afectado al global de la planta

y tambıen ha influido en la potencia termica aportada al ciclo por este elemento. Esta

segunda consecuencia supone distintos consumos de combustible para las mismas condi-

ciones solares aunque las diferencias son pequenas. Tambıen han influido en los resultados

la diferente consideracion del aire en un modelo y en otro y los disenos de la turbina y

compresor. Esta ultima diferencia ha afectado a la potencia generada por la planta y se

debe a las hipotesis realizadas para calcular el rendimiento politropico de cada proceso.

Por lo tanto, se sugiere como posible mejora del modelo presentado en [1] una mejora del

modelo de torre que utilizan y como mejora del modelo desarrollado en este trabajo un

calculo mas preciso de los rendimientos politropicos mencionados.

Dentro de los resultados de las simulaciones destacan varias cosas. La primera es que

la potencia electrica generada que se obtiene con esta modificacion es mayor que la de

la planta funcionando con su modelo actual. Concretamente la modificacion genera 5081

kWe frente a los 4600 kWe que genera hoy en dıa segun las fuentes [21, 45] funcionando

en ciclo abierto. Esto podrıa ser beneficioso economicamente si ademas se tiene en cuenta

que este tipo de plantas tienen un rendimiento mas alto como se ha comentado. En cuanto

Capıtulo 7. Conclusiones 78

a consumo de combustible en [1] ya se llegaba a la conclusion de que este modelo daba

lugar a reducciones con el consiguiente ahorro economico y menores emisiones. Esto se

confirma con estas simulaciones que obtienen valores ligeramente inferiores a los obtenidos

en esta fuente. Finalmente, las simulaciones muestran un rendimiento global de la planta

que puede alcanzar valores medios del 35 % funcionando en modo hıbrido. Este es un valor

muy alto para plantas que generan electricidad utilizando energıa solar y supone segun

[46] un aumento de mas del 50 % en rendimiento de una planta termica solar convencional.

Si observamos los resultados obtenidos en las diferentes condiciones de funcionamiento

vemos que el rendimiento de la planta baja a medida que se transforma mas energıa solar

en electricidad. Esto se debe a la combinacion de la parte solar con la camara de com-

bustion ya que la parte solar tiene peor rendimiento. Este rendimiento podrıa aumentarse

mejorando la parte solar. Desde el punto de vista economico, aunque el rendimiento de la

planta baja, el consumo de combustible tambien lo hace, lo cual es beneficioso economi-

camente y medioambientalmente. Ademas, por la alta disponibilidad de energıa solar la

bajada del rendimiento comentada no supone un problema economico.

Por lo tanto, a la vista de estos resultados se puede concluir que el modelo teorico en

[1] es muy cercano a la realidad por la buena convergencia de resultados. Las ventajas de

esta posible modificacion quedan claras y si se realizan mas estudios esta planta podrıa

suponer una buena opcion para la generacion de electricidad en zonas con buena irradia-

cion solar como la mayor parte de Espana.

Finalmente una posible ampliacion o continuacion que se puede contemplar de este

trabajo serıa un estudio de la variacion de los parametros estudiados segun la evolucion

temporal real de las condiciones de irradiacion y temperatura ambiente. Este estudio se

ha realizado en el artıculo [1] y podrıa ser una buena e interesante continuacion de este

trabajo.

Capıtulo 8

Nomenclatura

α — Coeficiente de emisividad.

Aa — Area de apertura del receptor solar (m2).

Ar — Area reflectiva del campo de heliostatos (m2).

ac — Relacion isentropica de presion del compresor,

at — Relacion isentropica de presion de la turbina.

C — Relacion de concentracion del colector solar. C = Aa/Ar.

Cp — Calor especıfico a presion constante del aire (J/kgK).

εc — Rendimiento isentropico del compresor.

εHC — Efectividad del intercambiador de calor de la camara de combus-

tion.

εHS — Efectividad del intercambiador de calor de la torre solar.

εpc — Rendimiento politropico del compresor.

εpt — Rendimiento politropico de la turbina.

εr — Efectividad del regenerador.

εt — Rendimiento isentropico de la turbina.

η — Rendimiento global de la planta.

ηalternador — Rendimiento del alternador.

ηC — Rendimiento de la combustion.

ηH — Rendimiento del ciclo termodinamico.

ηmecanica — Eficiencia de la transmision mecanica del sistema.

ηo — Rendimiento optico del campo de heliostatos.

ηS — Rendimiento de la torre solar.

f — Factor solar o “solar share”.

G — Irradiacion solar (W/m2).

γ — Coeficiente adiabatico.

h1 — Coeficiente de perdidas por radiacion en el colector solar.

79

Capıtulo 8. Nomenclatura 80

h2 — Coeficiente efectivo de perdidas por conduccion y conveccion del

colector solar.

m — Caudal masico de aire en el ciclo (kg/s).

mf — Consumo de combustible en la camara de combustion (kg/s).

P — Potencia electrica generada (MW ).˙Qfuente — Potencia termica aportada por la fuente en el modelo de Thermoflex

(MW ).

QLHV — Capacidad calorıfica inferior del combustible (MJ/kg).

QH — Potencia termica total aportada al ciclo termodinamico (MW ).˙QHC — Potencia termica aportada por la camara de combustion al ciclo

termodinamico (MW ).˙Q′HC — Potencia termica aportada por la camara de combustion al inter-

cambiador que lo conecta con el ciclo termodinamico (MW ).˙QHS — Potencia termica aportada por la torre solar al ciclo termodinamico

(MW ).˙Q′HS — Potencia termica que llega al receptor de la torre solar (MW ).

re — Relacion de conversion de combustible.

rp — Relacion entre las presiones maxima y mınima del sistema.

rpcomp — Relacion de compresion del compresor.

rpturb — Relacion de expansion de la turbina.

ρH — Coeficiente de perdidas de presion en la rama caliente.

ρL — Coeficiente de perdidas de presion en la rama frıa.

σ — Constante de Stefan-Boltzmann (W/m2K4).

THC — Temperatura media en la camara de combustion.

THS — Temperatura media en el receptor solar.

τHC — Relacion de temperaturas asociada a la camara de combustion

(τHC = THC/TL).

τHS — Relacion de temperaturas asociada a la torre solar (τHS = THS/TL).

UL — Coeficiente global de perdidas de calor por conveccion en el colector

solar (W/m2K).

WTurbina — Potencia mecanica desarrollada por la turbina (W ).

WCompresor— Potencia mecanica consumida por el compresor (W ).

ZC — Parametro adimensional utilizado en el modelo del artıculo para

simplificar la ecuacion 3.9.

ZT — Parametro adimensional utilizado en el modelo del artıculo para

simplificar la ecuacion 3.11.

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http://www.iberdrola.es/

Indice de figuras

1. Esquema del modelo de la planta en Thermoflex . . . . . . . . . . . . . . . 4

1.1. La energıa solar ofrece una solucion para los problemas mundiales en las

decadas venideras (las siglas CSP corresponden a las siglas en ingles de

Energıa Solar de Concentracion). . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10

1.2. Esquema de las plantas termicas solares. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11

1.3. Esquema de la tecnologıa de concentradores cilindroparabolicos (arriba) y

de torre solar (abajo) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12

1.4. Variacion de la eficiencia de una planta termica solar con la temperatura a

distintos niveles de concentracion [17]. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12

1.5. Esquema de una turbina de gas hıbrida con torre solar en ciclo abierto. . . 13

1.6. Esquema de planta de ciclo combinado hıbrida con torre solar en ciclo abierto. 14

1.7. Ejemplo de matriz de rendimiento del campo de heliostatos. . . . . . . . . 16

1.8. Clasificacion general de los tipos de turbinas de gas en funcion del tipo de

ciclo, fuente de calor y fluidos de trabajo que pueden emplear [6]. . . . . . 17

2.1. Imagen aerea de la Planta Solugas de Abengoa en Sevilla [45]. . . . . . . . 20

2.2. Imagen de la Plataforma Solucar de Abengoa en Sevilla [45]. Las siglas CCP

corresponden a colectores cilindroparabolicos y las HCPV corresponden a

paneles fotovoltaicos de alta concentracion. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21

2.3. Esquema del ciclo Brayton abierto que se realiza en la planta Solugas (la

planta real es solamente la parte dentro de las lıneas discontinuas) [46]. . . 22

2.4. Esquema del receptor de radiacion solar concentrada de la planta Solugas. 24

3.1. Esquema de la planta presentado en el artıculo [1]. . . . . . . . . . . . . . 26

3.2. Flujos de energıa y principales perdidas consideradas en el modelo termo-

dinamico de la planta [47]. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27

3.3. Diagrama T-s de los procesos realizados en la planta estudiada en el artıculo

[1]. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31

3.4. Esquema del modelo de la planta en Thermoflex . . . . . . . . . . . . . . . 35

86

Indice de figuras 87

3.5. Captura de pantalla de Thermoflex que muestra la configuracion del campo

de heliostatos, sus caracterısticas geometricas y los datos sobre su eficiencia

usados para disenar la torre solar en el programa. . . . . . . . . . . . . . . 38

3.6. Esquema del proceso iterativo seguido para calcular el valor de la tempe-

ratura maxima de salida de la torre para el que la misma realiza un aporte

de 5MWth en condiciones nominales. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40

3.7. Captura de pantalla de Thermoflex que muestra la maxima temperatura

de salida y el multiplo solar usados para disenar la torre solar en el programa. 41

4.1. Diseno de la torre solar obtenido en Thermoflex. . . . . . . . . . . . . . . . 46

4.2. Grafico comparativo de las temperaturas en los distintos puntos del ciclo. . 48

4.3. Grafico comparativo de los flujos de potencia en la planta. . . . . . . . . . 49

4.4. Grafico comparativo del resto de parametros que se estudian. . . . . . . . . 49

4.5. Grafico de las evoluciones del factor solar y el consumo de combustible con

la irradiacion solar. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 65

5.1. Diagrama de Gantt del proyecto. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 69

5.2. Diagrama de Pert del proyecto. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 70

Indice de tablas

1. Tabla comparativa de los resultados obtenidos en la simulacion y en el

artıculo para el caso de condiciones nominales (las temperaturas estan en0C). . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5

2. Resultados obtenidos en las simulaciones (Trabajos y calores en kW). . . . 5

3.1. Tabla de equivalencia de los elementos del modelo teorico [1] y el modelo

en Thermoflex. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36

3.2. Tabla de equivalencia de puntos del modelo teorico [1] representados en la

figura 3.3 y el modelo en Thermoflex. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37

3.3. Datos utilizados para el desarrollo del modelo de Thermoflex. . . . . . . . . 44

4.1. Nomenclatura para las distintas simulaciones en funcion de la irradiacion. . 47

4.2. Tabla comparativa de los resultados obtenidos en la simulacion y en el

artıculo para el caso de condiciones nominales (las temperaturas estan en0C). . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48

4.3. Propiedades a la salida de la torre, camara de combustion y turbina en

planta con regenerador en condiciones nominales. . . . . . . . . . . . . . . 50

4.4. Temperaturas obtenidas de la implementacion del modelo teorico del artıcu-

lo y de la simulacion. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 50

4.5. Flujos de potencia en la planta obtenidos de la implementacion del modelo

teorico del artıculo y de la simulacion. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 54

4.6. Balance de calor del caso 0. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 55

4.7. Parametros de salida y rendimientos obtenidos por el artıculo y en la si-

mulacion. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57

4.8. Propiedades a la salida de la torre, camara de combustion y turbina en

planta con regenerador en condiciones de operacion no nominales. . . . . . 61







88

Indice de tablas 89

4.15. Resultados de “solar share”, consumo de combustible y rendimientos obte-

nidos en las simulaciones (Trabajos y calores en kW). . . . . . . . . . . . . 64

5.1. Descomposicion del proyecto en paquetes de trabajo . . . . . . . . . . . . . 68

5.2. Planificacion temporal. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 71

5.3. Presupuesto final del proyecto realizado. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 72

Capıt

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9

Ap

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Capıtulo 9. Apendice 91

8.2

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8,41

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407

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[22]

Tem

per

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37.

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[3]

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Gas/

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940

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621,4

Documents

ANÁLISIS DEL COMPORTAMIENTO DE UNA TURBINA …oa.upm.es/43836/1/TFG_GONZALO_SANCHEZ_MORELL.pdf · permite producir grandes cantidades de energ a con altos rendimientos de conversi