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
Capıtulo 1. Introduccion y objetivos 11
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.
Capıtulo 1. Introduccion y objetivos 12
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].
Capıtulo 1. Introduccion y objetivos 13
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
Capıtulo 1. Introduccion y objetivos 14
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-
Capıtulo 1. Introduccion y objetivos 15
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.
Capıtulo 1. Introduccion y objetivos 16
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
Capıtulo 1. Introduccion y objetivos 17
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.
Capıtulo 1. Introduccion y objetivos 18
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.
Capıtulo 1. Introduccion y objetivos 19
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].
Capıtulo 2. Descripcion de la planta 22
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.
Capıtulo 2. Descripcion de la planta 23
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].
Capıtulo 2. Descripcion de la planta 24
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.
Capıtulo 3. Metodologıa 27
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
Capıtulo 3. Metodologıa 28
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 −
Capıtulo 3. Metodologıa 29
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.
Capıtulo 3. Metodologıa 30
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
Capıtulo 3. Metodologıa 31
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,
Capıtulo 3. Metodologıa 32
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.
Capıtulo 3. Metodologıa 33
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)
Capıtulo 3. Metodologıa 34
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.
Capıtulo 3. Metodologıa 35
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
Capıtulo 3. Metodologıa 36
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.
Capıtulo 3. Metodologıa 37
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
Capıtulo 3. Metodologıa 38
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.
Capıtulo 3. Metodologıa 39
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
Capıtulo 3. Metodologıa 40
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
Capıtulo 3. Metodologıa 41
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
Capıtulo 3. Metodologıa 42
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
Capıtulo 3. Metodologıa 43
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.
Capıtulo 3. Metodologıa 44
- 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.
Capıtulo 4. Resultados y discusion 47
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-
Capıtulo 4. Resultados y discusion 48
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.
Capıtulo 4. Resultados y discusion 49
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.
Capıtulo 4. Resultados y discusion 50
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
Capıtulo 4. Resultados y discusion 51
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
Capıtulo 4. Resultados y discusion 52
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
Capıtulo 4. Resultados y discusion 53
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
Capıtulo 4. Resultados y discusion 54
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
Capıtulo 4. Resultados y discusion 55
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
Capıtulo 4. Resultados y discusion 56
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
Capıtulo 4. Resultados y discusion 57
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
Capıtulo 4. Resultados y discusion 58
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
Capıtulo 4. Resultados y discusion 59
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
Capıtulo 4. Resultados y discusion 60
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.
Capıtulo 4. Resultados y discusion 61
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
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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*
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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
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,917
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,9Sal
ida
de
laca
mar
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com
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ion
[5]
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H*
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g12
52,5
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,512
52,5
1252
,512
52,5
1252
,5Sal
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de
latu
rbin
a[3
]P
resi
onbar
1,01
31,
013
1,01
41,
014
1,01
41,
014
Sal
ida
de
latu
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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
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]E
nta
lpıa
H*
kJ/k
g62
1,3
621,
462
1,4
621,
462
1,4
621,
4
Tab
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8:P
ropie
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nno
nom
inal
es.
Capıtulo 4. Resultados y discusion 62
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.
Componente Energıa introducida al sistema Energıa extraıda del sistema(kW) (kW)
Compresor 6128Intercooler 7227
Turbina 11297Camara de combustion 12396
Torre solar 0Energıa total introducida en el sistema 18524
Energıa total extraıda del sistema 18524
Tabla 4.9: Balance de calor del caso 1.
Componente Energıa introducida al sistema Energıa extraıda del sistema(kW) (kW)
Compresor 6128Intercooler 7227
Turbina 11297Camara de combustion 10651
Torre solar 1745Energıa total introducida en el sistema 18524
Energıa total extraıda del sistema 18524
Tabla 4.10: Balance de calor del caso 2.
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
Capıtulo 4. Resultados y discusion 63
Componente Energıa introducida al sistema Energıa extraıda del sistema(kW) (kW)
Compresor 6128Intercooler 7227
Turbina 11296Camara de combustion 10069
Torre solar 2326Energıa total introducida en el sistema 18523
Energıa total extraıda del sistema 18523
Tabla 4.11: Balance de calor del caso 3.
Componente Energıa introducida al sistema Energıa extraıda del sistema(kW) (kW)
Compresor 6128Intercooler 7227
Turbina 11296Camara de combustion 9488
Torre solar 2907Energıa total introducida en el sistema 18523
Energıa total extraıda del sistema 18523
Tabla 4.12: Balance de calor del caso 4.
Componente Energıa introducida al sistema Energıa extraıda del sistema(kW) (kW)
Compresor 6128Intercooler 7227
Turbina 11296Camara de combustion 8907
Torre solar 3488Energıa total introducida en el sistema 18523
Energıa total extraıda del sistema 18523
Tabla 4.13: Balance de calor del caso 5.
Componente Energıa introducida al sistema Energıa extraıda del sistema(kW) (kW)
Compresor 6128Intercooler 7227
Turbina 11296Camara de combustion 8326
Torre solar 4069Energıa total introducida en el sistema 18523
Energıa total extraıda del sistema 18523
Tabla 4.14: Balance de calor del caso 6.
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
Capıtulo 4. Resultados y discusion 64
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.
Capıtulo 4. Resultados y discusion 65
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
Capıtulo 4. Resultados y discusion 66
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.
Capıtulo 5. Planificacion temporal y presupuesto 69
Figura 5.1: Diagrama de Gantt del proyecto.
Capıtulo 5. Planificacion temporal y presupuesto 70
Figura 5.2: Diagrama de Pert del proyecto.
Capıtulo 5. Planificacion temporal y presupuesto 71
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.
Capıtulo 5. Planificacion temporal y presupuesto 72
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.
Bibliografıa
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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
4.9. Balance de calor del caso 1. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62
4.10. Balance de calor del caso 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62
4.11. Balance de calor del caso 3. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63
4.12. Balance de calor del caso 4. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63
4.13. Balance de calor del caso 5. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63
4.14. Balance de calor del caso 6. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63
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
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Capıtulo 9. Apendice 91
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17,9
Capıtulo 9. Apendice 92
24.
6-
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Capıtulo 9. Apendice 93
43.
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Capıtulo 9. Apendice 94
57.
17
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Capıtulo 9. Apendice 95
73.
24
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