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3 Diseño de la planta

El funcionamiento de las plantas termosolares de colectores cilindro parabólicos depende en gran medida del fluido calorífero que se utilice en el campo solar, ya que no solo condiciona el rango de temperaturas de trabajo, sino que determina otros aspectos de ingeniería, tales como el rendimiento de la planta o la selección de materiales. Por esta razón, tiene gran importancia un análisis comparativo entre la generación directa de vapor en colectores cilindro parabólicos y la opción de emplear aceite en el campo solar.

Como fluidos de trabajo, para el estudio comparativo, se van a considerar, por tanto, dos opciones: agua-vapor, aceite. El estudio se centrará en una planta termosolar de 20 MWe, sin caldera auxiliar ni almacenamiento térmico, con el fin de fijar un diseño adecuado en el que ambas tecnologías puedan ser comparadas en condiciones similares. Además, se considera que la planta de referencia está ubicada en Sevilla, mientras que el análisis va a ser instantáneo.

Por último, es importante decir que el análisis que se va a realizar va a hacerse desde un punto de vista meramente térmico y económico. Sin embargo, el análisis comparativo es un proceso mucho más complejo, en el cual se tienen que tener en cuenta otros factores, como el control del campo solar en operación diaria, frente a transitorios en la irradiancia solar y durante los procesos de arranque - parada de la planta, la viabilidad de poner un sistema de almacenamiento térmico que se adapte a dicha tecnología, el comportamiento de los materiales en contacto con el fluido de trabajo, en aspectos tales como la corrosión y la durabilidad, etc.

3.1 Uso de aceite – agua/vapor en el campo solar

Existen diversos tipos de aceite que se pueden emplear en el campo solar y la elección de uno u otro se hace en función de la temperatura máxima de trabajo que se desea. Así, por ejemplo, para una temperatura máxima de 300 ºC, se suele elegir el Caloría HT-43 y el Solutia – Therminol 55, que son aceites con buenas propiedades térmicas y precio bastante asequible.

Para temperaturas de hasta 400 ºC se suele utilizar el Therminol VP-1. Este aceite sintético trabaja bien a 400 ºC, aunque tiene el problema de que su punto de congelación igual a 12 ºC, lo que obliga a mantener todo el circuito de aceite, de forma permanente, a una temperatura superior a este valor. Para ello se utiliza un sistema de calentamiento auxiliar, en forma de caldera fósil, o bien en forma de traceado eléctrico (disposición de resistencias eléctricas exteriores a las tuberías del circuito de aceite), que mantenga la temperatura por encima de dicho valor durante la noche y en días nublados cuando la temperatura ambiente es baja. No suele ser un problema crítico, ya que la energía auxiliar necesaria para mantener la temperatura del aceite por encima del punto de congelación es baja.

No obstante, si se quiere obviar el problema de la congelación, existen aceites que permiten trabajar a temperaturas del orden de 400 ºC y no tienen un punto de congelación tan alto. Por ejemplo, el punto de congelación del Syltherm-800 es -40 ºC, aunque este dato no es del todo representativo ya que, en una temperatura determinada, el Syltherm es más viscoso que el Therminol, y puede que antes de llegar a -40 ºC que sea inviable su uso por un aumento excesivo de su viscosidad.

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Otro problema de este aceite es su precio, tres veces superior, aproximadamente, al Therminol VP-1. Por todo ello, para el presente trabajo, se ha optado la utilización del aceite Therminol VP-1. A continuación, se adjunta la tabla con las propiedades del Therminol VP-1 en función de la temperatura.

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Uno de los principales aspectos de ingeniería dentro de la tecnología del aceite es el desarrollo de un almacenamiento térmico fiable y eficiente. Son pocas, hasta el momento, las experiencias de sistemas de almacenamiento en campos de CCP con aceite como fluido de trabajo.

Una de las primeras experiencias fue la de la planta SEGS I, con tanques de almacenamiento de aceite que permitían un funcionamiento a plena carga de 2 horas y media. Esta primera experiencia no fue buena, ya que un incendio en dicho tanque dejó la planta fuera de servicio, y no ha vuelto a funcionar. Ninguna de las otras plantas SEGS utiliza este tipo de almacenamiento, por varias razones, tales como la inversión total, las exigencias de un tanque de gran tamaño y su poca flexibilidad comparado con un sistema auxiliar con caldera fósil. Únicamente la planta Nevada Solar One ha vuelto a aplicar este tipo de tecnología, con un tanque mucho menor (30 minutos de funcionamiento a plena carga).

Parece que la tendencia actual es la que se ha adoptado en la planta Andasol: almacenamiento indirecto en dos tanques de sales fundidas, uno frío y otro caliente. Desde el punto de vista del rendimiento, este sistema es menos eficiente porque incorpora un intercambiador de calor aceite-sales, pero desde el punto de vista de la seguridad y el control, parece mejor opción que la anterior.

En cuanto a proyectos de plantas termosolares de canales parabólicos con aceite como fluido calorífero, actualmente hay muchas iniciativas en marcha, como la planta Nevada Solar One, de Acciona, las plantas Solnova, de Abengoa, la central termosolar de Puertollano, de Iberdrola, la planta Andasol-1, etc. Todas ellas presentan un esquema similar: potencia de 50 MWe (excepto Nevada Solar One) con lazos de aproximadamente 600 metros. Andasol-1 es la única que posee un sistema de almacenamiento indirecto en dos tanques de sales, equivalente a 7 horas de funcionamiento a plena carga. En el presente estudio, como el análisis va a ser instantáneo y con el objetivo de simplificar la comparación, se ha considerado que la planta no va a tener almacenamiento térmico ni hibridación.

En cualquier caso, los aceites sintéticos presentan siempre el inconveniente de la temperatura límite (400 ºC) por encima de la cual se degradan. Hasta hace relativamente poco tiempo, esto no era un inconveniente, pues la superficie selectiva de los tubos no aguantaba temperaturas más altas. Como ya se ha visto, se están desarrollando componentes avanzados para los tubos que aguantan mayor temperatura y presión. En tal caso, el fluido de trabajo ya no puede ser aceite, sino sales fundidas o agua/vapor.

Como ya se ha visto, el uso de agua en el campo de colectores cilindro parabólicos implica trabajar a presiones altas. Parece que de momento esto no va a suponer un problema. En el proyecto DISS se habían probado con éxito juntas rotativas y tubos absorbedores trabajando con generación directa de vapor a presiones próximas a 100 bar. Incluso para temperaturas de trabajo más altas (que es la tendencia actual en este campo, puesto que las ventajas de la GDV a mayor temperatura son todavía mayores) parece que en breve estarán disponibles comercialmente tanto juntas rotativas como tubos absorbedores adecuados.

Con el fin de realizar un análisis de forma que las únicas penalizaciones procedieran del fluido de trabajo considerado, y no de los materiales de los componentes del campo solar, en el trabajo presente, se contempla la utilización del colector Eurotrough con los tubos absorbedores Schott y Solel, los cuales tienen unos límites operacionales de 515°C y 100bar aproximadamente. Con respecto a los anteriores, estos tubos presentan mejoras de la unión vidrio – metal y del recubrimiento

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selectivo del tubo de acero, y mayor estabilidad y resistencia del recubrimiento antirreflexión del tubo de vidrio.

3.2 Punto de diseño

Con el fin de realizar un adecuado dimensionado del campo solar respecto al ciclo

de potencia, y el análisis posterior, es necesario definir un punto de diseño, en el

cual, el funcionamiento del campo solar sea el nominal. Como punto de diseño y de

análisis, se toma el mediodía solar (12:00 hora solar) del día del solsticio de verano

(21 de junio) en la localidad de Sevilla (latitud 37,383, longitud -5,983). Los datos de

la temperatura y del valor mediano de la radiación global horizontal horaria se

obtienen por el programa de Radiación Solar de la Agencia Andaluza de la Energía.

Radiación global horizontal horaria: 953.7 Wh/m2

El primer paso para el cálculo de la radiación directa normal a partir de la global

horizontal, será el cálculo de irradiación solar extraterrestre horizontal horaria:

Donde:

Ics: Irradiancia solar extraterrestre

E0: Factor de corrección de la distancia tierra-sol

: declinación solar

: Latitud del lugar considerado (37,383)

i: ángulo horario

El valor de la irradiancia solar extraterrestre es una constante conocida:

El factor de corrección de la distancia tierra-sol se puede calcular con la expresión:

donde el ángulo , en radianes, se define como:

siendo n el día Juliano, definido como el número de orden del día de un año de 365

días, siendo n=1 para el 1 de Enero y n=365 para el 31 de Diciembre. En nuestro

caso n=172.

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La declinación se puede calcular mediante la aproximación propuesta por Bourges,

estimada para el período entre los años 1961-2000, pero que se puede seguir

utilizando sin error apreciable:

Seguidamente, se define el ángulo horario i en grados, como:

i = TSV 15

donde TSV es el tiempo solar verdadero, definido por:

Los términos que aparecen en esta ecuación son:

TO: Tiempo oficial (12)

AO: El adelanto oficial (horario verano e invierno)

: Longitud de la localización considerada (-5,983)

s: Longitud del meridiano de referencia (meridiano 0º o de Greenwich, en nuestro

caso)

Et: Ecuación del tiempo (necesario para corregir la no uniformidad del día solar)

La ecuación del tiempo se puede aproximar por la fórmula de Spencer:

Realizando todos los cálculos se obtiene el valor de la irradiación extraterrestre

horizontal horaria H0,h=1280,77 W/m2

Una vez calculada la irradiación extraterrestre horaria horizontal, se obtiene el índice

de claridad, definido como:

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Es decir, se evalúa el cociente entre la irradiación global horizontal medida y la

irradiación Extraterrestre horizontal.

Este valor Kt se utilizará como variable de entrada para la estimación del cociente Kd

entre el valor de la irradiación difusa horizontal y la irradiación global horizontal.

Aplicamos la correlación de Orgill-Hollands, que compara valores horarios, según las

ecuaciones:

Si

Si

Si

A partir de estas fórmulas, obtenemos el valor de Kd=0,2069, a partir del cual

calculamos la radiación difusa horizontal horaria:

La radiación directa horizontal horaria se obtiene como la diferencia entre la global

horizontal y la difusa calculada anteriormente:

Finalmente, obtenemos la radiación directa normal horaria dividiendo por el coseno

del ángulo cenital z:

siendo

Para el cálculo del ángulo de incidencia se considera una orientación N-S de los

CCPs, con su eje de giro en posición horizontal. Esta orientación es la aconsejable

para plantas ubicadas en España ya que, aunque existe una diferencia más acusada

entre la energía colectada en invierno y en verano, el total de energía en un año es

mayor que en el caso de orientación E-W.

El ángulo de incidencia se calcula a partir de la ecuación:

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Una vez conocido el ángulo de incidencia, se puede calcular la inclinación β

mediante la expresión:

En la tabla siguiente se han recogido los valores que se van a utilizar para el análisis

en el punto de diseño.

Parámetros en el punto de diseño (Sevilla)

Irradiancia directa normal(W/m2)

Longitud -5,983

Latitud 37,383

Ángulo cenital (°) 13,9517

Temperatura ambiente (ºC) 25

Ángulo de incidencia (°) 13,939

Un parámetro importante asociado al punto de diseño es el múltiplo solar, definido como la potencia térmica que es capaz de suministrar el campo solar en el punto de diseño entre la potencia térmica que precisa el ciclo de potencia para trabajar en condiciones nominales.

Se elige un múltiplo solar mayor que uno para conseguir que la turbina trabaje en condiciones estacionarias durante un intervalo de tiempo mayor que si se dimensionara el campo para dar la potencia térmica en un solo punto, el de diseño. Sin embargo, para plantas sin almacenamiento, este múltiplo solar no puede ser excesivo, ya que se desperdiciaría gran cantidad de energía. Este hecho, aunque haría trabajar el ciclo de potencia en condiciones estacionarias durante más tiempo, conduciría a un mayor coste de la electricidad producida. Las plantas termosolares que se van a comparar se diseñan para que, en ambas, el múltiplo solar en condiciones de diseño esté ligeramente mayor que uno. El número concreto en cada caso depende del ajuste que se pueda hacer con los caudales de los lazos, pero se intenta que sean lo más parecidos entre sí.

3.3 El colector Eurotrough

Como ya se ha dicho, en el presente trabajo se contempla la utilización del CCP

Eurotrough, debido tanto a sus altos límites de operación (515°C, 100bar) como a la

amplia información que le acompaña. A continuación se muestran sus parámetros

ópticos y geométricos.

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Parámetros ópticos del colector Eurotrough

Factor de interceptación 0,92

Reflectividad del espejo 0,92

Transmisividad del vidrio 0,945

Absortividad solar 0,94

Rendimiento óptico pico 0,75

Emisividad térmica 0.04795 + 0.0002331*T(ºC)

Parámetros geométricos del colector Eurotrough

Distancia focal (m) 1,71

Anchura de la parábola (m) 5,76

Longitud de cada módulo (m) 12,27

Longtitud de espejo de cada modulo (m) 11,9

Longtitud de colector (m) 100/150

Distancia entre brazos soporte/Longitud de cada unidad de tubo absorbedor (m)

4,06

Diámetro exterior del tubo absorbedor (mm) 70

Diámetro exterior de la cubierta de cristal (mm) 115

Espesor de la cubierta de cristal (mm) 2.5

Rugosidad interna de la tubería (μm) 50

Concentración geométrica 82:1

Estructura Espacial rectangular

El modificador del ángulo de incidencia viene dado por la ecuación:

Los coeficientes que definen las pérdidas térmicas globales del colector aparecen en

la siguiente ecuación:

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Donde ΔT es la diferencia de temperatura entre la del fluido de trabajo y el ambiente.

3.4 Estudio del bloque de potencia

Antes de dimensionar el campo solar, para cada una de las dos tecnologías, primero hay que definir los parámetros operacionales del bloque de potencia. El ciclo de potencia que se va a acoplar a cada uno de los dos campos solares va a ser un ciclo de Rankine convencional, destinado a la producción de energía eléctrica. La configuración general del ciclo dependerá de su tamaño, es decir, de la potencia eléctrica que produzca. En la tabla siguiente se muestran las características más comunes para ciclos de Rankine en función de la potencia eléctrica.

Potencia (MWe)

Nº de extracciones

Temperatura entrada

turbina (ºC)

Presión entrada

turbina (bar)

Rendimiento isentrópico

turbina

5 MWe 2 500 65 0,75

10 MWe 3 500 70 0,8

20 MWe 3 550 80 0,85

50 MWe 4 550 90 0,9

100 MWe 5 550 100 0,9

200 MWe 6 560 110 0,91

300 MWe 6 560 110 0,91

400 MWe 7 560 110 0,92

500 MWe 7 560 110 0,92

Como se ha dicho, la potencia térmica que se va a utilizar para realizar la comparación son 20 MWe. Según se observa en la tabla, para dicha potencia lo normal es que la temperatura del vapor a la entrada sea 550 ºC. Sin embargo, esta temperatura va a estar condicionada por las temperaturas máximas que puedan alcanzar los fluidos de trabajo en el campo solar. Suponiendo que, como se ha dicho, se utilizan tubos optimizados que pueden trabajar hasta 515 ºC, la temperatura máxima en el caso de GDV puede ser ligeramente mayor de 500 ºC. Cuando se utiliza aceite, dicha temperatura es bastante menor, ya que el aceite sintético no admite trabajar por encima de 400 ºC, y siempre hay que dejar cierto margen de seguridad, por lo que en general la temperatura máxima se limita a 393 ºC. Si además de esto se tiene en cuenta el intercambio de calor aceite-agua que se realiza en el generador de vapor, la temperatura de entrada a la turbina es 380 ºC aproximadamente.

Para la planta de 20 MWe considerada, el ciclo de Rankine elegido tiene 3 extracciones de turbina. Eso se debe a que en aplicaciones solares no sólo cuenta el rendimiento de la turbina, sino que también es importante el grado de precalentamiento que se consigue en el circuito de agua de condensado y agua de alimentación. Cuanto más precalentada está el agua, menor será el calor que hay que suministrar en el generador de vapor (en el caso de aceite) o directamente en el

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campo solar (en el caso de agua-vapor). Esto significa que, para una potencia eléctrica y un múltiplo solar determinado, el tamaño del campo puede reducirse, lo cual conduce a numerosas ventajas como la menor inercia y el mejor control, las menores pérdidas de carga, y sobre todo, los menores costes de inversión.

Respecto a la posible existencia de recalentamiento intermedio, el único caso en el que se puede considerar un recalentamiento es el caso del aceite, pues la temperatura de entrada a turbina es muy baja (380 ºC) para la presión que tiene el vapor a la entrada (80 bar), y sin recalentamiento la humedad a los últimos álabes de la turbina sería excesiva. Eso tendría como resultado la reducción de la vida útil de la misma. En el caso de GDV, la temperatura de entrada a turbina es la adecuada para la presión de trabajo y el ligero aumento del rendimiento del ciclo debido a la presencia de un recalentamiento no compensa la complejidad técnica de instalarlo.

Definida la configuración de cada uno de los ciclos de potencia, con sus inevitables diferencias debido a las diferentes tecnologías de los campos solares a los que están acoplados, ya es posible hacer un análisis de dichos ciclos, en condiciones nominales.

En la tabla siguiente se recogen los parámetros principales de cada bloque de potencia en condiciones nominales.

Therminol VP-1 Agua-Vapor

Temperatura de entrada a turbina (ºC) 380 510

Presión de entrada a turbina (bar) 80 81

Rendimiento isentrópico de la turbina 0,85 0,85

Rendimiento electro-mecánico del alternador 0,98 0,98

Presión de salida al recalentamiento 23,21 -

Pérdida de carga en la línea del recalentamiento intermedio (% respecto a presión de salida)

11,73% -

Presión de entrada a turbina desde el recalentamiento (bar)

20,49 -

Temperatura de entrada a turbina desde el recalentamiento (ºC)

380 -

Presión de salida de la primera extracción (bar) 23,21 26,96

Pérdida de carga en la línea de la primera extracción (% respecto a presión de salida)

3% 3%

Presión de salida de la segunda extracción (bar) 5,354 6,222

Pérdida de carga en la línea de la segunda extracción (% respecto a presión de salida)

4,7% 4,7%

Presión de salida de la tercera extracción (bar) 0,8152 0,873

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Pérdida de carga en la línea de la tercera extracción (% respecto a presión de salida)

3,5% 3,5%

Rendimiento isentrópico de la bomba de condensado

0,75 0,75

Rendimiento electro-mecánico del motor de la bomba de condensado

0,98 0,98

Rendimiento isentrópico de la bomba de alimentación

0,75 0,75

Rendimiento electro-mecánico del motor de la bomba de alimentación

0,98 0,98

Terminal Temperature Difference (ºC) del cambiador de superficie del agua de condensado

1,5 1,5

Drain Cooling Approach (ºC) del cambiador de superficie del agua de condensado

5,5 5,5

Terminal Temperature Difference (ºC) del cambiador de superficie del agua de alimentación

1,5 1,5

Drain Cooling Approach (ºC) del cambiador de superficie del agua de alimentación

5,5 5,5

Presión de condensación (bar) 0,07 0,07

Se observa que se ha considerado sólo un rendimiento isentrópico de la turbina cuando está constituida por un cuerpo de alta presión y un cuerpo de media-baja presión. De acuerdo con la tabla de las características comunes de los ciclos Rankine, éste rendimiento medio se ha considerado de 85%.

Las presiones de las extracciones, en condiciones nominales, están calculadas de forma que el salto entálpico, medido sobre la línea de expansión de la turbina, sea el mismo en los cuatro tramos que definen dichas extracciones.

En cuanto a los precalentadores del sistema de agua de circulación, para ambos ciclos existen un intercambiador de superficie en el sistema de agua de condensado, un desgasificador o desaireador y un intercambiador de superficie del sistema de agua de alimentación.

El desgasificador, como es un intercambiador de mezcla, puede ser definido por su presión. Dicha presión oscila, para cada uno de los ciclos considerados, entre 5 bar y 6 bar.

Los intercambiadores de superficie se definen a partir de las diferencias terminales de temperatura. Los términos TTD (Terminal Temperature Difference) y DCA (Drain Cooling Approach) se refieren a las diferencias térmicas en los extremos del intercambiador, entre el vapor/condensado procedente de la extracción y el agua a calentar. En concreto, el TTD se refiere a la diferencia entre la temperatura de saturación del vapor correspondiente a la presión de la extracción (ligeramente inferior si se tienen en cuenta las pérdidas en la línea), y la temperatura de salida del

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agua del intercambiador. Se trata por tanto de un intercambio gas - líquido, que podría incluso calentar el agua por encima de la temperatura de saturación considerada. Así, el TTD puede aproximarse a cero o tomar valores negativos. Un valor económico sería de 1~2 ºC. Para los cálculos que se van a hacer, el valor de este parámetro se ha tomado en todos los casos igual a 1,5 ºC. Por otra parte, el DCA se refiere a un intercambio de calor líquido-líquido, entre el agua fría de entrada y el vapor subenfriado que sale del intercambiador. Un valor económico de este parámetro sería de 5~6 ºC. Para los cálculos que se van a hacer, el valor de este parámetro se ha tomado en todos los casos igual a 5 ºC.

En el caso de utilizar un fluido de trabajo en el campo solar distinto del fluido de trabajo en el ciclo de potencia (agua-vapor), se requiere un generador de vapor intermedio. Esto sucede en el caso de emplear aceite como fluido calorífero en los canales parabólicos. El generador de vapor es en realidad un intercambiador de calor, entre dos corrientes de fluidos distintos, el cual puede dividirse en tres secciones (precalentador, evaporador, sobrecalentador). Además, en el caso de aceite, para evitar un exceso de humedad a la salida de la turbina, es necesario disponer también de un recalentamiento intermedio. Dicho recalentamiento se suele incorporar en el propio generador de vapor. El generador de vapor no se considera adiabático, sino que tiene un 10% de pérdidas. Eso significa que la transmisión de calor no es igual en ambas corrientes: la corriente de fluido procedente del campo solar cede más calor que el que recibe el agua, ya que parte de su calor se va en pérdidas. Esta hipótesis se considera en todos los intercambiadores que componen el generador de vapor.

Cabe decir que, para los dos casos, se ha considerado un rendimiento isentrópico de las bombas igual a 75%, mientras que el rendimiento electro-mecánico tanto del motor de las bombas como del alternador se ha considerado de 98%.

En las figuras siguientes se han representado el diagrama de bloques del ciclo de potencia acoplado al campo solar que emplea aceite, y el diagrama de Mollier correspondiente. Por último, aparece una tabla con los valores de las propiedades del vapor en los puntos señalados.

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Punto Presión (bar)

Temperatura (°C)

Entalpía (kJ/kg)

Entropía (kJ/kg·K)

Caudal másico (kg/s)

Titulo de vapor

1 0,07 39 163,4 0,559 17,38 0

2 5,1 39,5 164 0,56 17,38 -100

3 5,1 92,49 387,9 1,221 17,38 -100

4 5,1 152,6 643,4 1,868 22,2 0

5 82,5 154,1 654,6 1,875 22,2 -100

6 82,5 218,5 938,5 2,493 22,2 -100

7 82 296,7 1327 3,224 22,2 0

8 81 295,9 2757 5,738 22,2 1

9 80 380 3082 6,279 22,2 100

10 23,21 232,9 2841 6,364 22,2 100

11 23,21 232,9 2841 6,364 2,91 100

12 20,49 380 3203 7,051 19,29 100

13 5,35 229,2 2916 7,154 1,91 100

14 0,82 93,99 2629 7,327 1,59 0,984

15 0,07 39 2342 7,538 15,78 0,905

16 0,79 44,55 186,6 0,633 1,59 -100

17 22,5 159,6 674,8 1,937 2,91 -100

De forma similar, se ha simulado el ciclo de potencia acoplado al campo solar de GDV. A continuación se muestra el diagrama de bloques y el diagrama de Mollier correspondiente.

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Punto Presión (bar)

Temperatura (°C)

Entalpía (kJ/kg)

Entropía (kJ/kg·K)

Caudal másico (kg/s)

Titulo de vapor

1 0,07 39 163,4 0,559 16,83 0

2 5,93 39,06 164,1 0,56 16,83 -100

3 5,93 94,35 395,8 1,243 16,83 -100

4 5,93 158,4 668,4 1,926 21,48 0

5 81 159,9 679,4 1,933 21,48 -100

6 81 226,5 975,1 2,567 21,48 -100

7 81 510 3423 6,751 21,48 100

8 26,96 358 3141 6,832 2,6 100

9 6,22 204,4 2859 6,97 2,06 100

10 0,87 95,85 2577 7,156 1,63 0,96

11 0,07 39 2295 7,389 15,2 0,885

12 0,84 44,56 186,7 0,633 1,63 -100

13 26,15 165,4 700 1,994 2,6 -100

En la tabla siguiente se han recogido los parámetros principales del ciclo de potencia, para cada tecnología, tras la simulación en condiciones nominales. En el caso de aceite, el rendimiento térmico del ciclo no incluye el rendimiento del generador de vapor (95%). Dicho rendimiento se añadirá luego, al hacer el balance global a toda la planta termosolar. La potencia térmica total que debe aportar el campo solar es la suma de la potencia térmica aportada en el generador de vapor y la potencia térmica del recalentamiento intermedio, es decir, 54,57 MWth. En el caso de la GDV, se observa que el rendimiento térmico del ciclo es mayor. Eso se debe a que, para este caso, la temperatura y presión de entrada a la turbina son superiores que para el caso de aceite.

Agua – Vapor

Rendimiento térmico del ciclo (%) 38,33

Caudal nominal de vapor (kg/s) 21,48

Calor aportado del campo solar (MWth) 52,59

Potencia eléctrica suministrada a la bomba de condensado (kWe) 13,51

Potencia eléctrica suministrada a la bomba de alimentación (kWe) 240,9

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Therminol VP-1

Rendimiento térmico del ciclo (%) 36,65

Caudal nominal de vapor (kg/s) 22,2

Rendimiento del generador de vapor (%) 95

Calor aportado en el generador de vapor (MWth) 47,58

Calor aportado en el recalentamiento (MWth) 6,99

Potencia eléctrica suministrada a la bomba de condensado (kWe) 11,98

Potencia eléctrica suministrada a la bomba de alimentación (kWe) 255,1

3.5 Diseño del campo solar

Uno de los primeros requisitos a la hora de diseñar una planta termosolar consiste en estimar el coste del campo solar. Los principales elementos que van a influir en dicho coste van a ser los colectores solares, el sistema de control, el sistema de tuberías, las bombas y los posibles intercambiadores de calor. Puesto que solamente las tuberías de interconexión pueden suponer hasta un 10% del coste de inversión del campo solar, la configuración del campo solar es muy importante. Una disposición óptima del sistema de tuberías será aquélla que minimice el coste de inversión en tuberías, aislantes y soportes, las pérdidas térmicas a través del aislante y la energía eléctrica necesaria para el bombeo.

Generalmente, existen dos posibles configuraciones del campo solar, la configuración en “H”, para campos con un área de colectores mayor que 400000 m2, y la configuración en “I” para campos con un área de colectores menor. En la configuración “H” el campo se divide en 4 secciones, con el bloque de potencia colocado en el centro del campo. Las tuberías colectoras tienen una dirección E-W, de forma que el eje de los colectores esté orientado en dirección N-S. El fluido procedente del bloque de potencia se distribuye a todos los lazos a través de la tubería colectora fría. Esta tubería va disminuyendo su diámetro como va distribuyendo el caudal, de forma que se mantenga la velocidad en el circuito. Asimismo, la tubería colectora caliente va aumentando su diámetro como va recogiendo el fluido de los lazos. En la configuración “I”, el campo solar se divide en dos secciones (este y oeste), con el bloque de potencia localizado en el centro. La tubería del fluido frío, en paralelo con la tubería de aceite caliente, recorre el campo disminuyendo su diámetro como distribuye el fluido en los diferentes lazos, para mantener constante su velocidad. De forma parecida, la tubería colectora caliente va aumentando su diámetro como va recogiendo el fluido procedente de los lazos.

De acuerdo con la potencia de la planta que se está estudiando (20MWe), se espera que el área de colectores sea inferior a 400000 m2. Por ello, la configuración que se va a elegir es la configuración en “I”.

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Ya se ha dicho, en el apartado 2.2, que el múltiplo solar que se va a adoptar en este estudio debe ser ligeramente superior que uno para cada tecnología. También se ha explicado porque el múltiplo solar no puede ser excesivo. Considerando, pues, unos valores límites así que 1 < SM < 1.3, surgen las potencias térmicas correspondientes (mínima y máxima) que tiene que suministrar el campo solar en condiciones de diseño, que conducen a unos caudales másicos mínimos y máximos para cada uno de los fluidos de trabajo considerados. En la tabla que sigue, se indican dichos valores. El caudal total que finalmente resulte en el campo solar deberá estar comprendido entre el valor máximo y mínimo marcados en la tabla.

Therminol VP-1 Agua – Vapor

Potencia necesaria al lado del bloque de potencia (MWth)

54,57 52,59

Rendimiento del generador de vapor (%) 95 -

Potencia en el generador de vapor del lado del campo solar (MWth)

57,44 52,59

Multiplo solar minimo 1

Potencia minima suministrada por el campo solar (MWth)

57,44 52,59

Caudal másico minimo del fluido de trabajo (kg/s) 241,1 21,48

Multiplo solar máximo 1,3

Potencia máxima suministrada por el campo solar (MWth)

74,67 68,37

Caudal másico máximo del fluido de trabajo (kg/s)

313,4 27,93

El siguiente paso será la estimación del número de lazos de colectores necesarios. Por lazo de colectores se entiende una fila de ida de colectores, una conexión y una fila de vuelta, paralela a la anterior pero de sentido contrario. La configuración del lazo de colectores, para cada planta termosolar considerada, es única. Además, no se debe haber lazos diferentes dentro de un mismo campo solar, porque provocaría inestabilidades térmicas y fluido-mecánicas importantes. Para la configuración del campo solar elegida (tipo “I”), el número de lazos que se van a manejar tiene que ser siempre múltiplo de 2. No hace falta que el número de lazos en las secciones este y oeste sea idéntico, ya que se supone que habrá una bomba de circulación para el lado este del campo y otra bomba para el lado oeste, situadas a ambos lados del bloque de potencia.

Un lazo de colectores está constituido no solo por colectores CCP, sino también por varias uniones entre los colectores. Sin embargo, las pérdidas de calor y presión que introducen dichas conexiones intermedias son despreciables por lo que, para el análisis posterior, no se han tenido en cuenta.

Pero antes de estimar el número de lazos de colectores necesario, primero hay que estimar por cuantos colectores está constituido cada lazo. En el caso de Therminol

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VP-1, ya hemos dicho que la temperatura máxima que alcanza el aceite en el campo solar se limita a 393 ºC. Además, se conoce que en proyectos de plantas termosolares de CCP que emplean aceite, el caudal másico de aceite que se hace circular por cada lazo oscila en torno a 7 kg/s. Así que considerando un caudal másico de aceite de 7 kg/s, se va a estimar el número de colectores necesario, con el fin de conseguir que el aceite experimente a lo largo de cada lazo un salto de temperaturas de 100 ºC aproximadamente (de 293 ºC a 393 ºC). El cálculo se hace mediante la siguiente ecuación, considerando un grado de ensuciamiento de colectores nulo e ignorando el sombreado debido a la posición relativa entre filas de colectores.

Donde:

Realizando los cálculos se tiene que la longtitud necesaria de colectores es de 569m, lo cual corresponde a 48 módulos (cada modulo tiene una longtitud de espejo de 11,9m). Es decir, en cada lazo se requieren 4 colectores Eurotrough-150 en serie, compuestos a su vez por 12 módulos.

En el esquema siguiente se representa la configuración de un lazo de colectores que se va a analizar.

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Una vez conocido el número y el tipo de los colectores CCP que se van a utilizar, repetimos el procedimiento para calcular el caudal exacto de aceite que debe circular por cada lazo, de acuerdo con la configuración elegida. Este caudal es igual a 7,027 kg/s, y como se observa es casi idéntico con el caudal que se había supuesto. Conociendo este dato, se puede fijar el número de lazos del campo, ya que se conocen los valores máximo y mínimo del caudal total de aceite del campo. Si se consideran 40 lazos, el caudal másico total de aceite es 281,08 kg/s. Este tamaño de campo generará, en condiciones nominales, 66,921 MWth, por lo que el múltiplo solar, viene dado por la siguiente ecuación, suponiendo que el rendimiento del generador de vapor es igual a 95%.

La configuración del campo solar, para el caso de utilización de aceite, es la que se representa en la figura siguiente.

En caso de la generación directa de vapor, el caudal másico de vapor que se aconseja tener por lazo oscila entre 1-2 kg/s, ya que estos valores conducen a caídas de presión razonables en el lazo. Para la planta de 20 MWe que se está estudiando, con el fin de fijar la configuración del lazo de colectores necesaria, se ha considerado un caudal másico de 1,125 kg/s a la salida de cada lazo.

El modo de funcionamiento adoptado para los lazos del campo solar es el de recirculación, con el que, como se ha citado, se consigue un compromiso entre la complejidad de la instalación y un mejor control.

Se define la tasa de recirculación como la razón entre el caudal recirculado y el

caudal de vapor seco en la parte de sobrecalentamiento.

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Para garantizar una adecuada refrigeración de los tubos son necesarios altos caudales másicos. Sin embargo, estos caudales causan mayores caídas de presión en los tubos lo que conduce a mayores pérdidas por potencia de bombeo. Los valores típicos oscilan entre 0,3 y 0,5. Considerando una tasa de recirculación de 0,3 el caudal de agua a la entrada de cada lazo, una vez añadido el caudal de recirculación, será:

La tasa de recirculación adoptada (0,3) implica que el título de vapor a la salida de la zona de evaporación sea de 0,77. Así, hay que diseñar la configuración del lazo de forma que la longitud de la zona de precalentamiento y evaporación sea suficiente para obtener, en condiciones de diseño, vapor húmedo con la calidad anteriormente indicada. Aplicando el mismo método que se ha aplicado en el caso de aceite, se obtiene que, para las zonas de precalentamiento y evaporación, se necesitan 7 colectores de 8 módulos cada uno, es decir 7 colectores ET-100 conectados en serie.

La zona de sobrecalentamiento se diseña de forma igual. Su longitud será la suficiente para garantizar, en condiciones de diseño, que el vapor seco sale a una temperatura y presión lo más próximo posible a las requeridas (510°C, 81bar). Eso

supone la utilización de 2 colectores de 8 módulos conectados con un colector de 6 módulos.

En el esquema siguiente se representa la configuración de un lazo.

Una vez comprobado que el caudal másico de vapor, considerado al principio, y la configuración diseñada resultan en las condiciones de vapor requeridas a la salida del lazo, se puede fijar el número de lazos del campo. Conociendo los valores máximo y mínimo que puede tomar el caudal total de vapor del campo, se nota que hay más que una solución posible, dentro del rango de caudal total aceptable. No obstante, la elección se va a hacer de manera que, entre las dos tecnologías, los múltiplos solares sean lo más parecidos posible. En ese contexto, se van a considerar 22 lazos de CCP, con lo que el caudal másico total de vapor es 24,75kg/s. Este tamaño de campo generará, en condiciones nominales, 59,872 MWth, por lo que el múltiplo solar viene dado por la ecuación

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Se observa que el valor del múltiplo solar es muy parecido al adoptado en el caso de aceite. La configuración del campo solar, para el caso de la GDV, es la que se representa en la figura siguiente.

Independientemente del fluido de trabajo empleado, para ambos casos, la distancia entre filas de colectores se considera igual a 17.5 metros, que es un valor típico que se suele adoptar para colectores cilindro parabólicos con el eje orientado en dirección norte-sur y ubicados en la península Ibérica.

Para completar el diseño del campo solar, queda dimensionar el sistema de tuberías. Ya se ha dicho que las tuberías colectoras son las que se encargan de distribuir el caudal del fluido calorífero entre los distintos colectores, así como de recogerlo y orientarlo hacía el bloque de potencia. Un diseño óptimo de dichas tuberías es aquel en el que se intenta mantener la velocidad del fluido a lo largo de las mismas. Esto implica que si el fluido se va distribuyendo a los lazos o incorporando desde los distintos lazos, el diámetro de la tubería tendrá que disminuir o aumentar, según el caso. Esa variación afecta también al espesor del acero que forma la tubería. La máxima temperatura que se va a alcanzar en el sistema de tuberías colectoras de entrada al campo solar es de 293 °C (en el caso de utilización de aceite), con lo que un material aceptable para esos tubos es el acero A-106 Grado B. En las tuberías colectoras de salida del campo solar la temperatura máxima que se va a alcanzar es igual a 505,7 °C (en el caso de GDV), por lo que el material adecuado para esos tubos es el acero A-335 P 11.

De acuerdo con la distancia fijada entre filas de colectores, la longitud de tubería recta entre las salidas o las entradas de los lazos de colectores es igual a 35 metros. Además, cada tramo de tubería incluye un elemento de ensanchamiento o contracción, correspondiente al cambio de diámetro de la tubería, y una T estándar, en la que se dividen los caudales de fluido calorífero, dirigiéndose hacia los lazos situados en las secciones norte y sur de cada subcampo. También se incluyen 4

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codos en cada uno de los tramos, así que se construyan liras para la absorción de la expansión térmica de la tubería.

Para cada tramo, se obtiene el diámetro de tubería que hace que la velocidad del fluido se mantenga constante. El diámetro se calcula mediante la siguiente expresión:

Donde es el caudal másico del fluido, la velocidad de flujo (constante) y la densidad del fluido en el tramo considerado. En el caso del Therminol VP-1 la densidad se obtiene en función de la temperatura:

El espesor de pared del tubo en cada tramo se calcula teniendo en cuenta la siguiente formulación.

Donde es el factor de corrosión (para el Therminol VP-1, ) y

Donde:

es la presión interior

es el radio interior del tubo

es la eficiencia de la junta (se toma un valor tipo de 1)

es el valor de esfuerzo permitido del material del tubo (se ha obtenido de la norma ASME B31.3 en función de la temperatura de trabajo)

El campo solar del Therminol VP-1 consta de 40 lazos, por lo que los subcampos este y oeste están perfectamente equilibrados. Por eso, los cálculos que se van a hacer son idénticos para los subcampos este y oeste. Tanto para la tubería colectora de entrada al campo solar, como para la de salida del campo solar, hay 9 tramos entre colectores y 1 tramo de enlace entre el primer par de lazos y el bloque de potencia. En la figura siguiente, la enumeración de los tramos de la tubería de entrada al campo solar se ha marcado en color azul, mientras que la enumeración de los tramos de la tubería de salida del campo se ha marcado en rojo.

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En las tablas siguientes se recogen los valores del diámetro interior y del espesor del tubo para cada tramo.

Tubería colectora de entrada al campo solar (Therminol VP-1)

Subcampos este y oeste

ASTM A106 GradoB

Tramo 1 140,54 277 6,54

2 126,49 263 6,26

3 112,43 248 5,96

4 98,38 232 5,64

5 84,32 215 5,29

6 70,27 196 4,91

7 56,22 175 4,50

8 42,16 152 4,04

9 28,11 124 3,49

10 14,05 88 2,80

Tubería colectora de salida del campo solar (Therminol VP-1)

Subcampos este y oeste

ASTM A335 P11

Tramo

1 14,05 88 2,47

2 28,11 124 2,99

3 42,16 152 3,39

4 56,22 175 3,72

5 70,27 196 4,01

6 84,32 215 4,27

7 98,38 232 4,51

8 112,43 248 4,72

9 126,49 263 4,93

10 140,54 277 5,11

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El campo solar de GDV consta de 22 lazos. Esto implica, de acuerdo con la configuración “I” adoptada para la planta, que el subcampo oeste tiene 10 lazos y el subcampo este consta de 12 lazos. Los lazos se reparten de forma equilibrada entre las secciones norte y sur de cada subcampo, de tal forma que el número de lazos por sección en los sub-campos oeste y este será igual a 5 y 6, respectivamente.

Para el subcampo oeste hay 4 tramos entre colectores y 1 tramo de enlace entre el bloque de potencia y el primer par de lazos. Es decir, tanto para la tubería colectora de entrada al campo oeste (azul) tanto para la tubería de salida del campo oeste (rojo) habrá que considerar 5 tramos en total, tal y como aparece en la tabla anterior. Para las tuberías colectoras del campo este se ha considerado un tramo más, ya que tiene un par de lazos más que el campo oeste.

Por último, en las tablas siguientes se representa el mismo análisis para las tuberías del campo solar de GDV.

Tubería colectora de entrada al campo solar (GDV)

Subcampo oeste

ASTM A106 GradoB

Tramo

1 11,25 151 9,80

2 9 135 8,88

3 6,75 117 7,85

4 4,5 96 6,65

5 2,25 68 5,04

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Tubería colectora de entrada al campo solar (GDV)

Subcampo este

ASTM A106 GradoB

Tramo

1 13,5 166 10,66

2 11,25 151 9,80

3 9 135 8,88

4 6,75 117 7,85

5 4,5 96 6,65

6 2,25 68 5,04

Tubería colectora de salida del campo solar (GDV)

Subcampo oeste

ASTM A335 P11

Tramo

1 2,25 745 51,98

2 4,5 1052 71,73

3 6,75 1288 86,88

4 9 1487 99,61

5 11,25 1663 110,56

Tubería colectora de salida del campo solar (GDV)

Subcampo este

ASTM A335 P11

Tramo

1 2,25 745 51,98

2 4,5 1052 71,73

3 6,75 1288 86,88

4 9 1487 99,61

5 11,25 1663 110,56

6 13,5 1821 120,19