MEMORIAS DEL XXVII CONGRESO INTERNACIONAL ANUAL DE LA SOMIM 22 al 24 DE SEPTIEMBRE DE 2021 PACHUCA, HIDALGO, MÉXICO
Tema A4 Termofluidos: Fuentes no convencionales de energía.
Optimización exergética de ciclos Brayton de CO2 supercrítico integrados con receptores solares centrales
Orlando Anaya-Reyes, David A. Rodríguez-Alejandro, Sergio Cano-Andrade
Departamento de Ingeniería Mecánica, Universidad de Guanajuato, Salamanca, Gto. 36885, México
Contacto: [email protected]; [email protected]; [email protected]
R E S U M E N
En el presente trabajo, cuatro configuraciones de un ciclo Brayton con CO2 supercrítico como fluido de trabajo se
analizan tanto térmicamente como exergéticamente debido su alta eficiencia y tamaño compacto, con la finalidad de
contribuir en la reducción de emisión de gases de efecto invernadero. Todas éstas configuraciones están integradas con
un sistema de energía solar concentrada como fuente de calor. El modelo de las cuatro diferentes configuraciones se
resuelve usando el software EES, donde se predice el comportamiento del la planta de generación de energía. Además,
también se presenta la optimización de dichas configuraciones mediante un algoritmo genético multiobjetivo con la
finalidad de encontrar el valor de los parámetros que permitan obtener las máximas eficiencias posibles. Los resultados
muestran que los ciclos Brayton de CO2 supercríticos basados en energía termosolar son una tecnología alternativa
para la producción de energía eléctrica.
Palabras Clave: Ciclo Brayton de CO2, Ciclo supercrítico, Energía solar concentrada, Optimización.
A B S T R A C T
In this work, four different configurations of a supercritical CO2 Brayton cycle are analyzed thermally and exergetically
because of their high efficiency and compact size, with the aim to contribute to mitigating the green house emissions
to the environment. These configurations are integrated with a concentration solar power system as a heat source. The
model of the four different configurations is solved using the commercial software EES, where a prediction of the
performance of the power plant is obtained. Also, an optimization of the four different configurations is presented. The
optimization is developed using a multiobjective genetic algorithm with the aim to find the optimal values of the
performance parameters that produce the highest possible efficiencies. Results show that the supercritical CO2 Brayton
cycles based in solar energy are an alternative for the production of electricity.
Keywords: CO2 Brayton cycles, Supercritical cycle, Concentrated solar power, Optimization.
Nomenclatura
e Exergía específica (kJ/kg)
s Entropía específica (kJ/kg K)
h Entalpía específica (kJ/kg)
T Temperatura (°C, K)
P Presión (kPa, MPa)
�̇� Potencia (kW)
�̇� Tasa de calor (kW)
�̇�𝑑 Tasa de destrucción de exergía (kW)
�̇�𝑙𝑜𝑠𝑠 Tasa de pérdidas de exergía (kW)
SR Fracción de división del flujo másico
TIT Temperatura de entrada turbina (°C, K)
Letras griegas
𝛼 Absortancia del receptor solar
𝛿 Ángulo de cono del sol
휀 Emitancia térmica del receptor
𝜉 Efectividad del intercambiador de calor
𝜂 Eficiencia
𝜓 Máximo trabajo útil disponible
Subíndices
h Calentador
rh Recalentador
ISSN 2448-5551 T 209 Derechos Reservados © 2021, SOMIM
MEMORIAS DEL XXVII CONGRESO INTERNACIONAL ANUAL DE LA SOMIM 22 al 24 DE SEPTIEMBRE DE 2021 PACHUCA, HIDALGO, MÉXICO
1. Introducción
Actualmente existe una demanda energética cada vez
mayor debido al rápido crecimiento de la población a
nivel mundial. Para satisfacer ésta demanda, la industria
energética depende en gran medida de los combustibles
fósiles que, a pesar de ser una buena fuente de energía,
son cada vez menos viables debido a dos grandes
desventajas; la primera es la disponibilidad limitada de
los mismos al ser fuentes no renovables, y la segunda, es
que su quema representa la principal causa de emisiones
de gases de efecto invernadero a la atmósfera [1]. Debido
a esto, es importante estudiar y desarrollar posibles
tecnologías alternativas que permitan expandir el abanico
de opciones con un impacto ambiental cada vez menor.
Una de las tecnologías más prometedoras para
lograrlo es la energía termosolar concentrada del tipo
torre receptora con campo heliostático. Esto es debido a
las altas temperaturas que es capaz de alcanzar con costos
relativamente bajos [1]. Este tipo de sistemas se
componen de dos partes principales: el bloque solar, que
incluye el campo heliostático y la torre receptora, y el
bloque de potencia, que incluye toda la turbomaquinaria
necesaria.
Para el bloque de potencia de estos sistemas, el empleo
de ciclos Brayton con CO2 supercrítico como fluido de
trabajo resulta una opción prometedora ya que, en
comparación con ciclos convencionales, como los ciclos
Rankine, presentan una gran variedad de ventajas, tales
como altas eficiencias a altas temperaturas, tamaño
compacto y de menor complejidad (ver Figura 1), menor
costo capital, y no es tóxico ni inflamable [2, 3].
Los cambios de fase de cualquier sustancia pueden ser
observados en su diagrama T-v (ver Figura 2 y Figura 3),
donde del lado izquierdo del domo de vapor, dicha
sustancia se encuentra en fase líquida, del lado derecho
se encuentra en fase gaseosa y dentro de la campana se
encuentra coexistiendo en ambas fases al mismo tiempo.
Este comportamiento se observa hasta una cierta
temperatura y presión donde las líneas de líquido y vapor
saturado se unen. Éste es el punto crítico, donde por
encima de él las fases líquida y gaseosa ya no coexisten.
Cualquier sustancia que se encuentre por encima de dicho
punto se dice que está en estado supercrítico. En el caso
del CO2, su punto crítico se encuentra a una temperatura
de 30.98 °C y una presión de 7.38 MPa.
En la década de 1960, Feher fue el primero en
presentar avances importantes con ciclos de CO2 al
encontrar que bajo condiciones ideales, es posible
alcanzar eficiencias térmicas cercanas al 55% [7]. Sin
embargo, en décadas posteriores, el interés por continuar
el estudio de éstos fue mínimo. En 2004, gracias al
trabajo de Dostál acerca del uso de ciclos Brayton con
CO2 en aplicaciones nucleares, la comunidad científica
volvió a prestar atención a este tipo de tecnología al
reconocer el gran potencial que ofrecía [8].
Figura 1 – Comparación del tamaño de turbinas para distintos
fluidos de trabajo [4].
Figura 2 – Diagrama T-v para una sustancia cualquiera [5].
Figura 3 – Región supercrítica del CO2 [6].
En años recientes se han estudiado distintos tipos de
fuentes de calor para los ciclos de CO2, tal como lo
hicieron Turchi et al. [9], quienes encontraron que la
combinación de un concentrador de energía solar con este
tipo de ciclos puede ofrecer eficiencias mayores que
aquellas que se pueden alcanzar con ciclos Rankine de
vapor sobrecalentado o supercrítico. Este trabajo fue
extendido por Vazquez-Padilla et al. [10], donde además
de realizar un análisis energético de varias
configuraciones de ciclos Brayton integrados a un
receptor solar, realizaron también un análisis exergético
de las mismas.
En 2017, otra importante aportación fue realizada por
Wang et al. [11], al realizar un estudio termodinámico de
un ciclo híbrido de CO2 en cascada, el cual además de
utilizar un receptor solar como fuente de calor, compenza
la intermitencia intrínseca del mismo mediante un
quemador de biomasa. Uno de los trabajos más recientes
ISSN 2448-5551 T 210 Derechos Reservados © 2021, SOMIM
MEMORIAS DEL XXVII CONGRESO INTERNACIONAL ANUAL DE LA SOMIM 22 al 24 DE SEPTIEMBRE DE 2021 PACHUCA, HIDALGO, MÉXICO
al respecto es el publicado en 2020 por Trevisan et al.
[12] acerca de un estudio termoeconómico para un ciclo
de CO2 con almacenamiento de energía.
2. Configuraciones bajo análisis
En el presente trabajo se propone analizar cuatro
configuraciones distintas para un ciclo Brayton con CO2
supercrítico, mismas que están basadas en las
configuraciones propuestas por Vazquez-Padilla et al.
[10]. En todas las configuraciones se sustituye la fuente
de calor, la cuál convencionalmente es una cámara de
combustión, por una torre solar receptora.
Configuración 1: Ciclo simple (CS)
El CS se muestra en la Figura 4 y consiste en la forma
más básica de un ciclo Brayton convencional,
incorporando un recuperador de calor. El fluido de
trabajo ingresa a alta temperatura y presión en una
primera turbina (T1), donde se expande hasta llegar a una
presión intermedia, para después ser dirigido hacia un
recalentador y posteriormente ingresar a una segunda
turbina (T2) donde nuevamente se expande para llegar a
una presión baja. La corriente resultante es aprovechada
en un recuperador de calor (HTR, High Temperature
Recuperator) para precalentar la corriente que ingresa al
receptor solar. Ésta corriente, después de pasar a través
del HTR ingresa al enfriador (E) y posteriormente
aumenta su presión en el compresor (C1).
Configuración 2: Ciclo con recompresión (CR)
El CR se muestra en la Figura 5 y a diferencia del CS, en
ésta configuración se utiliza un HTR un y LTR (Low
Temperatue Recuperator). La corriente que sale del LTR
se divide en dos corrientes; una de ellas es enfriada para
entrar en el compresor principal (C1), mientras que la
otra es enviada directamente a un segundo compresor
(C2). La corriente que sale del compresor principal es
precalentada en el LTR y posteriormente mezclada con
la corriente proveniente del compresor secundario antes
de ingresar al HTR y precalentarse para volver al receptor
solar.
Configuración 3: Ciclo con enfriamiento parcial
(CEP)
El CEP se muestra en la Figura 4. En esta configuración,
la corriente resultante del LTR ingresa completa al
enfriador (E) y posteriormente al compresor principal
(C1). Al salir de ésta etapa, una fracción de la corriente
es dirigida a un enfriador intermedio (IE) antes de ser
recomprimida en el compresor (C2) y enviada al LTR. El
resto de la corriente continúa su camino a un tercer
compresor (C3) para después mezclarse de nuevo con la
fracción extraída anteriormente antes de ingresar al HTR.
Configuración 4: Ciclo con recompresión y
enfriamiento parcial en la etapa de compresión
principal (CREP)
El CREP se muestra en la Figura 7. Funciona de forma
similar que el ciclo con recompresión, con la diferencia
de que se agrega una etapa de enfriamiento intermedio
(IE) en el proceso de compresión principal.
Figura 4 – Ciclo simple (CS) [10].
Figura 5 – Ciclo con recompresión (CR) [10].
Figura 6 – Ciclo con enfriamiento parcial (CEP) [10].
Figura 7 – Ciclo con recompresión y enfriamiento parcial (CREP)
[10].
ISSN 2448-5551 T 211 Derechos Reservados © 2021, SOMIM
MEMORIAS DEL XXVII CONGRESO INTERNACIONAL ANUAL DE LA SOMIM 22 al 24 DE SEPTIEMBRE DE 2021 PACHUCA, HIDALGO, MÉXICO
3. Condiciones de operación
Los parámetros de entrada principales de las
configuraciones se muestran en la Tabla 1. Además, en la
Tabla 2 se presentan los parámetros de entrada para el
análisis del receptor solar y los datos de referencia del
medio ambiente necesarios para los balances de exergía.
Tabla 1 – Parámetros de entrada principales [13, 14].
Parámetros Valor
Eficiencia de la turbina, 𝜂𝑡𝑢𝑟𝑏𝑖𝑛𝑎 93 %
Eficiencia del compresor, 𝜂𝑐𝑜𝑚𝑝𝑟𝑒𝑠𝑜𝑟 89 %
Efectividad de intercambiadores, 𝜉 95 %
Presión máxima, Pmax 25 MPa
Presión intermedia, Pint 16.19 MPa
Presión mínima, Pmin 7.38 MPa
Temperatura de entrada a la turbina, TIT
500 - 800 °C
Tabla 2 – Parámetros de entrada del modelo exergético [10, 15].
Parámetros Valor
Absortancia, 𝛼 0.95
Emitancia térmica, 휀 0.85
Factor de vista radiativa, Fview 1
Factor de pérdida de calor por convección, fconv
1
Coeficiente convectivo de transferencia de calor, hconv
10 W/m2K
Eficiencia anual del campo heliostático, 𝜂𝑓𝑖𝑒𝑙𝑑
0.6
Relación de concentración, C 900
Temperatura solar equivalente, Ts 5800 K
Ángulo de cono del sol, 𝛿 0.005 rad
Temperatura de referencia, T0 25 °C
Aproximación de la temperatura del receptor solar, Δ𝑇𝑅
150 °C
4. Metodología
4.1. Modelo por primera ley (térmico)
Para analizar de forma adecuada las configuraciones
propuestas, es necesario desarrollar un estudio
termodinámico usando los balances de masa y energía,
además de las eficiencias térmicas y eficiencias
isentrópicas de los compresores y turbinas. Con la
finalidad de simplificar el modelo, se consideran las
siguientes suposiciones:
• Los cambios en la energía cinética y potencial
son despreciables.
• Todos los procesos de expansión y compresión
son adiabáticos.
• Todos los componentes del ciclos operan en
condiciones de estado estacionario.
• Todos los componentes del ciclo están bien
aislados.
• Las pérdidas de presión en tuberías y en los
intercambiadores de calor son despreciables.
El balance de masa para cada uno de los componentes del
ciclo se obtiene como
(1)
El balance de energía para cada uno de los componentes
del ciclo se obtiene como
(2)
La eficiencia isentrópica de los compresores se obtiene
como
(3)
y la eficiencia isentrópica de las turbinas se obtiene como
(4)
las cuales relacionan el comportamiento ideal o
isentrópico del dispositivo, con su comportamiento real.
La eficiencia térmica del ciclo de potencia se obtiene
como
(5)
donde el trabajo neto del ciclo es la diferencia entre el
trabajo producido por las turbinas y aquel requerido por
los compresores, y el calor neto añadido al sistema es la
suma del calor suministrado en el calentador y en el
recalentador.
4.2. Modelo por segunda ley (exergético)
Debido a que la eficiencia térmica de un ciclo de potencia
no es sufiencinte para asegurar el buen desempeño de una
ciclo de potencia, ya que no contempla la cantidad real
de energía que se está aprovechando, es necesario usar
una eficiencia y un modelo exergético. El balance de
( ) ( ) 0i i o o
i o
Q W m h m h− + + =
0i o
i o
m m− =
,
,
isentrópico o isentrópico i
c
real o real i
W h h
W h h
−= =
−
,
,
i o realrealt
isentrópico i o isentrópico
h hW
W h h
−= =
−
, ,net t net c
Térmica
h rh
W W
Q Q
−=
+
ISSN 2448-5551 T 212 Derechos Reservados © 2021, SOMIM
MEMORIAS DEL XXVII CONGRESO INTERNACIONAL ANUAL DE LA SOMIM 22 al 24 DE SEPTIEMBRE DE 2021 PACHUCA, HIDALGO, MÉXICO
exergía para cada uno de los componentes del ciclo se
obtiene como
(6)
Donde:
(7)
(8)
Ya que todas las configuraciones están integradas con
un receptor solar, es necesario determinar la exergía
proveniente de la radiación solar que entra en el receptor,
la cual puede ser aproximada como
(9)
donde
(10)
(11)
Aquí, 𝜂𝑡ℎ es la eficiencia térmica del receptor solar y
𝜂𝑓𝑖𝑒𝑙𝑑 es la eficiencia del campo heliostático
considerando las pérdidas más comunes como aquellas
ocasionadas por reflectancia (ver Tabla 2) [15]. Por otro
lado, 𝜓 representa el máximo trabajo útil adimensional
disponible proveniente de la radiación solar [16],
mientras que EDNI representa el valor de la radiación
normal directa [17]. Para poder calcular las pérdidas de calor en el receptor
solar, es importante aproximar el valor de la temperatura
de la superficie de este, tal como
(12)
donde TR es una aproximación de la temperatura del
mimo (ver Tabla 2). La temperatura de entrada en el
compresor principal es establecida como
(13)
donde ITD es la diferencia inicial de temperaturas, cuyos
valores típicamente varían entre 14 y 33.3 °C; sin
embargo, para este análisis se considera un valor de 20
°C [18, 19].
La eficiencia exergética del ciclo de potencia se obtiene
como
(14)
donde ahora los trabajos y calores están definidos en
términos de exergía.
Para poder visualizar mejor el funcionamiento de cada
uno de los componentes del ciclo, es importante evaluar
las pérdidas de exergía existentes, las cuales están
asociadas con la transferencia de calor entre un
dispositivo y el medio ambiente. Por otra parte, la
destrucción de exergía está asociada con las
irreversibilidades internas de los dispositivos.
Para el receptor solar, dichas cantidades pueden ser
calculadas como:
(15)
(16)
Para el campo heliostático, las pérdidas de exergía
son:
(17)
En el caso de los enfriadores, se considera utilizar
enfriamiento seco, debido a que generalmente las plantas
de energía termosolar son instaladas en regiones muy
áridas. Durante el proceso de transferencia de calor que
ocurre en estos dispositivos, existe un aumento en la
exergía del aire, mismo que puede expresarse como
(18)
Entonces, la destrucción de exergía para los
enfriadores se define como
(19)
Las pérdidas de exergía para la turbomaquinaria
(turbinas y compresores), así como para los
recuperadores de calor, se define como
(20)
(21)
0qj cv i i o o d losses
j i o
E W m e m e E E− + − − − =
01qj j
j
TE Q
T
= −
0 0 0( )e h h T s s= − − −
( )h rhi
th f
Q QE
+=
1/4 40 04 11 (1 cos ) ( )
3 3s s
T T
T T = − − +
4
0( )view R conv conv Rth
field DNI
F T f h T T
E C
+ −= −
R RT TIT T= +
, ,net turbinas net compresores
Exergética
i
W W
E
−=
0, ( )( 1)(1 )losses rec h rh
th R
TE Q Q
T
= + − −
2 2, , ( ) ( )d rec input field losses rec CO i o h CO i o rhE E E m e e m e e= − + − + −
,
( )(1 )h rh
losses field field
th
Q QE
=
+−
, [( ) ( )]g aire aire o i o o i aireE m h h T s s= − − −
2 2, ,( )d cooler CO i o CO g aireE m E E E= − −
, 0i compresorT T ITD= +
2, ( )d turbina CO i o tE m e e W= − −
2, ( )d compresor c CO o iE W m e e= − −
ISSN 2448-5551 T 213 Derechos Reservados © 2021, SOMIM
MEMORIAS DEL XXVII CONGRESO INTERNACIONAL ANUAL DE LA SOMIM 22 al 24 DE SEPTIEMBRE DE 2021 PACHUCA, HIDALGO, MÉXICO
(22)
4.3. Algoritmo de optimización
Utilizando las ecuaciones (5) y (14) mostradas
anteriormente, es posible encontrar el valor de la
eficiencia térmica y exergética para cada una de las
configuraciones. Con la finalidad de lograr un estudio
más detallado, es importante estudiar la influencia que
tienen algunos parámetros en el rendimiento
termodinámico del ciclo, tratando de identificar aquellos
valores óptimos que permitan maximizar estas
eficiencias.
Existen diversos métodos matemáticos que permiten
realizar una optimización multivariable, a continuación,
se enlistan algunos de los más populares: • Método de las direcciones conjugadas.
• Método de la métrica variable.
• Método Nelder-Mead Simplex.
• Algoritmos directos.
• Algoritmos genéticos.
De entre todos ellos, probablemente el método más
utilizado en la literatura para resolver problemas de
maximización y minimización global, son los algoritmos
genéticos, debido principalmente a que son robustos,
además de que se adaptan bien a problemas de con
restricciones. Estos algoritmos consisten en imitar un
proceso de evolución biológica, generando una población
inicial aleatoria a partir de las variables de diseño
propuestas, la cual es conocida como primera generación.
Dicha población después se somete a una evaluación
contra una función de adaptación, donde se seleccionan a
los individuos más aptos para avanzar a la próxima
generación, mientras que el resto es sometido a una serie
de mutaciones y cruzamientos. Este proceso se mantiene
hasta que se cumple con un criterio de paro, tal como se
puede ver en la Figura 8.
Para llevar a cabo la optimización, se plantea como
función objetivo la maximización de la eficiencia
exergética, tal como
Maximizar 𝜂𝐸𝑥𝑒𝑟𝑔é𝑡𝑖𝑐𝑎(𝑇𝐼𝑇, 𝑃𝑖𝑛𝑡, 𝑆𝑅) (23)
sujeto a tres variables libres asignadas con los límites
definidos en la Tabla 3.
Tabla 3 – Rangos de las variables de diseño [16].
Parámetros Límites
Temperatura de entrada a la turbina, TIT
500 – 800 °C
Presión intermedia de operación, Pint 16 – 21.5 MPa
Fracción de división del flujo másico, SR
0.5865 – 0.8606
s mu ncia térmica de las cuatro configuraciones
incrementa de forma monótona, siguiendo un patrón casi
lineal conforme aumenta la temperatura, mientras que en
el caso de la eficiencia exergética esto no ocurre, ya que
presenta una curva acampanada que alcanza un valor
máximo en valores intermedios del rango de la TIT
debido al efecto de la exergía en los principales
componentes de ciclo, tales como el receptor solar.
Al encontrar los valores óptimos de SR y Pint para
todas las configuraciones, se observa que tanto la
eficiencia térmica como la exergética aumenta en todos
los casos, de manera que no es necesario utilizar
temperaturas de entrada excesivamente altas para lograr
un buen desempeño, lo cual por supuesto se traduce en
costos más bajos para los dispositivos de la planta.
Además de esto, también se observa que, utilizando los
valores óptimos encontrados, el ciclo con enfriamiento
parcial supera drásticamente en cuanto a sus eficiencias
al ciclo con recompresión y enfriamiento parcial
Finalmente, con estos resultados teóricos se corrobora
que los ciclos Brayton de CO2 en conjunto con los
sistemas de energía termosolar son una excelente
tecnología alternativa para la producción de potencia
debido a las muchas ventajas que presentan en
comparación con otros ciclos
Figura 8 – Diagrama de flujo para el algoritmo genético.
Las restricciones usadas para el modelo son los
balances de masa (Ecuación (1)), de energía (Ecuación
(2)) y de exergía (Ecuación (6)).
El tamaño de la población inicial usualmente se
recomienda de 50 individuos cuando se tienen hasta
cinco variables de diseño involucradas [22, 23]. Así
mismo, es común que entre el 1-5 % de los individuos
más aptos avancen a la siguiente generación sin cambios.
Para el presente trabajo, el tamaño de esta élite será del 5
%, mientras que el 95 % restante de la población será
sometida al proceso evolutivo; 80 % para el cruzamiento
y 15 % para las mutaciones.
La solución matemática del modelo termodinámico y
exergético para todas las configuraciones se obtiene con
un código generado en el software Engineering Equation
Solver V9.944-3D (EES®). El desarrollo del simulador
permite caracterizar el ciclo en diferentes condiciones
operativas, en donde se puede tener una análisis de
sensibilidad de variables termodinámicas en cada uno de
los estados para conocer las de mayor impacto a la
eficiencia global. Aunado a lo anterior, se puede predecir
su comportamiento para distintas configuraciones.
5. Resultados
La Tabla 4 muestra los resultados de la optimización
de la Equación (23), sujeto a las variables descritas en la
Tabla 3, para cada uno de los cuatro ciclos bajo análisis.
Se puede observar que el ciclo que presenta la mayor
2 2, ( ) ( )d TR CO i o hot CO o i coldE m e e m e e= − − −
ISSN 2448-5551 T 214 Derechos Reservados © 2021, SOMIM
MEMORIAS DEL XXVII CONGRESO INTERNACIONAL ANUAL DE LA SOMIM 22 al 24 DE SEPTIEMBRE DE 2021 PACHUCA, HIDALGO, MÉXICO
eficiencia exergética es el CEP (Caso 3) y el ciclo que
presenta la menor eficiencia exergética es el CS (Caso 1).
Se observa también que las presiones presiones
intemedias de operación son casi las mismas para las
cuatro configuraciones.
Así mismo, con la finalidad de poder comparar todas
las configuraciones, se presentan las gráficas de las
eficiencias térmicas y exergéticas en función de la TIT.
La Figura 8 muestra el comportamiento de las eficiencias
utilizando valores para SR y Pint de 0.71 (0.59 para el
ciclo con enfriamiento parcial) y 16.19 MPa
respectivamente. Éstos resultados son los obtenidos por
Vazquez-Padilla et al. [10].
Tabla 4 – Resultados de la optimización
Ciclo TITopt Pint,opt SRopt 𝜼𝑬𝒙,𝒎𝒂𝒙
Simple 712.8 °C 16 MPa NA 21.12 %
Recompresión 724.3 °C 16 MPa 0.5865 24.31 %
Enfriamiento parcial 618.55 °C 16.76 MPa 0.8606 28.77%
Recompresión con
enfriamiento parcial
655.75 °C 16 MPa 0.5865 27.9 %
(a)
(b)
Figura 8 – Eficiencias de las cuatro configuraciones: (a) Eficiencia
térmica y (b) Eficiencia exergética, obtenidas por Vazquez-Padilla
et al. [10]. Por otra parte, la Figura 9 presenta los resultados
obtenidos en el presente trabajo al dejar constantes en el
valor óptimo las variables de Pin y SR, y variando TIT.
Se puede observar que las eficiencias térmicas y
exergéticas que se obtienen son mayores que aquellas
obtenidas por Vazquez-Padilla et al. Los resultados
muestran que la eficiencia térmica de las cuatro
configuraciones incrementa de forma monótona,
siguiendo un patrón casi lineal conforme aumenta la
temperatura de entrada a la turbina (TIT), mientras que
en el caso de la eficiencia exergética esto no ocurre, ya
que presenta una curva acampanada que alcanza un valor
máximo en valores intermedios del rango de la TIT
debido al efecto de la exergía en los principales
componentes de ciclo, tales como el receptor solar. Al
encontrar los valores óptimos de la TIT, SR y Pint para
todas las configuraciones, se observa que tanto la
eficiencia térmica como la eficiencia exergética
aumentan en todos los casos, pudiendo alcanzar un mejor
desempeño con temperaturas de entrada más bajas, lo
cual por supuesto se traduce en costos de operación
menores para la planta. Además de esto, también se
observa que, utilizando los valores óptimos encontrados,
el ciclo con enfriamiento parcial, CEP (Caso 3) supera a
los demás ciclos tanto en su eficiencia térmica como en
su eficiencia exergética, teniendo incluso un mejor
desempeño que el ciclo con recompresión y enfriamiento
parcial, el cual antes de la optimización era el más alto.
(a)
(b)
Figura 9 – Eficiencias de las cuatro configuraciones: (a) Eficiencia
térmica y (b) Eficiencia exergética, obtenidas en el presente
trabajo.
ISSN 2448-5551 T 215 Derechos Reservados © 2021, SOMIM
MEMORIAS DEL XXVII CONGRESO INTERNACIONAL ANUAL DE LA SOMIM 22 al 24 DE SEPTIEMBRE DE 2021 PACHUCA, HIDALGO, MÉXICO
6. Conclusiones
En el presente trabajo se presentó la optimización por
segunda ley de cuatro differentes configuraciones de
ciclo Brayton de CO2 supercrítico con una torre solar
como medio de suministro de calor.
Con los resultados obtenidos se corrobora que los
ciclos Brayton de CO2 en conjunto con los sistemas de
energía termosolar son una excelente tecnología
alternativa para la producción de potencia debido a las
altas eficiencias que es posible alcanzar con temperaturas
que van desde los 500 K, además de muchas otras
ventajas que presentan en comparación con otros ciclos.
Sin embargo, también resulta importante considerar que
el hecho de sustituir la cámara de combustión de un ciclo
Brayton únicamente por un receptor solar, puede implicar
también desventajas importantes, principalmente debido
a que el recurso solar fluctúa demasiado dependiendo del
estado meteorológico, por lo cual una buena solución
sería integrar estas tecnologías solares con otro tipo de
fuentes que permitan compensar estas fluctuaciones,
como lo podría ser la biomasa o las fuentes geotérmicas.
REFERENCIAS
[1] Y. Tian, C.-Y. Zhao, A review of solar collectors and
thermal energy storage in solar thermal applications,
Applied Energy, 104:538-553, 2013.
[2] C. Turchi, Z. Ma, J. Dyreby, Supercritical CO2 for
application in concentrating solar power systems, In:
Proceedings of supercritical CO2 power cycle
symposium, 2009.
[3] ASHRAE. ASHRAE 15-2013, ASHRAE; 2013.
[4] J. Dufour, CO2 supercrítico: El fluido del futuro para
la generación de electricidad en las plantas
termosolares actuales, Energía y Sostenibilidad, 2016.
[5] T. L. Bergman, F. P. Incropera, D. P. DeWitt, A. S.
Lavine, Fundamentals of heat and mass transfer,
Wiley, 2011.
[6] K. Brun, P. Friedman, R. Dennis, Fundamentals and
applications of supercritical carbon dioxide (sCO2)
based power cycles, Woodhead, 2017.
[7] E. G. Feher, The supercritical thermodynamic power
cycle, Energy Conversion, 8(2):85-90, 1968.
[8] V. Dostál, A supercritical carbon dioxide cycle for next
generation nuclear reactors, Ph.D. thesis,
Massachusetts Institute of Technology, 2004.
[9] C. Turchi, Z. Ma, T. Neises, M. J. Wagner,
Thermodynamic study of advanced supercritical
carbon dioxide power cycles for concentrating solar
power systems, Solar Energy, 135(4):041007, 2013
[10] R. V. Padilla, R. Benito, W. Stein, Y. C. S. Too,
Exergetic analysis of supercritical CO2 Brayton cycles
integrated with solar central receivers, Applied
Energy, 148:348-65, 2015.
[11] X. Wang, Q. Liu, Z. Bai, J. Lei, H. Jin,
Thermodynamic Analysis of the Cascaded
Supercritical CO2 Cycle Integrated with Solar and
Biomass Energy, Energy Procedia, 105:445-452, 2017.
[12] S. Trevisan, R. Guédez, B. Laumert, Thermo-
economic optimization of an air driven supercritical
CO2 Brayton power cycle for concentrating solar
power plant with packed bed thermal energy storage,
Solar Energy, 211:1373-1391, 2020.
[13] M. Kulhanek, V. Dostal, Thermodynamic analysis
and comparison of supercritical carbon dioxide cycles,
In: Supercritical CO2 Power Cycle Symposium, 2011.
[14] J. J. Dyreby, S. A. Klein, G. F. Nellis, D. T. Reindl,
Modeling off-design and part-load performance of
supercritical carbon dioxide power cycles, Proc.
ASME Turbo Expo 8. https://doi.org/10.1115/GT2013-
95824, 2013.
[15] C. K. Ho, B. D. Iverson, Review of high-temperature
central receiver designs for concentrating solar power,
Renew Sustain Energy Rev, 29:835-46, 2014.
[16] J. Parrott, Theoretical upper limit to the conversion
efficiency of solar energy, Sol Energy, 21(3):227-9,
1978.
[17] National Renewable Energy Laboratoty (NREL),
Solar advisormodel CSP reference manual for version
3.0, July 2009.
[18] B. Kelly, Nexant parabolic trough solar power plant
systems analysis, task 2: comparison of wet and dry
rankine cycle heat rejection, Tech. rep., NREL/SR550-
40163, National Renewable Energy Laboratory
(NREL), 2006.
[19] K. Wilber, K. Zammit, Development of procurement
guidelines for air-cooled condensers, In: Advanced
cooling strategies/technology conference, Sacramento,
CA, USA, 2005.
[20] M. J. Moran, H. N. Shapiro, D. D. Boettner, M. B.
Bailey, Fundamentals of engineering thermodynamics,
7th ed., Wiley, 2011.
[21] J. S. Arora, Introduction to optimum design, 3rd ed.,
Elseiver, 2012.
[22] M. Saeed, M. Kim, Analysis of a recompression
supercritical carbon dioxide power cycle with an
integrated turbine design/optimization algorithm,
Energy, 165, 93-111, 2018.
[23] K. Alawadhi, A. Alfalah, B. Bader, Y. Alhouli, A.
Murad, An Optimization Study to Evaluate the Impact
of the Supercritical CO2 Brayton Cycle’s Components
on Its Overall Performance, Applied Sciencies, 11,
2389, 2021.
ISSN 2448-5551 T 216 Derechos Reservados © 2021, SOMIM
Top Related