090709mjm Tesis Doctoral

Departamento de Ingeniería Energética y Fluidomecánica

Escuela Técnica Superior de Ingenieros Industriales

ANÁLISIS Y PROPUESTAS DE SISTEMAS SOLARES DE ALTA EXERGÍA QUE EMPLEAN AGUA

COMO FLUIDO CALORÍFERO

Autora:

María José Montes Pita

Ingeniera Industrial

Directores:

Alberto Abánades Velasco (Doctor Ingeniero Industrial)

Marcelino Sánchez González (Doctor en Ciencias Químicas)

2008

i

Tribunal nombrado por el Magfco. y Excmo. Sr. Rector de la Universidad Politécnica de Madrid, el día 26 de septiembre de 2008. Presidente: José Mª Martínez-Val Peñalosa Vocal: Eduardo Zarza Moya Vocal: José Ignacio Linares Hurtado Vocal: Marta Muñoz Domínguez Secretario: Juan Manuel González Suplente: Manuel Antonio Silva Pérez Suplente: Benigno Sánchez Cabrero Realizado el acto de defensa y lectura de la tesis el día 20 de Noviembre de 2008 en la E.T.S. Ingenieros Industriales. CALIFICACIÓN: EL PRESIDENTE LOS VOCALES

EL SECRETARIO

iii

A mis padres, Carmen y Fernando, porque todo lo que soy os lo debo a vosotros.

A Miguel, por lo mucho que me quieres; por todas las horas dedicadas a esta Tesis que nos pertenecían.

Y a todas las personas que me han apoyado y animado durante estos cinco años de mi vida.

v

AGRADECIMIENTOS

En esta última página que escribo, quiero recordar y agradecer a todas las personas que de una forma u otra

han hecho posible la finalización de esta tesis.

Gracias en primer lugar a mi familia, que ha sido mi mayor apoyo durante estos cinco años; a mis padres, por

su paciencia y por su cariño incondicional; a mis hermanos y a mis sobrinos, por todos los buenos momentos

que hemos pasado juntos; a mi abuela y a mis tíos, por haberme escuchado y por todos los consejos que me

han dado.

Gracias de manera muy especial a Miguel, por su presencia en todos los momentos, buenos o malos, que he

pasado durante estos años, no sólo relacionados con esta tesis. Gracias porque ha sido precisamente en los

momentos más difíciles cuando me he sentido más querida.

Gracias a todas las personas de la Universidad Politécnica con las que he trabajado; gracias a José Mª

Martínez-Val, por su apoyo y por la confianza que siempre ha depositado en mí; gracias a mis co-directores

de tesis, Alberto y Marcelino, por haberme guiado, pero también, por haberme dejado la suficiente libertad

para poder escoger y realizar esta investigación que ahora presento. Gracias a Mª Jesús, secretaria del

departamento. Y gracias a muchos otros profesores, con los que he podido hablar, de este y otros temas.

Gracias a mis compañeros de la UNED, con los que también he compartido muy buenos momentos: gracias a

Antonio, Sergio, Alicia, Chelo, Mireia, Marta, Maribel, Patrick, Paco, Santiago, Javier, y muchos otros, con

los que me inicié en la actividad de la docencia y que recuerdo ahora con muchísimo cariño.

Gracias a las personas del Ciemat que me han apoyado en este trabajo y en muchos otros. Gracias a mis

compañeros de solar: Benigno, Alfonso, Lourdes, Esther, Rocío, Gemma; gracias en especial a Eduardo

Zarza, por todas las conversaciones que hemos tenido, por todo lo que he aprendido de él, y por todo lo que

me ha ayudado en esta tesis. Gracias a mis jefes y compañeros de ingeniería, en especial a Ramón, Germán,

Begoña, José Ignacio y Santiago. Gracias a todos los compañeros y jefes de los dos proyectos en los que

participé mientras estuve en el Ciemat.

Gracias a todos mis amigos, que han sabido entender los momentos en los que los he tenido más olvidados;

gracias a mis amigos de la universidad, Gabriela, Ana, Jaime, Juan Luis, Ángel; a mis amigos montañeros y

de las carreras; y a mis amigos del trabajo, en especial a Marta.

Y no quería terminar esta lista de agradecimientos sin recordar a todos los bibliotecarios que he conocido

durante estos años, que se han preocupado por buscarme libros, referencias, etc. Gracias a los bibliotecarios

de la Escuela de Industriales, en especial a Dolores. Gracias a la bibliotecaria de energías renovables del

Ciemat, Lucía. Y gracias a Izaskun y Antonio, verdaderos compañeros de trabajo. Gracias por todos los

momentos que he compartido con vosotros; porque vuestra presencia silenciosa, me ayudó, desde el primer

día, a no sentirme sola.

Es imposible nombrar aquí a todas las personas a las que tengo que estar agradecida. Por eso, esta última

línea está dedicada a todas esas personas cuyos nombres no he mencionado. Gracias, muchas gracias.

María José Montes Pita Tesis Doctoral

vi


vii

ÍNDICE LISTA DE FIGURAS .................................................................................................................................. xiii

LISTA DE TABLAS ................................................................................................................................... xvii

RESUMEN ................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................. xxi

ABSTRACT ............................................................................................................................................................................................................................................................................................................................. xxiii

INTRODUCCIÓN ........................................................................................................................................xxv

CAPÍTULO 1: ESTUDIO DE LAS TECNOLOGÍAS DE CONCENTRACIÓN SOLAR MEDIANTE COLECTORES CILINDRO PARABÓLICOS ............................................................................................ 1

1.1. Introducción................................................................................................................................................ 1

1.1.1. El Sol y la irradiación solar................................................................................................................. 2

1.1.2. Parámetros característicos de las superficies reales para el aprovechamiento térmico de la radiación

solar. ............................................................................................................................................................. 4

1.1.3. Clasificación de los colectores solares en función de la razón de concentración ............................... 7

1.2. Estudio de los colectores cilindro parabólicos.......................................................................................... 10

1.2.1. Desarrollo de la tecnología de colectores solares cilindro parabólicos............................................. 11

i. La cimentación y la estructura soporte ............................................................................................... 11

ii. Evolución del reflector cilindro parabólico ....................................................................................... 15

iii. Evolución del receptor...................................................................................................................... 16

a. Diseño de tubo absorbedor propuesto por Solel ............................................................................ 18

b. Diseño de tubo absorbedor propuesto por Schott.......................................................................... 18

c. Diseños alternativos de tubos absorbedores .................................................................................. 18

iv. El sistema de seguimiento solar ........................................................................................................ 19

v. Fluidos de transferencia de calor empleados en los colectores CCP.................................................. 21

1.2.2. Primeras experiencias en plantas termosolares con colectores cilindro parabólicos (1979-1990).... 22

i. SEGS-I................................................................................................................................................ 24

ii. SEGS-II ............................................................................................................................................. 25

iii. SEGS-III a SEGS-V ......................................................................................................................... 26

iv. SEGS-VI y SEGS-VII ...................................................................................................................... 26

v. SEGS-VIII y SEGS-IX ...................................................................................................................... 28

1.2.3. Proyectos actuales de plantas termosolares con colectores cilindro parabólicos basadas en la

tecnología convencional HTF..................................................................................................................... 31

i. Andasol ............................................................................................................................................... 31

ii. Central termosolar de Puertollano ..................................................................................................... 32

iii. Solnova 1 .......................................................................................................................................... 32

iv. Nevada Solar One (NSO).................................................................................................................. 32

1.2.4. Nuevos esquemas para plantas termosolares con colectores cilindro parabólicos............................ 33

i. Sistemas solares integrados en ciclos combinados (ISCCS)............................................................... 33

ii. Ciclos de Rankine orgánicos (ORC).................................................................................................. 34

iv. Generación directa de vapor (DSG).................................................................................................. 35

1.3. Sistemas de almacenamiento para plantas termosolares de colectores cilindro parabólicos .................... 36

1.3.1. Almacenamiento térmico de la energía............................................................................................. 37

i. Almacenamiento térmico en forma de calor sensible ......................................................................... 38


viii

a. Almacenamiento en un único tanque .............................................................................................39

a.1. Almacenamiento en un único tanque con efecto termoclino..................................................39

a.2. Almacenamiento dual en un único tanque..............................................................................40

b. Almacenamiento en dos tanques....................................................................................................40

c. Almacenamiento en un sistema multitanque..................................................................................40

ii. Almacenamiento térmico con cambio de fase ....................................................................................41

1.3.2. Proyectos de sistemas de almacenamiento en plantas termosolares ..................................................42

i. Almacenamiento térmico utilizando aceite .........................................................................................43

ii. Almacenamiento en hormigón ...........................................................................................................44

iii. Almacenamiento térmico utilizando sales fundidas ..........................................................................45

1.4. La generación directa de vapor en colectores cilindro parabólicos...........................................................47

1.4.1. Proyectos para la generación directa de vapor en colectores cilindro parabólicos previos al proyecto

DISS ............................................................................................................................................................47

i. El proyecto ATS..................................................................................................................................48

a. Fase 1 .............................................................................................................................................48

b. Fase 2.............................................................................................................................................48

c. Fase 3 .............................................................................................................................................49

d. Fase 4.............................................................................................................................................49

ii. El proyecto HIPRESS ........................................................................................................................49

iii. El proyecto GUDE ............................................................................................................................50

iv. El proyecto PRODISS .......................................................................................................................51

1.4.2. El proyecto DISS...............................................................................................................................51

i. La planta experimental DISS instalada en la PSA (1996-1998)..........................................................52

ii. Operación y mantenimiento de la planta DISS (1999-2001)..............................................................56

a. Errores en el sistema de seguimiento del Sol .................................................................................56

b. Funcionamiento de las juntas rotativas ..........................................................................................57

c. Arranque y parada de la instalación ...............................................................................................57

d. Control de la presión y temperatura del vapor ...............................................................................58

1.4.3. Nuevos proyectos para la instalación de plantas termosolares comerciales con generación directa de

vapor............................................................................................................................................................58

i. El proyecto INDITEP y la planta ALMERÍA GDV............................................................................58

ii. El proyecto REAL-DISS ....................................................................................................................61

a. Los tubos absorbedores..................................................................................................................61

b. Uniones colector-colector y colector-tubería .................................................................................62

c. El almacenamiento térmico............................................................................................................62

Bibliografía del capítulo 1................................................................................................................................64

Lista de símbolos del capítulo 1.......................................................................................................................68

CAPÍTULO 2: MODELO TERMOFLUIDODINÁMICO DEL COLECTOR CILINDRO PARABÓLICO PARA GENERACIÓN DIRECTA DE VAPOR .............................................................69

2.1. Caracterización óptica del colector cilindro parabólico ............................................................................69

2.1.1. Parámetros para la determinación de la posición relativa colector-Sol .............................................70

i. Posicionamiento del Sol respecto a la superficie terrestre...................................................................70

a. Coordenadas horarias.....................................................................................................................71

b. Coordenadas horizontales ..............................................................................................................72

ii. Posicionamiento del colector en la superficie terrestre ......................................................................73

iii. Posición relativa del Sol respecto al colector: ángulo de incidencia .................................................73


ix

2.1.2. Ángulo de incidencia de un colector cilindro parabólico: definición y cálculo ............................... 74

2.2. Pérdidas ópticas y geométricas en un colector cilindro parabólico .......................................................... 76

2.2.1. Pérdidas ópticas en un colector cilindro parabólico.......................................................................... 76

a. Reflectividad del espejo concentrador........................................................................................... 77

b. Factor de interceptación ................................................................................................................ 77

c. Transmisividad de la cubierta de cristal ........................................................................................ 77

d. Absortividad de la superficie selectiva.......................................................................................... 78

e. Rendimiento óptico pico ............................................................................................................... 78

2.2.2. Pérdidas geométricas en un colector cilindro parabólico.................................................................. 78

a. Pérdidas inherentes al colector (Modificador del ángulo de incidencia) ....................................... 79

b. Pérdidas por sombras entre filas (Row shadowing losses)............................................................ 80

2.3. Pérdidas térmicas en un colector cilindro parabólico ............................................................................... 84

2.4. Modelo termofluidodinámico del colector cilindro parabólico para generación directa de vapor............ 86

2.4.1. Balance energético en una sección transversal del tubo receptor ..................................................... 88

i. Transmisión de calor por convección entre el tubo absorbedor y el fluido......................................... 90

a. Fluido monofásico......................................................................................................................... 91

a.1. Ecuación de Petukhov............................................................................................................ 91

a.2. Ecuación de Gnielinski .......................................................................................................... 92

b. Fluido bifásico............................................................................................................................... 93

b.1. Correlación de Gungor y Winterton ...................................................................................... 96

ii. Transmisión de calor por conducción a través del espesor del tubo absorbedor................................ 98

iii. Transmisión de calor del tubo absorbedor a la cubierta transparente ............................................... 99

a. Transmisión de calor por convección............................................................................................ 99

a.1. Vacío en el espacio interanular .............................................................................................. 99

a.2. Presión en el espacio interanular ......................................................................................... 100

b. Transmisión de calor por radiación ............................................................................................. 101

iv. Transmisión de calor por conducción a través de la cubierta transparente ..................................... 101

v. Transmisión de calor de la cubierta transparente a la atmósfera...................................................... 102

a. Transmisión de calor por convección.......................................................................................... 102

a.1. Caso de que no exista viento ............................................................................................... 102

a.2. Caso de que exista viento .................................................................................................... 103

b. Transmisión de calor por radiación ............................................................................................. 104

vi. Absorción de la radiación solar....................................................................................................... 104

a. Absorción de la radiación solar en la cubierta transparente ........................................................ 104

b. Absorción de la radiación solar en el tubo absorbedor................................................................ 105

vii. Pérdida de calor a través de los soportes ....................................................................................... 106

2.4.2. Balance energético a lo largo de la longitud del receptor ............................................................... 107

i. Pérdida de presión para fluido monofásico (agua precalentada o vapor sobrecalentado)................. 109

ii. Pérdida de presión para un fluido bifásico (mezcla agua-vapor) ..................................................... 110

2.4.3. Balance exergético del colector cilindro parabólico ....................................................................... 111

i. Exergía de la radiación solar............................................................................................................. 111

ii. Exergía en la corriente de fluido que circula a través del tubo absorbedor...................................... 113

2.5. Rendimiento global de un colector cilindro parabólico.......................................................................... 114

a. Rendimiento global de un colector cilindro parabólico............................................................... 114

b. Rendimiento óptico pico y modificador del ángulo de incidencia de un colector cilindro

parabólico........................................................................................................................................ 115

c. Rendimiento térmico de un colector cilindro parabólico............................................................. 115

d. Rendimiento exergético de un colector cilindro parabólico ........................................................ 117


x

2.6. Análisis de sensibilidad para un lazo de colectores cilindro parabólicos con generación directa de vapor

.......................................................................................................................................................................118

2.6.1. Parámetros nominales de partida para el lazo de colectores considerado........................................118

i. Parámetros geométricos y ópticos .....................................................................................................118

ii. Condiciones nominales de trabajo....................................................................................................121

2.6.2. Análisis de sensibilidad en función de diferentes parámetros .........................................................124

i. Ángulo de incidencia.........................................................................................................................124

ii. Reflectividad del espejo ...................................................................................................................126

iii. Emisividad de la superficie selectiva ..............................................................................................128

iv. Diámetro exterior del absorbedor ....................................................................................................130

v. Presión de entrada al lazo de colectores ...........................................................................................131

Bibliografía del capítulo 2..............................................................................................................................135

Lista de símbolos del capítulo 2.....................................................................................................................138

CAPÍTULO 3: ANÁLISIS COMPARATIVO DE LA GENERACIÓN DIRECTA DE VAPOR CON

OTRAS TECNOLOGÍAS QUE EMPLEAN DIFERENTES FLUIDOS DE TRABAJO EN EL COLECTOR CILINDRO PARABÓLICO ...............................................................................................141

3.1. Análisis de las distintas opciones de fluidos caloríferos que se pueden emplear en el campo solar .......141

3.1.1. Uso de aceite como fluido de trabajo en el campo solar .................................................................142

i. Tipos de aceites utilizados en el campo solar de colectores cilindro parabólicos .............................142

ii. Aspectos de ingeniería relacionados con el uso de aceite en el campo solar....................................143

iii. Proyectos actuales con la tecnología del aceite ...............................................................................143

3.1.2. Uso de sales fundidas como fluido de trabajo en el campo solar ....................................................143

i. Tipos de sales utilizadas en el campo solar de colectores cilindro parabólicos.................................144

ii. Aspectos de ingeniería relacionados con el uso de sales en el campo solar .....................................145

iii. Campos de investigación dentro de la tecnología de sales fundidas ...............................................146

3.1.3. Uso de agua/vapor como fluido de trabajo en el campo solar .........................................................146

ii. Aspectos de ingeniería relacionados con el uso de agua en el campo solar .....................................147

iii. Proyectos demostrativos dentro de la tecnología GDV...................................................................148

3.2. Estudio comparativo, en condiciones de diseño, de plantas termosolares de 20 MWe para cada una de las

tecnologías HTF consideradas .......................................................................................................................148

3.2.1. Punto de diseño para el campo solar ...............................................................................................149

3.2.2. Estudio del bloque de potencia de la planta termosolar en condiciones nominales.........................151

i. Caracterización del ciclo de potencia en condiciones nominales ......................................................153

a. Precalentadores del sistema de agua de circulación.....................................................................154

b. El generador de vapor (para los casos de aceite o sal fundida en el campo solar) .......................157

b.1. Precalentador........................................................................................................................158

b.2. Evaporador...........................................................................................................................159

b.3. Sobrecalentador (y recalentador) .........................................................................................160

ii. Resultados de la simulación del ciclo de potencia en condiciones nominales..................................161

a. Ciclo de potencia de 20 MWe acoplado a un campo CCP con Therminol VP-1 como fluido

calorífero..........................................................................................................................................161

b. Ciclo de potencia de 20 MWe acoplado a un campo CCP con Solar Salt como fluido calorífero

.........................................................................................................................................................164

c. Ciclo de potencia de 20 MWe acoplado a un campo CCP con agua/vapor como fluido calorífero

.........................................................................................................................................................167

3.2.3. Estudio del campo solar de la planta termosolar en condiciones de diseño ....................................171


xi

i. Posibles configuraciones del campo solar ........................................................................................ 171

a. Configuración del campo solar en “H”........................................................................................ 172

b. Configuración del campo solar en “I” ......................................................................................... 173

c. Configuración elegida para la planta termosolar de 20 MWe ...................................................... 173

c. Caudal másico de fluido de trabajo en el campo solar para la planta termosolar de 20 MWe ..... 174

ii. El lazo de colectores cilindro parabólicos ....................................................................................... 174

a. Configuración del lazo de colectores para la planta termosolar de 20 MWe refrigerada por

Therminol VP-1 .............................................................................................................................. 175

b. Configuración del lazo de colectores para la planta termosolar de 20 MWe refrigerada por Solar

Salt .................................................................................................................................................. 179

c. Configuración del lazo de colectores para la planta termosolar GDV de 20 MWe...................... 183

iii. El sistema de tuberías colectoras de la planta................................................................................. 189

a. Configuración de las tuberías colectoras de entrada y salida para la planta termosolar de 20 MWe

refrigerada por Therminol VP-1...................................................................................................... 190

b. Configuración de las tuberías colectoras de entrada y salida para la planta termosolar de 20 MWe

refrigerada por Solar Salt ................................................................................................................ 192

c. Configuración de las tuberías colectoras de entrada y salida para la planta termosolar GDV de 20

MWe ................................................................................................................................................ 195

3.2.3. Rendimiento global de la planta termosolar en condiciones nominales ......................................... 196

3.3. Balance anual de plantas termosolares de 20 MWe para cada una de las tecnologías HTF consideradas

....................................................................................................................................................................... 197

3.3.1. Datos de radiación solar directa...................................................................................................... 198

3.3.2. Caracterización del bloque de potencia operando a cargas parciales.............................................. 200

i. Ecuaciones características que rigen el comportamiento de un ciclo de Rankine a cargas parciales 200

a. La turbina .................................................................................................................................... 200

a.1. Rendimiento isentrópico de la turbina ................................................................................. 200

a.2. Modificación de la presión en las extracciones en función del grado de carga ................... 201

a.2. Modificación de la presión en las extracciones en función del grado de carga ................... 201

a.3. Control de la turbina funcionando a cargas parciales .......................................................... 202

b. Los intercambiadores de calor..................................................................................................... 203

c. Bombas........................................................................................................................................ 207

ii. Análisis del bloque de potencia a cargas parciales .......................................................................... 207

3.3.3. Análisis del comportamiento del campo solar a cargas parciales ................................................... 208

3.3.4. Resultados del balance anual y análisis económico........................................................................ 210

Bibliografía del capítulo 3 ............................................................................................................................. 214

Lista de símbolos del capítulo 3 .................................................................................................................... 217

CAPÍTULO 4: ANÁLISIS DEL ACOPLAMIENTO A RED DE UNA PLANTA TERMOSOLAR DE GENERACIÓN DIRECTA DE VAPOR: HIBRIDACIÓN Y ALMACENAMIENTO........................ 219

4.1. Diseño de una planta termosolar de generación directa de vapor de 50 MWe........................................ 219

4.1.1. Optimización del acoplamiento campo solar-bloque de potencia................................................... 220

i. Parámetros de acoplamiento entre el campo solar y el bloque de potencia ...................................... 220

ii. Rendimiento del campo solar y del bloque de potencia en función de los parámetros de acoplamiento

............................................................................................................................................................. 221

iii. Rendimiento global de la planta termosolar ................................................................................... 224

4.2. Balance anual de una planta termosolar de generación directa de vapor sin almacenamiento ni

hibridación: optimización del múltiplo solar ................................................................................................. 227


xii

4.2.1. Definición de la configuración de la planta en función del múltiplo solar en condiciones de diseño

...................................................................................................................................................................227

i. Punto de diseño .................................................................................................................................227

ii. Caracterización del ciclo de potencia en condiciones nominales .....................................................228

iii. Configuración del campo solar en función del múltiplo solar.........................................................231

a. Configuración del lazo de colectores GDV..................................................................................231

b. Configuración de las tuberías colectoras de enlace......................................................................236

c. Diseño del campo de colectores en función del múltiplo solar ....................................................237

4.2.2. Datos de radiación solar directa anuales..........................................................................................238

4.2.3. Caracterización del bloque de potencia trabajando a cargas parciales ............................................239

4.2.4. Caracterización del campo solar a cargas parciales.........................................................................240

4.2.5. Producción anual de energía y coste de la electricidad generada en función del múltiplo solar .....243

4.3. Balance anual de una planta termosolar de generación directa de vapor con almacenamiento e

hibridación: optimización del acoplamiento a red .........................................................................................246

4.3.1. Balance anual de una planta termosolar GDV con hibridación mediante caldera auxiliar..............247

a. Hibridación redundante: central “sólo-solar”...............................................................................247

b. Hibridación en el caso de emplear un ciclo de Rankine convencional ........................................248

c. Hibridación en el caso de emplear un ciclo combinado (ISCCS: Integrated Solar Combined Cycle

System) ............................................................................................................................................248

c.1. Hibridación en serie con el generador de vapor de un ciclo combinado convencional. .......249

c.2. Hibridación por suplemento solar en la parte de baja presión de la turbina de vapor de un

ciclo combinado convencional ....................................................................................................250

d. Esquema de hibridación utilizado para las simulaciones .............................................................250

i. Análisis de la producción anual y coste de la electricidad en función del porcentaje de hibridación252

4.3.2. Balance anual de una planta termosolar GDV con hibridación mediante caldera auxiliar y

almacenamiento térmico............................................................................................................................254

i. Caracterización del sistema de almacenamiento térmico ..................................................................255

ii. Tamaño del campo de colectores cilindro parabólicos en función del múltiplo solar y caracterización

a cargas parciales..................................................................................................................................257

iii. Año meteorológico tipo en la Plataforma Solar de Almería............................................................259

iii. Estrategia de operación para el acoplamiento a la red eléctrica ......................................................262

v. Funcionamiento anual y análisis económico ....................................................................................273

Bibliografía del capítulo 4..............................................................................................................................276

Lista de simbolos del capítulo 4.....................................................................................................................278

CONCLUSIONES........................................................................................................................................279

BIBLIOGRAFÍA GENERAL DE LA TESIS............................................................................................285


xiii

LISTA DE FIGURAS

Figura 1.1. Intensidad del espectro solar en función de la longitud de onda .................................................... 2

Figura 1.2. Lazo de colectores cilindro parabólicos ubicado en la Plataforma Solar de Almería (PSA)........... 9

Figura 1.3. Sección transversal del diseño LS-2 y LS-3.................................................................................. 12

Figura 1.4. Filas de colectores SKAL-ET en la planta solar Andasol-1 ........................................................... 14

Figura 1.5. Colector de Sener en la planta Andasol-1 ..................................................................................... 15

Figura 1.6. Esquema del tubo absorbedor del colector LS-3........................................................................... 17

Figura 1.7. Las dos principales orientaciones del eje de giro de un colector cilindro parabólico.................... 19

Figura 1.8. Diferentes tipos de mecanismos de accionamiento ....................................................................... 20

Figura 1.9. Esquema de funcionamiento de la planta SEGS I de California ................................................... 24

Figura 1.10. Esquema de funcionamiento de la planta SEGS II de California ................................................ 25

Figura 1.11. Esquema de funcionamiento de la planta SEGS-VI y SEGS-VII ............................................... 27

Figura 1.12. Esquema de funcionamiento de la planta SEGS-VIII y SEGS-IX .............................................. 28

Figura 1.13. Campo solar en la planta solar Andasol-1................................................................................... 31

Figura 1.14. Planta termosolar de colectores cilindro parabólicos Nevada Solar One .................................... 33

Figura 1.15. Esquema de funcionamiento de un campo de colectores cilindro parabólicos acoplados a un

ciclo combinado..................................................................................................................................... 34

Figura 1.16. Esquema de funcionamiento de un campo de colectores cilindro parabólicos acoplados a un

ciclo de Rankine orgánico...................................................................................................................... 35

Figura 1.17. Esquema de un sistema de almacenamiento con sales, indirecto, en dos tanques....................... 46

Figura 1.18. Posiciones extremas del colector cuando existe flujo bifásico estratificado ............................... 50

Figura 1. 19. Esquema simplificado de la planta experimental DISS.............................................................. 52

Figura 1.20. Procesos básicos en generación directa de vapor: un-solo-paso, inyección y recirculación ....... 54

Figura 1.21. Esquema simplificado del campo solar de la planta ALMERÍA GDV....................................... 59

Figura 1.22. Esquema simplificado de las uniones flexibles colector-colector ó colector-tubería desarrolladas

por Senior Berghöfer (Ortiz y Kaufung, 2008)...................................................................................... 62

Figura 2.1. Trayectoria aparente del Sol alrededor de la Tierra y parámetros característicos asociados......... 70

Figura 2.2. Coordenadas horarias y horizontales para el posicionamiento del Sol.......................................... 73

Figura 2.3. Ángulo de incidencia de un colector cilindro parabólico .............................................................. 75

Figura 2.4. Parámetros ópticos del colector cilindro parabólico ..................................................................... 76

Figura 2.5. Pérdidas geométricas de final de un colector cilindro parabólico ................................................. 79

Figura 2.6. Figura esquemática de las sombras producidas entre filas paralelas de colectores CCP............... 81

Figura 2.7. Representación esquemática de la sombra entre colectores paralelos........................................... 82

Figura 2.8. Consideraciones geométricas en el colector solar ......................................................................... 83

Figura 2.9. Pérdidas térmicas en el tubo absorbedor de un colector cilindro parabólico................................. 85

Figura 2.10. Perfil simplificado del flujo de radiación sobre el tubo absorbedor del colector cilindro

parabólico .............................................................................................................................................. 87

Figura 2.11. Balance energético en una sección transversal del receptor de un colector cilindro parabólico . 88

Figura 2. 12. Unión brazo soporte y tubo receptor en un colector cilindro parabólico.................................. 106

Figura 2.13. Balance energético en sentido longitudinal a unos de los segmentos en que se divide el tubo

receptor ................................................................................................................................................ 107

Figura 2.14. Diagrama de pérdidas y rendimientos en un colector cilindro parabólico ................................ 116

Figura 2.15. Representación esquemática de un lazo de colectores para generación directa de vapor.......... 123


xiv

Figura 2.16. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para el

lazo de colectores GDV, en función de la variación del ángulo de incidencia respecto a su valor

nominal .................................................................................................................................................125

Figura 2.17. Pérdida de calor, caída de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para la

sección de precalentamiento y evaporación, en función de la variación del ángulo de incidencia

respecto a su valor nominal ..................................................................................................................126

Figura 2.18. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para la

sección de sobrecalentamiento, en función de la variación del ángulo de incidencia respecto a su valor

nominal .................................................................................................................................................126


lazo de colectores GDV, en función del valor de la reflectividad del espejo .......................................127


sección de evaporación del lazo de colectores GDV, en función del valor de la reflectividad del espejo

..............................................................................................................................................................127


sección de sobrecalentamiento del lazo de colectores GDV, en función del valor de la reflectividad del

espejo....................................................................................................................................................128


lazo de colectores GDV, en función del valor de la emisividad del tubo respecto a su valor nominal 129


sección de evaporación, en función del valor de la emisividad del tubo respecto a su valor nominal .129


sección de sobrecalentamiento, en función del valor de la emisividad del tubo respecto a su valor

nominal .................................................................................................................................................129


lazo de colectores GDV, en función del valor del diámetro del tubo absorbedor.................................130


sección de evaporación, en función del valor del diámetro del tubo absorbedor..................................131


sección de sobrecalentamiento, en función del valor del diámetro del tubo absorbedor ......................131


lazo de colectores GDV, en función del valor de la presión de entrada al colector..............................132


sección de evaporación, en función del valor de la presión de entrada al colector...............................132


sección de sobrecalentamiento, en función del valor de la presión de entrada al colector ...................133

Figura 3.1. Efectos de dimensionar el campo solar con distintos múltiplos solares.......................................151

Figura 3.2. Disposición óptima de las presiones de extracción de turbina para el ciclo regenerativo

considerado...........................................................................................................................................154

Figura 3.3. Esquema de temperaturas en un precalentador de superficie del ciclo de potencia .....................155

Figura 3.4. Esquema de un intercambiador de superficie genérico................................................................156

Figura 3.5. Diagrama de flujo para el ciclo de potencia de 20MWe acoplado al campo termosolar refrigerado

por Therminol VP-1 ..............................................................................................................................162

Figura 3.6. Diagrama de Mollier en condiciones nominales del ciclo de potencia acoplado al campo solar

refrigerado por Therminol VP-1 ...........................................................................................................162

Figura 3.7. Diagrama de flujo para el ciclo de potencia de 20MWe acoplado al campo solar refrigerado por

Solar Salt ..............................................................................................................................................165


xv

Figura 3. 8. Diagrama de Mollier en condiciones nominales del ciclo de potencia acoplado al campo solar

refrigerado por Solar Salt..................................................................................................................... 165

Figura 3.9. Diagrama de flujo para el ciclo de potencia de 20MWe acoplado al campo solar GDV............. 168


GDV..................................................................................................................................................... 168

Figura 3.11. Configuración en “H” del campo de colectores CCP para la planta termosolar Andasol 1 ...... 172

Figura 3.12. Configuración en “I” del campo de colectores CCP para la planta termosolar SEGS VI ......... 173

Figura 3.13. Configuración del lazo de colectores para el campo solar refrigerado por Therminol VP-1..... 175

Figura 3.14. Configuración del lazo de colectores para el campo solar refrigerado por Solar Salt ............... 180

Figura 3.15. Configuración del lazo de colectores para el campo solar GDV.............................................. 184

Figura 3.16. Variación del rendimiento isentrópico de la turbina en función del grado de carga ................. 201

Figura 3.17. Rendimiento del turbo-generador en función de la carga.......................................................... 202

Figura 3.18. Rendimiento del ciclo de potencia en función de la carga, para las tres plantas termosolares

consideradas......................................................................................................................................... 208

Figura 3.19. Potencia térmica suministrada por cada uno de los campos solares considerados en función de la

radiación solar directa incidente .......................................................................................................... 209

Figura 3.20. Rendimiento del campo solar en función de la radiación directa, para cada una de las tecnologías

HTF consideradas. ............................................................................................................................... 210

Figura 3.21. Variación del rendimiento anual y del LEC (c€/kWhe) en cada una de las tecnologías

consideradas......................................................................................................................................... 213

Figura 4.1. Rendimiento del ciclo de potencia y del campo solar en función del número de extracciones de

turbina y de la temperatura de entrada a turbina, para una presión de entrada a turbina igual a 90 bar223


turbina y de la temperatura de entrada a turbina, para una presión de entrada a turbina igual a 100 bar

............................................................................................................................................................. 223


turbina y de la temperatura de entrada a turbina, para una presión de entrada a turbina igual a 110 bar

............................................................................................................................................................. 224

Figura 4.4. Rendimiento global de la planta termosolar en función del número de extracciones de turbina y de

la temperatura de entrada a turbina, para una presión de entrada a turbina igual a 90 bar................... 225


la temperatura de entrada a turbina, para una presión de entrada a turbina igual a 100 bar................. 225


la temperatura de entrada a turbina, para una presión de entrada a turbina igual a 110 bar................. 226

Figura 4.7. Diagrama de flujo para el ciclo de potencia de 50 MWe acoplado al campo solar GDV ........... 228

Figura 4.8. Diagrama de Mollier para el ciclo de potencia de 50 MWe acoplado al campo solar GDV ....... 229

Figura 4.9. Configuración del lazo de colectores para la planta termosolar GDV de 50 MWe ..................... 232

Figura 4.10. Posición relativa Sol-colector CCP, en el mediodía solar, para una orientación N-S del eje del

colector (Fuente: Zarza, 2002) ............................................................................................................. 239

Figura 4.11. Variación del rendimiento térmico del ciclo de potencia en función de la carga ...................... 240

Figura 4.12. Potencia térmica del campo solar a cargas parciales en función del número de lazos .............. 241

Figura 4.13. Rendimiento del campo solar en función de la radiación solar directa ..................................... 242

Figura 4.14. Ciclos de limpieza de los espejos y reflectividad media ........................................................... 242

Figura 4.15. Costes de electricidad producida para cada tamaño de campo solar GDV considerado y para los

cinco años en estudio ........................................................................................................................... 245

Figura 4.16. Hibridación redundante de una central “sólo-solar” ................................................................. 247

Figura 4.17. Esquemas de hibridación ciclo del campo solar GDV con un ciclo de Rankine convencional. 248


xvi

Figura 4.18. Esquema de planta termosolar GDV con hibridación en serie con el generador de vapor de un

ciclo combinado convencional ............................................................................................................249

Figura 4.19. Esquema de planta termosolar GDV con hibridación por suplemento solar en la parte de baja

presión de la turbina de vapor de un ciclo combinado convencional ...................................................250

Figura 4.20. Esquema de una planta termosolar GDV con almacenamiento e hibridación ...........................251

Figura 4.21. Rendimiento de la caldera de gas natural en función del grado de carga...................................251

Figura 4.22. Costes de electricidad producida para cada tamaño de campo solar GDV considerado, en función

del porcentaje de hibridación para el año 1998 ....................................................................................253

Figura 4.23. Esquema de una planta termosolar GDV con almacenamiento e hibridación ...........................254

Figura 4.24. Operación de una planta termosolar con múltiplo solar mayor que uno y almacenamiento

térmico..................................................................................................................................................256

Figura 4.25. Potencia térmica del campo solar a cargas parciales en función del número de lazos...............258

Figura 4.26. Ejemplos de días claros en el año tipo utilizado para el cálculo ................................................260

Figura 4.27. Ejemplos de días nublados en el año tipo utilizado para el cálculo ...........................................260

Figura 4.28. Radiación solar directa y potencia térmica producida por los campos solares GDV considerados

para un día claro con horario de invierno (23 de febrero) ....................................................................264

Figura 4.29. Estrategia de operación para la planta termosolar GDV de 44 lazos en un día claro con horario

de invierno (23 de febrero) ...................................................................................................................265






para un día claro con horario de verano (21 de julio) ...........................................................................266


de verano (21 de julio)..........................................................................................................................267






para un día nublado de invierno (13 de marzo) ....................................................................................269

Figura 4.37. Estrategia de operación para la planta termosolar GDV de 44 lazos en un día nublado con

horario de invierno (13 de marzo) ........................................................................................................269






para un día nublado con horario de verano (3 de septiembre) ..............................................................271


horario de verano (3 de septiembre) .....................................................................................................271





Figura 4.44. Coste del kWhe para diferentes tamaños de plantas termosolares GDV con almacenamiento e

hibridación............................................................................................................................................275


xvii

LISTA DE TABLAS

Tabla 1.1. Parámetros de los principales colectores cilindro parabólicos ...................................................... 14

Tabla 1. 2. Absortividad y emisividad del recubrimiento selectivo NAC a 550 ºC, después de 3 y 100 horas

de funcionamiento (Fuente: Benz et al., 2008) ...................................................................................... 18

Tabla 1.3. Características básicas de las plantas SEGS-I a SEGS-IX ............................................................. 30

Tabla 1. 4. Materiales utilizados en el almacenamiento para sistemas solares de concentración de media y alta

temperatura (Fuente: Winter et al., 1990) .............................................................................................. 38

Tabla 1.5. Experiencias de sistemas de almacenamiento en plantas termosolares. ......................................... 43

Tabla 1.6. Características principales de la fila de colectores DISS................................................................ 53

Tabla 1.7. Modos de operación principales de la fila de colectores DISS....................................................... 54

Tabla 1.8. Resultados de la simulación del funcionamiento anual de la planta ALMERÍA GDV .................. 60

Tabla 2.1. Parámetros ópticos del colector Eurotrough .................................................................................. 77

Tabla 2.2. Relación de los números empleados en los subíndices................................................................... 89

Tabla 2.3. Definiciones de los flujos de calor que intervienen en el balance energético................................. 90

Tabla 2.4. Correlaciones para el cálculo del coeficiente global de transmisión de calor en ebullición ........... 93

Tabla 2.5. Parámetros ópticos del colector Eurotrough ................................................................................ 118

Tabla 2.6. Parámetros geométricos del colector Eurotrough ........................................................................ 119

Tabla 2.7. Valores del coeficiente y, para distintos tipos de acero, en función de la temperatura................. 120

Tabla 2.8. Valores de la tensión máxima admisible para el acero A335 ....................................................... 120

Tabla 2.9. Condiciones para el punto de diseño elegido ............................................................................... 121

Tabla 2.10. Configuración para un lazo tipo de generación directa de vapor, en una planta de 50 MWe ..... 122

Tabla 2.11. Condiciones de entalpía, temperatura y presión para los caudales másicos de los puntos marcados

en la figura (2.15)................................................................................................................................. 123

Tabla 2.12. Resultado de la simulación de la fila tipo GDV en condiciones nominales ............................... 123

Tabla 3.1. Características de las sales de nitrato empleadas en aplicaciones solares .................................... 144

Tabla 3.2. Parámetros característicos en el punto de diseño para la planta termosolar de 20 MWe .............. 150

Tabla 3.3. Parámetros característicos de los ciclos de Rankine en función de la potencia............................ 152

Tabla 3.4. Parámetros en condiciones nominales de los ciclos de potencia elegido para cada tecnología HTF

............................................................................................................................................................. 153

Tabla 3.5. Propiedades termofísicas, en condiciones nominales, de los puntos principales del ciclo de

Rankine acoplado a un campo solar refrigerado por Therminol VP-1 ................................................. 163

Tabla 3.6. Resultados globales de la simulación en condiciones nominales del ciclo de Rankine acoplado al

campo solar refrigerado por Therminol VP-1 ...................................................................................... 164

Tabla 3.7. Parámetros térmicos de los cambiadores de calor del ciclo de potencia acoplado al campo solar

refrigerado por Therminol VP-1........................................................................................................... 164

Tabla 3.8. Propiedades termofísicas, en condiciones nominales, de los puntos principales del ciclo de

Rankine acoplado a un campo solar refrigerado por Solar Salt ........................................................... 166

Tabla 3.9. Resultados de la simulación del ciclo de Rankine acoplado a un campo solar refrigerado por Solar

Salt ....................................................................................................................................................... 167


refrigerado por Solar Salt..................................................................................................................... 167

Tabla 3.11. Propiedades termofísicas en los puntos principales del ciclo de Rankine acoplado a un campo

solar GDV............................................................................................................................................ 169

Tabla 3.12. Resultados de la simulación del ciclo de Rankine acoplado a un campo solar GDV................. 170

Resumen

xviii


GDV .....................................................................................................................................................170

Tabla 3.14. Parámetros principales de los ciclos de potencia acoplados a cada uno de los campo solares....170

Tabla 3.15. Potencia térmica y caudal de fluido calorífero necesario en condiciones de diseño para cada uno

de los casos considerados .....................................................................................................................174

Tabla 3.16. Configuración de las conexiones entre colectores para un mismo lazo ......................................175

Tabla 3.17. Parámetros geométricos del lazo de colectores para el campo solar refrigerado por Therminol

VP-1......................................................................................................................................................176

Tabla 3.18. Propiedades termofísicas del Therminol VP-1, módulo a módulo, a lo largo del lazo de colectores

en condiciones de diseño ......................................................................................................................177

Tabla 3.19. Resultados de la simulación del lazo de colectores de Therminol VP-1 en condiciones de diseño

..............................................................................................................................................................179

Tabla 3.20. Propiedades termofísicas de la Solar Salt, módulo a módulo, a lo largo del lazo de colectores en

condiciones de diseño...........................................................................................................................181

Tabla 3.21. Resultados de la simulación del lazo de colectores de Solar Salt en condiciones de diseño .....183

Tabla 3.22. Propiedades termofísicas del agua-vapor, módulo a módulo, a lo largo de la zona de

precalentamiento y ebullición, en condiciones de diseño.....................................................................185


sobrecalentamiento, en condiciones de diseño .....................................................................................187

Tabla 3.24. Resultados de la simulación del lazo de colectores GDV en condiciones de diseño .................188

Tabla 3.25. Comparación entre los resultados de la simulación del lazo de colectores para cada una de las

tecnologías HTF, en condiciones de diseño .........................................................................................188

Tabla 3.26. Configuración de las tuberías colectores de la planta termosolar ...............................................189

Tabla 3.27. Propiedades termofísicas del Therminol VP-1, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de

entrada al sub-campo oeste (aceite frío) ...............................................................................................190


entrada al sub-campo este (aceite frío) .................................................................................................191


salida del sub-campo oeste (aceite caliente) .........................................................................................191


salida del sub-campo este (aceite caliente) ...........................................................................................192

Tabla 3.31. Propiedades termofísicas de la sal Solar Salt, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de

entrada al sub-campo oeste (sal fría) ....................................................................................................193


entrada al sub-campo este (sal fría) ......................................................................................................193


salida del sub-campo oeste (sal caliente)..............................................................................................194


salida del sub-campo oeste (sal caliente)..............................................................................................194

Tabla 3.35. Propiedades termofísicas del agua, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de entrada a

los sub-campos este y oeste del campo solar GDV ..............................................................................195

Tabla 3.36. Propiedades termofísicas del vapor, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de salida de

los sub-campos este y oeste del campo solar GDV ..............................................................................196

Tabla 3.37. Rendimiento global de la planta termosolar en condiciones nominales para cada una de las tres

tecnologías HTF consideradas..............................................................................................................197

Tabla 3.38. Medias mensuales de los datos de radiación directa para un año meteorológico tipo.................199

Tabla 3.39. Desviaciones máximas y mínimas respecto a los valores mensuales de radiación directa .........199

Tabla 3.40. Comparación del año tipo con los valores de los años escogidos para la simulación .................199


xix

Tabla 3.41. Análisis del comportamiento térmico del ciclo a caras parciales, para cada una de las tecnologías

HTF consideradas. ............................................................................................................................... 207

Tabla 3.42. Potencia térmica del campo solar en función de la radiación directa, para cada uno de los tres

casos de fluido calorífero considerados. .............................................................................................. 209

Tabla 3.43. Datos de coste utilizados para el análisis económico de las tres tecnologías HTF..................... 211

Tabla 3.44. Producción anual y coste del kWhe para cada una de las tres tecnologías HTF consideradas ... 212

Tabla 4.1. Parámetros característicos de los ciclos de Rankine en función de la potencia............................ 220

Tabla 4.2. Parámetros en condiciones nominales de los ciclos de potencia considerados ............................ 222

Tabla 4.3. Parámetros característicos en el punto de diseño para la planta termosolar GDV de 50 MWe ... 227

Tabla 4.4. Propiedades termofísicas en los puntos principales del ciclo de Rankine de 50 MWe acoplado a un

campo solar GDV ................................................................................................................................ 230


precalentamiento y evaporación, en condiciones de diseño................................................................. 233


sobrecalentamiento, en condiciones de diseño..................................................................................... 235

Tabla 4.7. Resultados de la simulación del lazo de colectores GDV en condiciones de diseño................... 236

Tabla 4.8. Propiedades termofísicas del agua fría, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de entrada

al campo solar ...................................................................................................................................... 236

Tabla 4.9. Propiedades termofísicas del agua fría, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de entrada

al campo solar ...................................................................................................................................... 237

Tabla 4.10. Múltiplo solar para cada tamaño de campo considerado............................................................ 238

Tabla 4.11. Parámetros característicos del ciclo de potencia para distintos niveles de carga........................ 239

Tabla 4. 12. Potencia térmica del campo solar en función de la radiación solar directa incidente ................ 241

Tabla 4.13. Producción anual de energía eléctrica para cada tamaño de campo solar GDV considerado y para

los cinco años en estudio...................................................................................................................... 243

Tabla 4.14. Datos de coste utilizados para el análisis económico de las plantas termosolares GDV............ 244

Tabla 4.15. Costes de la electricidad producida para cada tamaño de campo solar GDV considerado y para

los cinco años en estudio...................................................................................................................... 245

Tabla 4.16. Producción anual de energía eléctrica para cada tamaño de campo solar GDV considerado, en

función del porcentaje de hibridación fósil para el año 1998............................................................... 252

Tabla 4.17. Costes de electricidad producida para cada tamaño de campo solar GDV considerado, en función

del porcentaje de hibridación para el año 1998.................................................................................... 252

Tabla 4.18. Consumo de combustible fósil para cada tamaño de campo solar GDV considerado, en función

del porcentaje de hibridación ............................................................................................................... 253

Tabla 4.19. Configuración del lazo de colectores para la planta GDV considerada...................................... 257

Tabla 4.20. Múltiplo solar para cada tamaño de campo considerado............................................................ 257

Tabla 4.21. Regresiones lineales para el cálculo de la potencia térmica del campo solar GDV en función de la

radiación solar directa .......................................................................................................................... 258

Tabla 4.22. Meses elegidos para la elaboración del año meteorológico tipo en la Plataforma Solar de Almería

............................................................................................................................................................. 259

Tabla 4. 23. Clasificación de los días del año meteorológico tipo utilizado para el cálculo ......................... 261

Tabla 4.24. Porcentaje mensual de días claros, nublados y cubiertos en Almería, España ........................... 262

Tabla 4.25. Discriminación horaria para el sistema de tarifas español (BOE, 661/2007) ............................. 262

Tabla 4.26. Energía eléctrica anual producida para cada tamaño de campo solar GDV considerado ........... 273

Tabla 4.27. Consumo de combustible fósil y porcentaje de hibridación para cada tamaño de campo solar

GDV considerado ................................................................................................................................ 273

Tabla 4.28. Coste del kWhe para cada tamaño de campo solar GDV considerado........................................ 274


xxi

RESUMEN

Esta tesis doctoral se ha centrado en el estudio de la generación directa de vapor en colectores cilindro parabólicos, como una alternativa viable a corto plazo para la producción de electricidad mediante sistemas de concentración solar. Las dos líneas de investigación principales de esta tesis han sido el estudio termofluidodinámico del proceso de generación directa de vapor dentro del tubo receptor del colector cilindro parabólico -proceso GDV- y la integración de dicho proceso en plantas termosolares para la producción de electricidad. La novedad de esta tesis reside en que, hasta el momento, no existe ninguna planta termosolar de generación directa de vapor con colectores cilindro parabólicos, y sólo se ha construido un lazo de pruebas para ensayar esta tecnología en la Plataforma Solar de Almería, dentro del proyecto DISS (DIrect Steam Generation). A partir de este proyecto, que sirvió para demostrar la viabilidad técnica de la generación directa de vapor, se han puesto en marcha dos nuevos proyectos para la construcción de centrales termosolares basadas en esta tecnología, de pequeña potencia (3 MWe y 5 MWe), aunque el objetivo final sigue siendo la construcción, en un futuro, de una planta de 50 MWe. Para iniciar el estudio de la generación directa de vapor en colectores cilindro parabólicos, se ha desarrollado un modelo termofluidodinámico del tubo receptor a través del cual pasa el fluido calorífero, en este caso, agua-vapor. Dicho modelo estudia de forma muy detallada las correlaciones para la transmisión de calor entre las diferentes superficies, con especial atención a la simulación de la zona de flujo bifásico por el interior del tubo receptor, tanto en la determinación del coeficiente de transmisión de calor por convección como en la pérdida de presión en este régimen. Debido a que el modelo termofluidodinámico está basado en balances teóricos de energía en lugar de coeficientes globales de transmisión de calor, presenta dos ventajas importantes sobre otros modelos similares de generación directa de vapor. Por un lado, permite analizar y optimizar los parámetros de diseño -ópticos, térmicos y geométricos- del tubo receptor. Por otro lado, permite estudiar el comportamiento térmico del colector cuando circulan otros fluidos de trabajo a través del tubo receptor, sin más que cambiar las propiedades características del fluido de trabajo. De esta forma, se ha realizado en primer lugar un análisis de sensibilidad para identificar los parámetros de diseño que más influyen en el comportamiento térmico de un lazo de colectores tipo integrado en una planta GDV de 50 MWe. El análisis se ha realizado desde un punto de vista energético y exergético. Se ha considerado importante incorporar la variable exergía, pues informa sobre la calidad de la energía transmitida y las irreversiblidades asociadas a dicha transmisión. En segundo lugar, se ha podido realizar un análisis comparativo de la generación directa de vapor con otras tecnologías que emplean diferentes fluidos de trabajo en el receptor del colector cilindro parabólico. Estas tecnologías, en las que el fluido calorífero del campo solar no coincide con el fluido de trabajo del bloque de potencia se engloban bajo el nombre de tecnologías HTF (Hear Transfer Fluid). Los fluidos de trabajo que se han considerado para este estudio han sido: agua-vapor, aceite (Therminol VP-1) y sales fundidas (Solar Salt). Con el fin de fijar una adecuada ventana de diseño en la que cada tecnología pueda ser comparada en condiciones similares, el estudio comparativo se ha centrado en una planta de 20 MWe para cada una de las tecnologías consideradas, sin hibridación ni almacenamiento térmico. Los resultados obtenidos en este estudio ponen de manifiesto que la generación directa de vapor presenta unos rendimientos, en condiciones de diseño y anuales, claramente superiores a los de las otras tecnologías HTF. Existen multitud de factores que influyen en estas diferencias. Entre otros, la ausencia de un generador

Resumen

xxii

de vapor intermedio entre el campo solar y el bloque de potencia, además de la menor superficie de espejos que se precisa en el caso de la generación directa de vapor. Para terminar este trabajo de investigación, el estudio se ha centrado en una planta termosolar GDV de 50 MWe. Se ha elegido este tamaño de planta porque es el tamaño óptimo para trabajar con colectores cilindro parabólicos. No se recomienda ir a tamaños de planta mucho mayores, ya que el control y la estabilidad entre lazos paralelos se complica a medida que aumenta la extensión del campo solar; las pérdidas de cargas en las tuberías de interconexión crecen exponencialmente al aumentar el tamaño del campo; de igual forma, los costes de inversión también se multiplican al aumentar la superficie de espejos. Una vez fijado el tamaño de planta, el estudio se ha centrado en la optimización del acoplamiento campo solar-bloque de potencia. Como resultado de dicho análisis se han identificado los parámetros de acoplamiento, proponiéndose valores óptimos para cada uno de ellos. Por último, se han propuesto tres esquemas de plantas termosolares GDV de 50 MWe: plantas sin almacenamiento ni hibridación, plantas con hibridación mediante caldera auxiliar de gas natural, y plantas con almacenamiento e hibridación. Se ha considerado que los dos primeros esquemas no tienen control sobre el intervalo de producción, mientras que el último esquema sí que tiene un intervalo de producción fijo en el que la planta está conectada a la red eléctrica. Respecto a la planta termosolar sin almacenamiento ni hibridación, se ha realizado una optimización del sobredimensionamiento del campo solar respecto del bloque de potencia. Dicha optimización consiste en encontrar el tamaño de campo solar óptimo, es decir, aquel para el que el precio del kWhe se minimiza. Los estudios realizados, basados en datos semi-horarios de 5 años, proponen como valor óptimo un múltiplo solar igual a 1.25. En segundo lugar, se ha analizado el esquema de planta termosolar con hibridación fósil y sin almacenamiento. Se ha comprobado que el hecho de introducir hibridación siempre supone una reducción del coste del kWhe. No se puede concluir con este resultado que la configuración óptima consiste en minimizar el aporte solar. Puede que esto sea cierto con el estado de costes actuales, pero en el momento que se encarezca el precio del combustible fósil o se abaraten los costes de la tecnología solar, la afirmación anterior deja de cumplirse. Sin embargo la hibridación con combustible fósil es una solución a corto-medio plazo para el desarrollo de ésta y otras tecnologías de concentración solar. Esta propuesta toma más fuerza incluso si se tiene presente que los sistemas de almacenamiento se encuentran todavía en un nivel de desarrollo muy incipiente. Por último, se ha analizado el esquema de planta termosolar más completo, con almacenamiento, hibridación con caldera auxiliar y un intervalo de producción eléctrica definido. Para este último análisis, se han tomado datos cada 5 minutos de un año meteorológico tipo. Este último esquema se propone como la mejor opción a futuro, ya que el hecho de poder establecer con anterioridad el intervalo de producción en el que la planta va a estar en funcionamiento supone una ventaja importante de esta tecnología sobre otras formas de producción de energía eléctrica mediante fuentes renovables. De esta forma, se podría vender la electricidad en los periodos de mayor demanda, beneficiándose de precios mejores: y se eliminaría uno de los grandes problemas de las energías renovables, que son las inestabilidades que se pueden provocar en la red eléctrica como consecuencia de la aleatoriedad de estas fuentes de energía.


xxiii

ABSTRACT

This Thesis is dedicated to Direct Steam Generation (DSG) in parabolic trough collectors, as an alternative

to electricity production by means of Solar Concentrating Technologies.

This study has been carried out following two main points: the thermofluidynamic model of direct steam

generation in parabolic trough collectors and integration of this process in solar thermal power plants to

electricity production.

This thesis innovation is based on the fact that there are no direct steam generation parabolic trough power

plants at present, and only a test loop has been constructed in Plataforma Solar de Almería, within the DISS

(DIrect Steam Generation) project. After this project, that demonstrated technical viability of direct steam

generation, two other projects have been started, for the development of two pre-commercial demonstration

plants based on DSG technology. Net electrical power of these plants will be 3 MWe and 5 MWe, although

the latest objective is the construction of a 50 MWe DSG parabolic trough plant.

The first step in this study has been the development of a thermofluidynamic model of the parabolic trough

receiver tube refrigerated by water-steam. This model makes a comprehensive analysis of the heat transfer

correlations and pressure drop equations that characterize both single-phase two two-phase regions.

Because of the model is based on theoretical thermal balances rather than empirical global heat transfer

coefficients, it presents two important advantages in comparison with other similar models. On the one hand,

it can be applied to evaluate and optimize the receiver tube design parameters -optical, thermal and

geometrical parameters-. On the other hand it can be applied to study the parabolic trough thermal behaviour

when they are refrigerated by other fluids, changing certain thermal fluid properties.

As a consequence of the first advantage, a sensitivity analysis has been carried out in order to identify the

more important design parameters from the point of view of the energy and exergy efficiency. Exergy is

considered the suitable magnitude to guide any optimization process in this field, because it accounts for all

relevant energy gains and losses, characterized by their corresponding temperature and pressure.

The second advantage has been the basis for the comparative analysis between Direct Steam Generation and

HTF (Heat Transfer Fluid). In these last technologies the heat transfer fluid in the solar field and the working

fluid in the power block are different, so a steam generation is necessary between both systems. The three

heat transfer fluids analyzed have been water-steam, oil (Therminol VP-1) and molten salt (Solar Salt).

In order to have a proper framework in which each HTF technology can be analyzed in similar conditions, a

reference configuration for a 20 MWe solar-only power plant, using neither hybridization nor thermal storage,

has been set according to the state-of-art of the engineering plant lay-out for each technology. Results from

this study show that direct steam generation design-point and annual efficiencies are greater than those of the

other HTF technologies. There are several reasons for these differences. For example, there is no need for a

steam generator in the case of direct steam generation, and the solar field is also more compact in this case.

The last chapter of this Thesis focuses on the study of a 50 MWe DSG power plant. This nominal power has

been selected because it is an optimum size for parabolic trough plants. It is not recommended greater powers,

because the control and the stability between parallel loops are more complicated in more extensive fields;

Abstract

xxiv

pressure drop increases in an exponential manner as the piping system length increases; in the same way,

inversion costs raise as collector surface extends.

Once the nominal power has been set, the analysis has been focused on the optimization of solar field - power

block coupling. As a result of this analysis, the main coupling parameters have been identified, and optimal

values for these parameters have been proposed.

Three different layouts for 50 MWe DSG plants have been proposed: solar plants using neither hybridization

nor thermal storage, solar plants with auxiliary fossil-fired heater and hybrid solar plants with thermal storage.

It has been also considered two operation strategies: solar dispatching, for the first and second solar plant

layouts presented, and scheduled load mode, for the case of considering both thermal storage and fossil

hybridization.

An optimization of the solar field size has been done for the case of solar-only DSG thermal power plant.

This optimization involves to calculate the solar multiple for which the levelized cost of energy is minimum.

The simulation has been done on the basis of a five-years solar radiation data, resulting an optimum solar

multiple equal to 1.25.

The analysis on the second solar plant layout proposed has demonstrated that hybrid schemes always reduce

the kWhe price. This result does not mean that the optimum configuration consists of a minimum solar

contribution. This is true within the current economical framework, in which fossil prices are low and the

solar technology is expensive. Nevertheless, fossil hybridization is proposed as a short-medium term solution

for the concentrated solar thermal technologies, even more in case of taking into account that thermal storage

systems are still being tested.

At last, the hybrid solar plant with thermal storage and a scheduled load mode has been analyzed. The annual

electricity production has been calculated by simulating the plant performance over a reference

meteorological year at Plataforma Solar de Almería, with five-minutes beam solar radiation data.

This last layout is proposed as the best option for the future, because the scheduled load mode is an important

advantage of this technology over other renewable energy based technologies. As a result, electricity could

be sold during peak-periods; and one of the main problems of renewable energy for electricity production

would be overcome because instabilities in the national grid, owing to this energy resources aleatoriety,

would be avoided.


xxv

INTRODUCCIÓN

Los sistemas solares de concentración están adquiriendo cada vez mas fuerza como tecnologías para la

producción de energía eléctrica. Prueba de ello, son los más de 2000 MWe que figuran como inscritos

provisionalmente en el Registro de Instalaciones de Producción de Energía Eléctrica en el Régimen Especial,

en España. En la figura que aparece a continuación se muestran los proyectos, en fase de explotación,

ejecución o promoción, en mayo de 2007.

Figura 1. Proyectos de centrales termosolares existentes en España, en mayo de 2007 (Fuente: Registro de Instalaciones de Producción de Energía Eléctrica en el Régimen Especial e IDAE)

De todos los proyectos que se muestran en la figura 1, la mayor parte, a excepción de las plantas PS10 y

PS20, se refieren a centrales termosolares de colectores cilindro parabólicos. Todas ellas utilizan aceite como

fluido calorífero en el campo solar, tecnología que se denomina Heat Transfer Fluid, pues se caracteriza

porque el fluido de trabajo en el campo solar no es igual al fluido del ciclo de potencia (en general, agua-

vapor), por lo que precisan de un intercambiador de calor intermedio. Esta tecnología ha sido la que se ha

utilizado hasta el momento en plantas comerciales, desde las primeras plantas instaladas en California

durante la década de los ochenta, hasta ahora.

Frente a esta tecnología convencional, la generación directa de vapor en colectores cilindro parabólicos

(proceso GDV) se presenta como una opción muy atractiva para reducir el coste de la electricidad generada

utilizando estos sistemas de concentración solar. Mediante esta tecnología se aumenta el rendimiento anual

de la planta debido, entre otros factores, a la eliminación de las pérdidas de calor asociadas a los

intercambiadores de calor intermedios entre el campo solar y el bloque de potencia, necesarios en caso de que

el fluido calorífero del campo solar no coincida con el fluido de trabajo del ciclo de potencia. Además, se

Introducción

xxvi

reducen los costes del sistema solar, ya que la mayor inversión en tuberías que aguanten las presiones

óptimas de trabajo del vapor queda compensada por el ahorro en otros sistemas específicos del uso de aceites,

sales u otros fluidos de trabajo en el campo solar: cambiadores de calor, sistemas anti-incendios, tanques de

expansión, sistemas calefactores para el tanque de almacenamiento, etc.

Esta tecnología se ha probado con éxito en el proyecto DISS, donde actualmente se produce vapor

sobrecalentado a 100 bar en los tubos receptores de los colectores LS-3. A partir de este proyecto, se han

puesto en marcha dos proyectos para la construcción de centrales termosolares empleando esta tecnología en

España. El primer proyecto, Almería GDV, pretende construir una central de 3 MWe en la Plataforma Solar

de Almería. El segundo proyecto, Real DISS, tiene por objetivo final la construcción de una central de 50

MWe en Carboneras, aunque como paso previo, se quiere ensayar un lazo de pruebas con componentes

mejorados, también en Almería.

La elaboración de componentes mejorados para la generación directa de vapor en colectores cilindro

parabólicos es uno de los aspectos clave para el desarrollo de esta tecnología. Se espera que en breve se

puedan comercializar tubos absorbedores para trabajar a más alta temperatura y presión (525 ºC y110 bar).

De esta forma quedaría todavía más patente las ventajas del vapor frente al aceite sintético, ya que la

temperatura límite de operación de este último es 400 ºC; por encima de dicha temperatura, el aceite se

degrada. Con los tubos absorbedores actuales, esta limitación no supone un inconveniente propiamente, ya

que la superficie selectiva del tubo absorbedor limita también la temperatura a estos valores. Otro sistema

clave para el despliegue de la generación directa de vapor en colectores cilindro parabólicos es el sistema de

almacenamiento térmico, pues hasta el momento no se ha desarrollado ningún sistema eficiente para la

generación directa de vapor. Dentro del proyecto Real DISS se quiere probar un sistema de almacenamiento

basado en módulos especialmente adaptados a cada una de las secciones del proceso de generación directa de

vapor: precalentamiento, evaporación y sobrecalentamiento.

Para los estudios que se han realizado en esta tesis, se ha supuesto la existencia de ambos componentes, tubos

absorbedores optimizados y sistemas de almacenamiento, por dos razones; porque se espera que puedan estar

disponibles en un periodo de tiempo relativamente corto y porque además este trabajo pretende dar una serie

de pautas de actuación que puedan servir pasa desarrollos futuros dentro de esta tecnología.

Una vez adoptadas estas hipótesis, el estudio se ha centrado en la optimización, tanto desde el punto de vista

energético como desde el punto de vista exergético, de un lazo tipo de generación directa de vapor incluido

dentro de una central termosolar de 50 MWe. Como resultado de esa simulación, se han obtenido valores

óptimos para los parámetros de diseño considerados, poniéndose de manifiesto la influencia de los

parámetros ópticos en el rendimiento del colector, así como la necesidad de disminuir la emisividad de la

superficie selectiva del tubo absorbente si se quiere que este trabaje a mayores temperaturas. En un segundo

paso, se ha hecho un análisis comparativo entre la generación directa de vapor con otras tecnologías que

emplean diferentes fluidos caloríferos en el campo solar: aceite -ya mencionado- y sales fundidas. Con este

análisis se ha podido comprobar la ventaja que representa la tecnología GDV, con un mayor rendimiento

anual y un menor coste del kWhe.

Por último, el estudio se ha centrado en una central de generación directa de vapor de 50 MWe,

proponiéndose tres esquemas diferentes: planta termosolar sin almacenamiento ni hibridación, planta con

hibridación y sin almacenamiento, y planta con almacenamiento e hibridación. En los dos primeros casos se

considera que no existe un intervalo de producción de energía eléctrica previamente fijado, mientras que en

el último caso sí se puede hablar de un control sobre la producción de electricidad.


xxvii

Estos tres esquemas que se proponen marcan además unas pautas de funcionamiento para un futuro próximo,

pues se espera que las primeras centrales termosolares que se construyan con esta tecnología respondan a

alguno de ellos. En concreto, las primeras plantas GDV responderán al esquema más sencillo, sin

almacenamiento y con posibilidad de hibridación mediante combustible fósil, mientras que las centrales

posteriores evolucionarán a incorporar almacenamiento térmico, que es la forma más eficiente de asegurar el

control sobre el intervalo de producción de la planta.

Introducción

xxviii


1

CAPÍTULO 1: ESTUDIO DE LAS TECNOLOGÍAS DE CONCENTRACIÓN SOLAR MEDIANTE COLECTORES CILINDRO PARABÓLICOS

Se ha querido dedicar el primer capítulo de esta tesis doctoral a hacer una revisión del estado del arte en las

tecnologías de concentración solar y, en concreto, en la generación directa de vapor con colectores cilindro

parabólicos. Para realizar este estudio, se han ubicado en primer lugar dichos colectores dentro de las

tecnologías de concentración solar. Estos colectores están constituidos por un espejo concentrador cilíndrico

de sección parabólica y un tubo receptor, con seguimiento en un único eje, el de elevación. Aunque sus

razones de concentración (entre 30 y 90) se sitúan entre las más bajas de los sistemas solares de

concentración, la experiencia adquirida en esta tecnología es mucho mayor que en cualquier otra, como lo

demuestra la gran cantidad de centrales termosolares de este tipo que se están construyendo en el mundo.

Prácticamente todas las centrales de colectores cilindro parabólicos que están en proyecto de ejecución

utilizan aceite como fluido calorífero en el campo solar, tecnología que ya se adoptó en las plantas

termosolares que se construyeron en la década de los 80 (plantas SEGS en California). Frente a esta opción,

en esta tesis se ha querido profundizar en una alternativa para elevar el rendimiento de las plantas de

colectores cilindro parabólicos: la generación directa de vapor en el interior de los tubos receptores (proceso

GDV).

El proyecto más emblemático dentro de la generación directa de vapor ha sido el proyecto DISS (1996-2001).

Este proyecto sirvió para demostrar la viabilidad técnica de este tipo de tecnología. A partir de este proyecto,

como se cita al final del capítulo, se han desarrollado dos proyectos con el fin de implementar la generación

directa de vapor en plantas termosolares de producción de electricidad: el proyecto INDITEP y su

continuación en ALMERÍA GDV, que tiene como objetivo la construcción de una central de 3 MWe; y el

proyecto REAL DISS, que se ha centrado en la mejora de componentes como paso previo para la

construcción de una central de 50 MWe.

1.1. Introducción

Este primer apartado trata de aspectos fundamentales de la energía solar, como son los tipos de radiación

solar que existen a nivel de la superficie terrestre, y su aprovechamiento, centrándose ya en la energía solar

térmica. Dentro de este último punto, se ha considerado importante hacer una relación de los parámetros

característicos de las superficies reales para el aprovechamiento térmico de la radiación solar, pues muchos

de dichos conceptos se irán nombrando a lo largo de los sucesivos capítulos.

Por último, se ha hecho una clasificación esquemática de los colectores solares térmicos atendiendo a la

razón de concentración, para situar los colectores cilindro parabólicos, tecnología en la que se ha centrado

esta tesis, dentro de los colectores con concentración; en concreto, la razón de concentración de este tipo de

colectores oscila entre 30 y 90, como se verá a continuación.

Capítulo 1 Estudio de las tecnologías de concentración solar mediante colectores cilindro parabólicos

2

1.1.1. El Sol y la irradiación solar

El Sol, como cualquier otra estrella activa, es un gigantesco reactor de fusión en el que cada segundo se

generan 600 millones de toneladas de helio a través del ciclo protón-protón, que puede sintetizarse en la

siguiente reacción: MeVeHep e 2,2624 4 +++→ − ν . Estos procesos de fusión nuclear liberan una enorme

cantidad de potencia calorífica, evaluada en 3.86·1023 kWth.

A pesar de la compleja estructura del Sol, para el aprovechamiento de su energía se puede adoptar un modelo

mucho más simplificado. Así, se considera el Sol como un cuerpo negro que radia energía a la temperatura de

5780 K, ya que su distribución espectral es muy similar a la de dicho cuerpo negro para el rango de

longitudes de onda típico de los procesos térmicos y fototérmicos.

En la figura (1.1) se ha representado la distribución espectral de la radiación extraterrestre y de la radiación a

nivel del mar.

Figura 1.1. Intensidad del espectro solar en función de la longitud de onda

(Fuente: Martínez-Val et al., 2004)

Se denomina radiación extraterrestre a la radiación que llega a la Tierra procedente del Sol y que no ha

sufrido todavía la atenuación atmosférica. Lógicamente, esta radiación sí que va a estar sometida a una

atenuación geométrica (proporcional a la distancia al cuadrado), de tal forma que en el exterior de la

atmósfera terrestre su valor es de 1.73·1014 kW, o también, 1.353 kW/m2, que es el valor de la constante solar,

Gsc.

Existen dos fuentes de variación de la radiación solar extraterrestre que deben ser tenidas en cuenta (Duffie y

Beckman, 1991):


3

- La variación intrínseca de la radiación emitida por el Sol. En la bibliografía se pueden encontrar

distintas explicaciones de estas alteraciones, muchas de ellas contradictorias. Debido a esta

incertidumbre y a que representan un valor muy pequeño comparado con las variaciones

atmosféricas, la energía que emite el Sol puede considerarse constante para aplicaciones de

ingeniería.

La variación de la distancia Tierra-Sol, sin embargo, sí que ha de tenerse en cuenta, por producir una

variación del flujo de radiación en el rango de ±3%. La dependencia de la radiación extraterrestre con el día

del año viene dado por la ecuación (1.1)

⋅⋅+⋅=

365

360cos033,01

nGG scon

(1.1)

donde n es el día del año y Gsc el valor antes dicho de la constante solar, 1.353 kW/m2.

Al atravesar la capa atmosférica, la radiación va a ser difundida y absorbida, incluso reflejada, por las

moléculas en suspensión dentro de la misma, como por ejemplo el vapor de agua condensado en las nubes.

No obstante, como habrá una cierta cantidad de radiación solar que no encontrará obstáculo y otra cantidad

que sí, se introducen los siguientes conceptos:

- Radiación directa: es la radiación solar recibida en la superficie terrestre sin que haya sufrido

ningún cambio de dirección en su recorrido.

- Radiación difusa: es la componente de la radiación solar recibida en la superficie terrestre después

de que los procesos de dispersión (reflexión y difusión) por la atmósfera hayan modificado su

recorrido.

- Radiación de albedo: es la componente de la radiación solar procedente de la reflexión del suelo.

La radiación total será la suma de la radiación directa, difusa y de albedo.

Como conclusión, se puede afirmar que la radiación total incidente sobre la superficie de la Tierra va a estar

sujeta a variaciones, algunas previsibles (diurnas y estacionales) y otras no previsibles (las meteorológicas,

particularmente el vapor de agua condensado en las nubes.

Por ello, como se observa en la figura (1.1), la distribución espectral de la radiación solar a nivel del mar se

modifica respecto a la extraterrestre. Estas variaciones son sin duda un problema para la explotación de la

energía solar térmica, que puede paliarse en cierta medida con mecanismos de almacenamiento de energía.

Conviene subrayar que el nivel de radiación solar que llega a la superficie de la Tierra es relativamente

moderado, e incluso muy bajo, para las aplicaciones industriales, lo cual comporta numerosos problemas que

en definitiva se manifiestan como dificultades de coste y tecnología para aprovechar esta energía. En el caso

de necesitarse flujos de energía no muy altos, se puede utilizar radiación difusa, que tiene la ventaja de no

requerir ningún tipo de movimiento de los paneles solares para hacer un seguimiento del sol a lo largo de su

trayectoria diurna. Por el contrario, si las aplicaciones energéticas requieren mayores valores de flujo de


4

radiación, hay que concentrar la radiación solar, y ello sólo puede hacerse con la radiación directa, lo cual

restringe la ubicación de estas aplicaciones a los parajes de gran insolación, ya que de otra forma se

encontrarían muy pocas horas al año de radiación útil a los efectos buscados por este tipo de colectores.

1.1.2. Parámetros característicos de las superficies reales para el aprovechamiento térmico de la radiación solar.

El fenómeno de transmisión de calor por radiación es sin duda el más importante en el proceso de conversión

de la energía solar a energía térmica. No sólo interviene en la energía que llega a la Tierra procedente del Sol,

sino también en la transferencia de calor dentro del colector, donde predomina frente a la conducción y a la

convección.

Todos los cuerpos, por el hecho de encontrarse a una temperatura determinada, emiten radiación

electromagnética, caracterizada a través de la intensidad de radiación, Ie, que es la velocidad de emisión de

energía radiante en una dirección determinada, por unidad de área de la superficie emisora normal a esa

dirección, por unidad de ángulo sólido sobre esa dirección, ecuación (1.2) (Siegel y Howell, 1992).

( )

⋅⋅⋅

=srm

W

ddA

dqI e 2

1 cos,

ωθφθ

(1.2)

A partir de esta definición, se pueden introducir dos conceptos que se emplean a menudo en energía solar, la

potencia emisiva de una superficie, E, y la irradiación, G.

Se define la potencia emisiva de una superficie como la velocidad de emisión de energía por unidad de dicha

superficie (W/m2).

La potencia emisiva total, para el caso de un emisor difuso, es decir, que no tiene direcciones preferenciales,

adopta la expresión (1.3):

eIE ⋅= π

(1.3)

donde Ie es la intensidad total (W/m2·sr) de la radiación emitida.

Para caracterizar la potencia emisiva utilizamos un parámetro denominado emisividad. La emisividad se

define respecto a una superficie ideal, el cuerpo negro, que se caracteriza, entre otras cosas, por ser la

superficie que emite más radiación para una temperatura dada. La emisividad de un cuerpo negro admite una

expresión analítica sencilla, la ley de Stefan-Boltzmann, tal y como aparece en la ecuación (1.4)

( )24 mWTEb ⋅=σ

(1.4)

Donde σ es la constante de Stefan-Boltzmann, de valor 5.67·10-8W/m2·K4.


5

La emisividad de una superficie real viene dada, por tanto, por la ecuación (1.5).

( ) ( )( )

( ) ( ) 4

4TTE

T

TE

TE

TET

b

⋅⋅=⇒⋅

== σεσ

ε

(1.5)

Por otro lado, la irradiación G es el flujo de energía radiante que incide sobre una superficie (W/m2). Es el

resultado de las emisiones y reflexiones de otras superficies y comprende la radiación incidente desde todas

las direcciones.

La irradiación total, en el caso de radiación incidente difusa se expresa entonces por la ecuación (1.6)

iIG ⋅= π

(1.6)

En general, esa radiación incidente puede ser reflejada, absorbida o transmitida por el cuerpo, tal y como

aparece en la ecuación (1.7)

trrefabs GGGG ++=

(1.7)

La determinación de estas tres componentes es compleja, y depende de las condiciones de la superficie, de la

longitud de onda de la radiación y de la composición y espesor del cuerpo.

En lugar de trabajar con los valores absolutos de estas variables, se prefiere manejar proporciones respecto al

total. De esta forma, para hablar de la radiación absorbida se empleará la absortividad, la reflectividad para la

cantidad reflejada y la transmisividad para la transmitida.*

La absortividad determina la fracción de la irradiación absorbida por una superficie; la reflectividad, la

fracción de la irradiación reflejada por la superficie; y la transmisividad, la fracción de radiación que se

transmite a través del medio. Estas definiciones se reflejan en la ecuación (1.8).

=

=

=

G

GG

GG

G

tr

ref

abs

τ

ρ

α

(1.8)

Para el caso de medios semitransparentes, de las definiciones anteriores y de la ecuación de conservación de

la energía se tiene la ecuación (1.9).

* Todos los parámetros que se van a definir a continuación admiten indistintamente los sufijos –ividad y –ancia. El primero hace referencia a superficies más suaves y puras desde el punto de vista óptico y será el que se emplee en este apartado.


6

1=++ ταρ

(1.9)

Y en caso de que el medio sea opaco (como son la mayoría en ingeniería), como se puede suponer que la

transmisividad es nula, con lo cual la expresión anterior toma la forma de la ecuación (1.10)

=+

≈

1

0

αρτ

(1.10)

El cuerpo negro se caracteriza, además de por ser el mayor emisor para una temperatura dada, por absorber

toda la radiación incidente, independientemente de la longitud de onda y de la dirección de dicha radiación,

tal y como se expresa en la ecuación (1.11).

1=α ó 0=ρ (1.11)

Resulta interesante, por último, hacer referencia a la ley de Kirchoff, cuya expresión simplificada es la

ecuación (1. 12)

αε =

(1.12)

La expresión anterior será de utilidad al hablar de las superficies selectivas.

Introducidos estos conceptos de transmisión de calor por radiación, se procede a realizar un sencillo cálculo

para ver cuál es la temperatura máxima o temperatura de equilibrio radiante, T*, que se puede alcanzar en un

colector solar básico (Chapman, 1984). Para ello se considera un colector solar de placa plana en el que

obviamente no existe concentración de la radiación solar.

La cantidad de energía absorbida por unidad de tiempo y área viene dada por la ecuación (1.13).

cbc GS θα cos⋅⋅=

(1.13)

Donde Gb es la radiación directa que llega desde el Sol, αc es la absotividad del colector solar y θc es el

ángulo de incidencia del colector, que tiene en cuenta la inclinación de la superficie.

Por otro lado, y de acuerdo con la ecuación (1.5), la cantidad de energía que emite la superficie, por unidad

de tiempo y área, vendrá dada por la ecuación (1.14):

( ) 4TTE c ⋅⋅= σε

(1. 14)


7

Si se admite, como hipótesis muy simplificadora, que la superficie tal no se refrigera por ningún otro medio

que no sea la emisión de radiación correspondiente a su propia temperatura, podremos hallar la temperatura

en cuestión T*, ecuación (1.15).

41

4 cos*cos*

⋅⋅=→⋅⋅=⋅⋅

σθ

εα

θασε cb

c

c

cbcc

GTGT

(1.15)

Esta sería la máxima temperatura que podría adquirir un panel plano, sin concentración. Una idea para elevar

T* es usar sustancias con cociente (αc/εc) mayor que uno. Son sustancias que absorben bien en el rango

visible y mal en el infrarrojo térmico. Una segunda forma de elevar T* es mediante concentración de la

radiación solar, pero como ya se ha dicho, sólo se puede concentrar la radiación directa (y una pequeña

fracción de la difusa). Ello cabe hacerlo por métodos de reflexión (espejos) o de refracción (lentes). En las

aplicaciones fotovoltaicas se emplea más la refracción, en las instalaciones térmicas prácticamente sólo se

emplea la reflexión.

1.1.3. Clasificación de los colectores solares en función de la razón de concentración

Un colector solar es un tipo especial de intercambiador de calor que transforma la energía radiante

procedente del Sol en energía térmica. Los colectores se diferencian en varios aspectos de los

intercambiadores de calor convencionales. En estos últimos se lleva a cabo normalmente un intercambio de

calor fluido a fluido, con altos valores de transferencia de calor, siendo la radiación un fenómeno poco

importante. Los colectores solares presentan problemas muy particulares de flujos de energía bajos y

variables y gran importancia del fenómeno de radiación.

La mayoría de los estudios sobre aprovechamiento térmico de la radiación solar realizan su análisis partiendo

de la clasificación tradicional que distingue entre colectores para aplicaciones de baja, media y alta

temperatura (Ibáñez et al., 2005).

En el siguiente estudio, y debido fundamentalmente a que no queda muy clara la frontera entre aplicaciones

de media y alta, se ha optado por una clasificación más objetiva, en función de si se lleva a cabo o no

concentración de la radiación solar. Para ello se introduce un nuevo parámetro, la razón de concentración C,

cuyo significado se explica a continuación.

En las aplicaciones solares de baja temperatura se emplean siempre colectores solares sin concentración, es

decir, C = 1. En este caso, todos los elementos del subsistema solar tienen el mismo emplazamiento físico.

En las aplicaciones de temperatura más elevada, dentro del colector distinguimos dos elementos claramente

diferenciados, el receptor y el concentrador, con funcionalidades y ubicaciones distintas. El receptor es el

elemento del sistema donde la radiación se absorbe y se convierte en otro tipo distinto de energía; incluye el

absorbedor, sus cubiertas asociadas y el aislante. El concentrador o sistema óptico es la parte del colector que

dirige la radiación sobre el receptor. La abertura del concentrador es el espacio abierto a través del cual la

radiación solar entra en el colector.


8

Se pueden encontrar en la bibliografía distintas definiciones de razón de concentración, aunque la más

habitual es la de razón de concentración superficial, es decir, la razón entre el área de la apertura del

concentrador respecto al área del receptor, ecuación (1.16) (Winter et al., 1991):

r

a

A

AC =

(1.16)

Atendiendo a esta razón de concentración se distinguen las siguientes tecnologías termosolares:

Los colectores sin concentración se diseñan para aplicaciones que demandan energía a una temperatura

relativamente baja, en general hasta 100 ºC, aunque con los tubos de vacío se pueden alcanzar los 130 ºC.

Aprovechan tanto la radiación directa como la difusa, no requieren un seguimiento de la trayectoria solar y

precisan escaso mantenimiento. Además, mecánicamente son bastante más simples que los colectores de

concentración. De acuerdo con el último esquema, este tipo de colectores solares se subdivide a su vez en tres

grupos, de menor a mayor complejidad técnica:

- Colectores no vidriados.

- Colectores de placa plana.

- Colectores avanzados.

En cuanto a los colectores de concentración, de menor a mayor razón de concentración, se tiene:

- Sistemas cilindro parabólicos.

- Sistemas de torre central.

- Discos parabólicos.

Tipos de colectores solares atendiendo a la razón de concentración

1. Sin concentración, C = 1

1.1. Colectores no vidriados 1.2. Colectores de placa plana 1.3. Colectores avanzados

2. Con concentración, C > 1

2.1. Sistemas cilindro parabólicos, C = 30 - 90 2.2. Sistemas de torre central, C = 200 – 1000 2.3. Discos parabólicos, C = 1000 - 5000

1.3.1. Superficies selectivas en el absorbedor

1.3.2. Colectores evacuados 1.3.3. Tubos de vacío


9

Los sistemas cilindro parabólicos consisten en espejos cilíndricos cuya sección transversal es una parábola,

de tal forma que la radiación solar se concentra en el eje central focal. Se consiguen razones de concentración

entre 30 y 90.

Los sistemas de torre central están formados por espejos cuasi-planos denominados helióstatos, distribuidos

en una superficie horizontal, e inclinados de tal forma que reflejen la radiación solar hacia la parte superior

de la torre, donde generalmente se coloca el receptor. Los factores de concentración que se consiguen en este

caso oscilan entre 200 y 1000.

Los discos parabólicos son espejos tipo paraboloide de revolución, que se mueven de forma que siempre

están orientados al Sol. Este tercer tipo es con el que se consiguen razones de concentración más altas, entre

1000 y 5000.

Con cualquiera de estas tres tecnologías se busca concentrar los rayos solares, que son aproximadamente

paralelos e incidentes en una gran superficie (el concentrador), en una superficie “pequeña” en términos

relativos (el receptor). Por ello, la geometría óptima del concentrador es la de un paraboloide de revolución

que se mueve de tal forma que siempre esté orientado hacia el Sol. Ésta es precisamente la geometría que

adoptan los discos parabólicos y la que tiene mayores valores de concentración. Las demás tecnologías tratan

de aproximarse a esta situación. Así, en los sistemas cilindro parabólicos la sección transversal es una

parábola, lo que permite concentrar la radiación solar a lo largo de un eje. En los sistemas de torre central, la

superficie del concentrador se discretiza en una serie de helióstatos, resultando un concentrador tipo Fresnel,

es decir, un reflector parabólico cortado en pequeños segmentos.

De las tres tecnologías de colectores de concentración, esta tesis analiza los colectores cilindro parabólicos y

más concretamente aquéllos que utilizan agua-vapor como fluido calorífero en los tubos receptores. En la

figura (1.2) aparece una imagen de parte de un lazo de colectores cilindro parabólicos, ubicado en la

Plataforma Solar de Almería (PSA).

Figura 1.2. Lazo de colectores cilindro parabólicos ubicado en la Plataforma Solar de Almería (PSA)


10

1.2. Estudio de los colectores cilindro parabólicos

Como ya se ha dicho en el apartado (1.1.3), los colectores cilindro parabólicos (CCP) son captadores solares

de concentración, que transforman la radiación solar directa en energía térmica, calentando un fluido de

trabajo, hasta temperaturas que, hasta hace relativamente poco tiempo, podían alcanzar los 400 ºC, por lo que

se engloban dentro de lo que se denomina colectores solares de media temperatura. Esta limitación venía

impuesta no sólo por el fluido de trabajo (aceite sintético) sino también por la temperatura máxima admisible

por la superficie selectiva. Respecto a la primera limitación, ya se están utilizando fluidos de trabajo que

aguantan más temperatura, como las sales fundidas y el agua-vapor. Respecto a la segunda limitación, ya se

han dado a conocer nuevos tubos absorbedores con superficies selectivas que aguantan más temperatura sin

degradarse (Benz et al., 2008). Se espera que dichos tubos se comercialicen en relativamente poco tiempo.

En un inicio, las temperaturas que se podían alcanzar con este tipo de colectores eran superiores a 260 ºC,

por lo que se utilizaron para alimentar térmicamente – y todavía hoy se utilizan – a una gran diversidad de

procesos industriales que precisan calor de proceso (Industrial Process Heat, IPH). Aunque esta aplicación

propició el desarrollo de los colectores cilindro parabólicos en las décadas de los años 70 y 80, hubo tres

obstáculos que provocaron, no obstante, que esta tecnología no se hiciera con el mercado. En primer lugar, el

esfuerzo ingenieril y comercial que se requería, incluso en proyectos pequeños. En segundo lugar las

decisiones de los clientes, muchas de las cuales ocasionaban que el proyecto no se llevase a completitud,

después de que ya se hubiera desarrollado un considerable esfuerzo por aplicar esta tecnología. El último

factor condicionante fue el rendimiento, que no siempre se ajustaba a los criterios industriales de proyecto

rentable.

Aun así, los CCP siguen utilizándose para proporcionar energía térmica a gran diversidad de procesos

industriales: producción de acetona, industrial láctea y procesado de residuos, entre otros, reemplazando en

estas aplicaciones a los combustibles fósiles tradicionales (Zarza, 2002).

Posteriormente, la investigación en el campo de los colectores cilindro parabólicos se fue orientando a la

producción de electricidad y en poco tiempo surgió lo que todavía es actualmente una prueba fiable de la

madurez tecnológica de los colectores CCP: las plantas termosolares SEGS (Solar Electric Generating

System), con una extensión aproximada de 2.5 millones de metros cuadrados, en California (EEUU) y una

potencia neta total de 340 MWe.

Estas plantas surgieron paralelamente con otros proyectos de demostración de producción de electricidad a

partir de energía solar, principalmente en Europa (Eurelios en Italia, Themis en Francia, SSPS y CESA–1 en

España, en Japón, Unión Soviética y Estados Unidos (Además de las plantas SEGS, la central termosolar de

torre Solar One). Todas estas plantas nacieron impulsadas por el aumento que experimentó el precio del

petróleo en los años 70. No obstante, su posterior abaratamiento en los años 80 puso de manifiesto la

necesidad de reducir los costes e incrementar la eficiencia de los sistemas solares con CCP para aumentar su

competitividad frente a los sistemas convencionales basado en combustibles fósiles.

La tecnología utilizada en las plantas SEGS se denomina Heat Transfer Fluid (HTF), que consiste en utilizar

un medio de transferencia de calor (generalmente aceite sintético) que transporta la energía térmica

suministrada por un campo solar CCP hasta el bloque de potencia en el cual, mediante un intercambiador de

calor, se aprovecha dicha energía para alimentar un ciclo de Rankine de agua-vapor.

No obstante, en el estudio que se va a presentar en los sucesivos capítulos, la tecnología que se va a emplear

en los colectores cilindro parabólicos es la denominada Generación Directa de Vapor (GDV; en inglés,


11

Direct Steam Generation, DSG), que consiste en generar en los propios colectores solares el vapor que se

requiere para el proceso industrial. De esta manera, se elimina la necesidad de un fluido intermedio (aceite) y

del intercambiador de calor que requiere la tecnología HTF, con la consiguiente reducción de costes y el

aumento de la eficiencia global del sistema.

Como se verá apartado 1.4 de este capítulo, desde tiempo atrás se venía estudiando la posibilidad de generar

el vapor directamente en los tubos colectores, con varios proyectos demostrativos que no habían conducido a

la implementación comercial de la tecnología por diversas cuestiones técnicas que resultaban esenciales para

que el proceso fuera viable. Entre dichas cuestiones están los gradientes de temperatura y el estrés que se

produce en los tubos absorbedores como consecuencia del flujo bifásico agua-vapor que circula por su

interior. También es necesario investigar experimentalmente las diferentes formas en las que el vapor puede

ser producido directamente en los CCP, el control y el almacenamiento.

Con el propósito de resolver estas y otras cuestiones, en 1996 se inició el proyecto DIrect Solar Steam

(DISS), en la Plataforma Solar de Almería (PSA), con un número limitado de colectores en los que el proceso

GDV tenía lugar en condiciones solares reales, con flujos bifásicos agua-vapor a alta presión (Zarza, 2002).

De este proyecto se hablará también al final del capítulo.

1.2.1. Desarrollo de la tecnología de colectores solares cilindro parabólicos

El colector solar cilindro parabólico consiste en un concentrador cilindro parabólico que refleja la radiación

solar directa sobre la línea focal de la parábola, en la que se sitúa el receptor: el tubo absorbedor.

Desde el punto de vista estructural, este tipo de colectores se compone de cuatro elementos principales (Rabl,

1985):

I. La cimentación y la estructura soporte.

II. El reflector cilindro parabólico.

III. El tubo absorbedor o receptor.

IV. El sistema de seguimiento solar.

i. La cimentación y la estructura soporte

La cimentación soporta los colectores y los fija al suelo de forma que el conjunto estructural soporte las

cargas para las que fue diseñado. Las cargas del colector son función de sus dimensiones y características

estructurales, que se traducirán en un peso y en una carga de viento, además del tipo de terreno. El material

utilizado es hormigón armado estándar.

Los colectores se pueden montar en posición horizontal o aprovechando la inclinación natural del terreno. En

el caso de orientación este – oeste siempre será horizontal, mientras que en el caso de montaje norte – sur se


12

podrá optar por cualquiera de las dos posibilidades, siempre que la inclinación sea hacia el sur y la pendiente

pequeña.

La misión de la estructura del colector es la de dar rigidez al conjunto de elementos que lo componen, a la

vez que hacer de interfase con la cimentación del propio colector. Hasta el momento, las estructuras

utilizadas por los colectores cilindro parabólicos son todas metálicas, aunque se han empezado a investigar

con otros materiales, como fibra de vidrio, materiales plásticos e incluso con madera para la parábola

propiamente dicha. Los apoyos o pilares también son metálicos, pero se contempla la posibilidad de

montarlos de hormigón, haciendo un todo con la cimentación.

Para construir la estructura de la parábola se utilizan dos técnicas preferentemente, la espacial y la de tubo

soporte central o torque tube. La primera es la que se utiliza en los colectores LS-3 de Luz y la segunda, la

que se utilizaba en los colectores LS-1 y LS-2, también de Luz (Dudley, et al., 1994).

El sistema del colector LS-2 se basa en un tubo axial que soporta los perfiles metálicos a los que van sujetos

los espejos y proporciona al conjunto la integridad necesaria y rigidez estructural. La estructura del colector

LS-3, además de ser mayor que la del colector LS-2, representa un cambio de filosofía. Mientras que los

componentes mecánicos del modelo LS-2 eran diseñados con grandes tolerancias y ensamblados en el lugar

de la instalación para obtener el comportamiento óptico requerido, el LS-3 consta de un armazón central que

es conformado en un patrón guía y ajustado con precisión antes de ser finalmente instalado. El resultado de

esta innovación es una estructura más ligera y más resistente a la vez, capaz de operar con una gran precisión

en condiciones de fuertes vientos. En la figura (1.3) se han representado las secciones transversales de los

colectores LS-2 y LS-3.

Figura 1.3.a. Sección transversal del colector LS-2 Figura 1.3.b. Sección transversal del colector LS-3

Figura 1.3. Sección transversal del diseño LS-2 y LS-3

El colector LS-3 fue el que se utilizó en las plantas SEGS más recientes (SEGS-VII a SEGS-IX). Asimismo,

para los ensayos de generación directa de vapor que se llevaron a cabo en Almería, se utilizó una variante del

colector LS-3, que permitía una inclinación de unos grados. Aunque la experiencia operacional del colector

LS-3 ha sido excelente, con una gran capacidad de seguimiento, el rendimiento térmico de dicho colector, así

como su mantenimiento, no ha sido igual que su antecesor, el LS-2. Luz cambió de un diseño a otro con el

objetivo de abaratar el coste del colector en grandes campos. Se desconoce todavía si el diseño del LS-3

representará un beneficio de capital sobre el diseño LS-2, ya que las ventajas iniciales del primero pueden

verse neutralizadas por cuestiones de rendimiento y mantenimiento. Basándose en la experiencia y en las


13

lecciones aprendidas con las plantas SEGS, existen actualmente nuevos diseños de colector bajo desarrollo,

que se describen a continuación.

El diseño del colector Eurotrough pertenece a un consorcio de empresas y laboratorios de investigación

europeos (Inabensa, Fichtner Solar, Flabeg Solar, SBP, Iberdrola, Ciemat DLR, Solel, CRES). El colector

Eurotrough, en sus diferentes variantes, utiliza la filosofía de tubo central, pero en lugar de montar un tubo

helicoidal, es una estructura cuadrada longitudinal (armazón soporte o torque box) la que realiza los

principales esfuerzos. Este diseño elimina muchos de los problemas asociados con los concentradores LS-2 y

LS-3 durante la fabricación y operación. Consiste básicamente en un armazón rectangular con brazos soporte

para los espejos, que consigue reducir las fuerzas sobre las planchas de vidrio en un factor de tres y, por

consiguiente, las roturas del cristal en condiciones de vientos fuertes. El eje de rotación se sitúa en el centro

gravedad, unos milímetros por encima del armazón externo. Al estar sujeta la estructura a menores cargas de

viento y pesos muertos, las deformaciones en operación son menores, aumentando por consiguiente el

rendimiento óptico. Su diseño rígido permitió además alargar la longitud del colector, obteniéndose dos

versiones distintas del colector Eurotrough, de 100 y 150 metros respectivamente de longitud total por cada

colector, existiendo solo dos diferencias entre ellos: el número de módulos cilindro parabólicos incluidos en

cada colector (ocho en el ET-100 y doce en el ET-150) y la potencia de la unidad hidráulica. Además, se

incorporó la posibilidad de montarlo en terrenos inclinados (3% de pendiente). Como ya se ha mencionado,

aunque la longitud total son 100 o 150 metros, el elemento constituyente del colector Eurotrough es una

estructura soporte de acero de 12.27 metros de longitud, llamada módulo, con una sección recta rectangular

que sostiene los brazos soporte de las facetas de un espejo parabólico de 5.76 metros de apertura.

Basándose en la experiencia adquirida en las dos generaciones de colectores Eurotrough, un grupo alemán de

desarrollo formado por Flagsol, Solar Millennium y la ingeniería SBP (Schlaich Bergermann und Partner) se

concentró en la explotación sistemática de las experiencias de diseño de los colectores ET, para permitir su

uso comercial en la próxima generación de plantas termosolares de colectores cilindro parabólicos. Resultado

de estos trabajos, surgió la tercera generación de colector Eurotrough, el SKAL-ET, con un diseño industrial

que permitía reducir el coste del colector a un nivel aproximado de 200 €/m2. Dicha reducción se ha logrado

mediante las siguientes medidas (Herrmann y Nava, 2008):

- Reduciendo el peso específico del colector a 28 kg/m2, aproximadamente.

- Reduciendo el número de componentes para mejorar la producción a gran escala.

- Permitiendo la construcción in situ y reduciendo costes de construcción.

- Reduciendo los requisitos de operación y mantenimiento.

- Mejorando la rigidez del colector, lo que incrementa el rendimiento óptico (hasta el 80%) y permite

operar en condiciones de viento más desfavorables, aumentando la producción anual.

Durante más de 3 años ha estado ensayando en la planta SEGS-V un lazo completo (4360 m2) de colectores

SKAL-ET, mejorando el diseño. En la actualidad existen dos proyectos de gran envergadura que van a utilizar

este tipo de colector: Andasol-1 (ya acabada) y Andasol-2, en España. Asimismo es el colector que se

utilizará una planta de tipo ISCCS (Integrated Solar Combined Cycle Systems) que se va a instalar en

Kuraymat (Egipto). Todo ello representa 1.2 Mio. m2 de colectores SKAL-ET en construcción, más que

ningún otro tipo de colector. En la figura (1.4) se pueden apreciar distintas filas de colectores SKAL-ET en la

planta solar Andasol-1.


14

Figura 1.4. Filas de colectores SKAL-ET en la planta solar Andasol-1

(Fuente: http://www.nrel.gov/csp/troughnet/ )

La empresa Solargenix Energy (antes Duke Solar) ha desarrollado un nuevo colector cilindro parabólico, el

diseño Solargenix, basado en estructura espacial de aluminio. Aunque el concepto es similar al del colector

LS-2, el nuevo diseño es superior al LS-2 en términos de propiedades estructurales, peso, simplicidad de

fabricación, resistencia a la corrosión, coste de fabricación y facilidad de instalación. El National Renovable

Energy Institute (NREL) ha sido el encargado de evaluar el rendimiento óptico de varias generaciones de

colectores Solargenix, así como otras cuestiones ópticas, como comprobar la exactitud de la forma parabólica

y alineación de los espejos (Wendelin, 2004). La última generación de este tipo de colectores, el Solargenix

SGX-1, es el que se ha implementado en la planta termosolar Nevada Solar One, de 64 MWe.

Colector LS-1 LS-2 LS-3 Eurotrough Solargenix

Estructura Tubo soporte

central (torque tube)

Tubo soporte central

(torque tube)

Estructura espacial en “V”

Estructura espacial

rectangular

Estructura espacial de aluminio

Apertura (m) 2.55 5 5.76 5.76 5

Distancia focal (m) 0.94 1.49 1.71 1.71 1.49

Longitud de un módulo (m)

6.3 8 12 12 8

Longitud de un colector (m)

50.2 49 99 150 49-65

Área de espejo por colector (m2)

128 235 545 817 235-313

Diámetro del receptor (m)

0.04 0.07 0.07 0.07 0.07

Concentración geométrica

61:1 71:1 82:1 82:1 71:1

Mecanismo de accionamiento

Mecánico Mecánico Hidraúlico Hidraúlico Mecánico o hidraúlico

Peso (kg/m2) n/a 29 33 29 24

Rendimiento óptico pico

71 76 80 80 80

Referencia SEGS I y II SEGS II-VII SEGS V-IX Andasol I y II Nevada Solar

One

Tabla 1.1. Parámetros de los principales colectores cilindro parabólicos


15

En la tabla (1.1) se han recogido las principales características de los diseños expuestos. Resumiendo, en lo

que respecta a colectores cilindro parabólicos para grandes plantas termosolares, actualmente hay tres

modelos de colector disponibles, los colectores LS-3, Solargenix y Eurotrough. El primero es comercializado

por la empresa SOLEL Solar Systems, el segundo por Solargenix Energy y el colector Eurotrough no es

comercializado por una empresa en concreto, ya que, como se ha mencionado, es propiedad de un consorcio

y sus componentes esenciales son fabricados por diversas empresas.

Además de estos colectores comerciales, es de destacar el prototipo desarrollado por SENER, que se basa en

el concepto de tubo soporte central o torque tube, como los colectores LS-1 y LS-2. Este prototipo ya ha sido

probado en la PSA. Se ha instalado, asimismo, un lazo experimental de pruebas en la planta Andasol-1

(Vázquez y Castañeda, 2008) y (Relloso et al., 2008). La figura (1.5) muestra el colector de SENER en la

planta Andasol-1.

Figura 1.5. Colector de Sener en la planta Andasol-1

(Fuente: Vázquez y Castañeda, 2008)

ii. Evolución del reflector cilindro parabólico

La misión del reflector cilindro parabólico es, como su nombre indica, reflejar la radiación solar que incide

sobre él y proyectarla de forma concentrada sobre el tubo absorbedor situado en la línea focal del reflector.

Para llevar a cabo la reflexión, se utilizan películas de plata o aluminio depositadas sobre un soporte que le da

suficiente rigidez. Estos medios soporte pueden ser chapa metálica, plástico o cristal (Zarza, 2002).

En el caso de chapa metálica, lo habitual es que el mismo material tenga la doble función de soporte y

reflectante. Para ello se suelen usar chapas de aluminio pulido con una reflectancia especular aproximada del

80%. La principal ventaja de este sistema es su bajo coste. Sin embargo, debido a que la reflectancia del

aluminio se deteriora con rapidez cuando el material está a la intemperie, los reflectores de chapa de aluminio

no suelen utilizarse para aplicaciones industriales donde se requiera gran durabilidad.

Cuando el medio soporte de la película reflectante es plástico, lo que se hace es depositar una película de

plata o aluminio sobre él, de modo que al final lo que se tiene es una fina lámina de plástico reflectante que

puede pegarse a cualquier soporte rígido. La empresa 3M tiene diferentes productos de este tipo, como el

ECP-305. Como en el caso anterior, el principal problema de estas películas reflectoras es su baja durabilidad

a la intemperie, ya que las partículas que transporta el aire arañan y erosionan la superficie, lo que provoca

una pérdida de especularidad. Otro problema que se ha detectado en este tipo de superficies reflexivas es que


16

presentan un grado de ensuciamiento mayor, debido a que se cargan electrostáticamente por la acción del

viento y atraen de esta forma mayor cantidad de polvo.

La opción que más se utiliza es, sin duda, emplear vidrio como medio soporte. En este caso, sobre la cara

posterior del vidrio se deposita una fina película de plata protegida por una película de cobre y otra de pintura

epoxi. Dependiendo del espesor del vidrio sobre el que se deposita la película reflexiva de plata, se tienen dos

tipos diferentes de espejos: a) de vidrio grueso (espesor > 3 mm), o b) de vidrio delgado (espesor < 1.5 mm).

Cuando se utiliza vidrio grueso como soporte, antes de depositar la película de plata, el vidrio es curvado en

caliente, en hornos especiales, para que adopte la forma parabólica que debe tener, de modo que los espejos

pueden ir colocados directamente sobre la estructura metálica del colector. Este tipo de espejos son los que se

utilizan en los colectores LS-3 y Eurotrough.

Cuando el espesor del vidrio es pequeño (<1.5 mm), los espejos tienen la suficiente flexibilidad como para

curvarse en frío y pueden pegarse directamente sobre un soporte metálico, de fibra de vidrio o de otro

material, que es el que asegura la adecuada curvatura del concentrador. Si el citado soporte es

suficientemente rígido, será éste el que de la forma cilindro parabólica; si se trata de un soporte fino, por

ejemplo una chapa metálica de 0.6-0.8 mm de espesor, la forma vendrá dada por la propia estructura.

La razón por la que se utiliza plata y no aluminio es que la reflectividad de la plata es sensiblemente mayor a

la del aluminio, aunque el coste de fabricación es similar. Los espejos de vidrio con película de plata, recién

puestos, pueden llegar a tener una reflectividad solar del orden del 93.5%. Además, la experiencia de

funcionamiento con este tipo de espejos en las plantas SEGS ha sido muy buena: la reflectividad no ha

sufrido prácticamente degradación y los fallos en los espejos han sido mínimos, aunque se han registrado

algunos en los lados del campo de barlovento, sonde no existe protección contra el viento. Como los fallos en

los espejos pueden dañar el tubo receptor y producir la rotura de otros espejos, es está experimentando un

espejo más grueso y resistente para colocar en las ubicaciones perimetrales de las plantas SEGS-VIII y

SEGS-IX, donde hay mayor carga de viento (Price, 2002).

iii. Evolución del receptor

El receptor lineal del colector cilindro parabólico, también llamado Heat Collector Element (HCE), es el

encargado de convertir la radiación solar concentrada en energía térmica que transporta el fluido calorífero.

Se encuentra ubicado en la línea focal del concentrador cilindro parabólico, sujeto a la estructura mediante

unos brazos soporte. Es uno de los elementos fundamentales de todo CCP, ya que de el depende en gran

medida el rendimiento global del colector. Consiste en un tubo absorbedor que a su vez está compuesto por

dos tubos concéntricos: uno interior metálico, por el que circula el fluido calorífero, y otro exterior, de cristal.

El tubo metálico lleva un recubrimiento selectivo que le proporciona una elevada absortividad (~94%) en el

rango de la radiación solar y una baja emisividad en el espectro infrarrojo (~15%), lo que le proporciona un

elevado rendimiento térmico. Para temperaturas de hasta 425 ºC, los recubrimientos selectivos que se utilizan

son compuestos de cermet (productos mezcla de compuestos metálicos y cerámicos), obtenidos por

sputtering o deposición física del vapor (Proceso PDV, Physical Vapour Deposition), que consiguen una

absortividad superior al 95% y una emisividad del 15% e incluso menor a 400 ºC. El principal problema de

los recubrimientos PDV es que la mayoría de ellos se degradan en contacto con el aire cuando están calientes,

por lo que se requiere que exista un alto vacío en la cámara que queda entre el tubo metálico interior y la

cubierta de cristal.


17

El tubo de cristal que rodea al tubo interior metálico tiene una doble misión: por un lado, proteger el

recubrimiento selectivo de las incidencias meteorológicas, y reducir las pérdidas térmicas por convección en

el tubo absorbedor. Este tubo suele llevar un tratamiento antireflexivo en sus dos caras, para aumentar su

transmisividad y, consecuentemente, el rendimiento óptico del colector.

Cuando entre el tubo metálico y el tubo de vidrio se hace el vacío para que no se degrade la superficie

selectiva, los extremos del tubo de vidrio van unidos, mediante una soldadura vidrio–metal, a un fuelle

metálico que va soldado por su otro extremo al tubo metálico interior. De esta forma se logra que exista un

espacio anular estanco entre el tubo interior metálico y el tubo exterior de vidrio, a la vez que el fuelle

metálico sirve para compensar la diferente dilatación térmica de los tubos de vidrio y metal cuando a las

temperaturas de trabajo.

Para asegurar el vacío en el espacio anular, recolocan adheridas al tubo metálico unas piezas pequeñas,

denominadas getters, que tienen por misión absorber las escasas moléculas de las diferentes substancias que,

con el paso del tiempo, puedan ir penetrado en dicho espacio.

Para hacer el vacío, una vez fabricado el tubo se conecta una bomba de vacío a una pequeña toma que existe

en la cubierta de vidrio (oliva de evacuación), la cual se sella cuando se ha alcanzado el vacío deseado.

Figura 1.6. Esquema del tubo absorbedor del colector LS-3

(Fuente: Flabeg Solar Internacional, http://www.flabeg.com/index.html )

En la figura (1.6) se muestra el tubo absorbedor del colector LS-3, diseñado por la empresa Luz en la década

de los 80. Dicho receptor se compone de un tubo de acero inoxidable de 70 mm de diámetro exterior, con una

superficie de absorbedor tipo cermet, rodeado por un tubo de vidrio antirreflectante, de 115 mm de diámetro

exterior, en cuyo espacio anular se ha hecho el vacío.

Aunque de rendimiento muy elevado, los tubos absorbedores iniciales de Luz tenían un nivel de fallos

bastante elevado (aproximadamente el 4-5% al año). Dichos fallos incluían la pérdida de vacío, la rotura de la

cubierta de vidrio y la degradación del recubrimiento selectivo, que ocurría inevitablemente en presencia de

oxígeno, cuando se perdía el vacío. Cualquiera de estos fallos significaba una pérdida importante de

rendimiento térmico. En las plantas SEGS, la reposición de los tubos rotos, consecuencia en su mayor parte

de una inadecuada actuación en la instalación o posterior funcionamiento, representaba un coste importante


18

en la operación y el mantenimiento. A pesar de que ha conseguido reducir bastante este tipo de fallos, siguen

siendo importantes. La rotura del tubo suele producirse en la soldadura vidrio–metal, provocada por la

incidencia de radiación solar concentrada sobre dicha soldadura. En la actualidad existen varios proyectos

que tratan de modificar la configuración de dicha soldadura, buscando proteger esta parte del colector de la

radiación, para mantener los niveles de estrés térmico y mecánico por debajo del límite de rotura del vidrio.

a. Diseño de tubo absorbedor propuesto por Solel

Como ya se ha mencionado, la empresa Luz fue la que fabricó el receptor para todas las plantas SEGS.

Cuando esta empresa desapareció, Solel Solar Systems adquirió la línea de producción de receptores de Luz y

actualmente continúa fabricando piezas de repuesto para las instalaciones SEGS. Solel ha continuado el

desarrollo del tubo absorbedor, tratando de mejorar su rendimiento. El resultado ha sido un diseño mejorado,

que se llama UVAC HCE (Universal Vaccum, Heat Collector Element). Dicho tubo incorpora un

revestimiento interno reflectante que protege el interior de la soldadura vidrio–metal durante condiciones de

operación de bajos ángulos solares. El UVAC utiliza asimismo diferentes composiciones de recubrimiento

selectivo cermet, eliminando el riesgo de oxidación por pérdida de vacío (Mahoney y Price, 2002).

b. Diseño de tubo absorbedor propuesto por Schott

Con el objetivo de mejorar el rendimiento de los colectores cilindro parabólicos, la empresa alemana Schott

un nuevo absorbedor selectivo (New Absorber Coating, NAC) capaz de trabajar a temperaturas de hasta

550 ºC, con una absortividad solar alta y una emisividad térmica baja. Dicho absorbedor está formado por

una cubierta reflectante delgada, un recubrimiento tipo cermet de gran calidad para absorber la radiación

solar y finalmente, un fino recubrimiento con un índice de refracción muy bajo para mejorar la absortividad

solar. En la tabla (1.2) se muestra la absortividad y emisividad del nuevo absorbedor desarrollado por Schott,

para diferentes tiempos de permanencia a una temperatura de 550 ºC (Benz et al., 2008).

Después de 3 horas

de funcionamiento a 550 ºC Después de 100 horas

de funcionamiento a 550 ºC

Absortividad 95.50% 95.40%

Emisividad 7.26% 7.44%

Tabla 1.2. Absortividad y emisividad del recubrimiento selectivo NAC a 550 ºC, después de 3 y 100 horas de

funcionamiento (Fuente: Benz et al., 2008)

c. Diseños alternativos de tubos absorbedores

Para reemplazar los tubos absorbedores que quedan en desuso en planta existentes, se prefieren opciones de

menor coste y rendimiento a las ya presentadas, lo que ha dado origen a una serie de diseños modificados de

menor coste (Price et al., 2002).

Así, por ejemplo, Sunray Energy, el operador de la planta SEGS II ha desarrollado un nuevo diseño de

receptor con el soporte de Sandia National Laboratories (SNL). El receptor se fabrica utilizando tubos de

acero inoxidable reciclado, que pueden ser reparados en campo. Como recubrimiento absorbedor se utiliza

una fina capa de pintura negra Pyromark, de la serie 2500. La sustitución de tubos antiguos por este diseño

representa el 90% del rendimiento de los tubos UVAC y el 30% del coste.


19

Otra opción que se está desarrollando actualmente, para tubo absorbedor de bajo coste, se basa en la

utilización de un nuevo recubrimiento selectivo, conocido como cristal negro, y desarrollado por los

laboratorios ELI (Energy Laboratories, Inc.) y SNL (Sandia National Laboratories). Este recubrimiento

incorpora un sobre-recubrimiento de sol-gel, que reduce la oxidación en presencia de aire en el espacio

anular. Su absortividad solar es de 0.94 y su emisividad térmica es de 0.25 a 300 ºC; además, presenta

estabilidad térmica sobre sustratos de acero inoxidable hasta temperaturas de 375 ºC, y tiene la ventaja de que

se puede aplicar tanto a tubos de acero inoxidable nuevos como a tubos en funcionamiento que tenga el

recubrimiento dañado. Queda pendiente probar estos nuevos tubos en campo, para evaluar su funcionamiento

a largo plazo y su durabilidad.

iv. El sistema de seguimiento solar

Para poder concentrar sobre el tubo absorbedor la radiación solar, el colector CCP debe estar enfocado hacia

el Sol durante el día, para lo cual necesita un mecanismo de seguimiento solar que cambie la posición del

colector con el movimiento aparente del Sol en el cielo. El sistema de seguimiento más común consiste en un

dispositivo que gira los reflectores cilindro parabólicos del colector alrededor de un eje.

Aunque también se han fabricado colectores cilindro parabólicos que pueden girar en dos ejes, la experiencia

ha demostrado que estos colectores tienen un rendimiento menor que los de seguimiento en un único eje, el

de elevación. A pesar de que la cantidad de energía captada por un colector con sistema de seguimiento en

dos ejes es superior y tienen un mayor rendimiento pico, las pérdidas térmicas también son superiores porque

la longitud de tuberías pasivas dentro del colector es también mayor. Además, los colectores con seguimiento

en un eje tienen menor coste y salen más rentables ya que son mecánicamente más sencillos; son también

más robustos, resistiendo cargas de viento muy superiores lo cual hace que su supervivencia sea mayor, el

índice de averías y deformaciones menor y mayor la cantidad de horas posibles de operación.

Normalmente, los CCPs se instalan de forma que su eje de giro quede orientado en la dirección Este-Oeste o

Norte-Sur, aunque se pueden utilizar también orientaciones intermedias. La figura (1.7) muestra las dos

orientaciones más usuales.

Figura 1.7.a. Orientación Norte-Sur Figura 1.7.b. Orientación Este-Oeste

Figura 1.7. Las dos principales orientaciones del eje de giro de un colector cilindro parabólico

(Fuente: Zarza, 2002)


20

La rotación del colector requiere un mecanismo de accionamiento, eléctrico o hidráulico, que mueva el

colector de acuerdo con la posición del Sol. En la figura (1.8) se muestran los dos tipos de mecanismos de

accionamiento más usuales.

Figura 1.8.a. Motor eléctrico con reductora Figura 1.8.b. Mecanismo hidráulico

Figura 1.8. Diferentes tipos de mecanismos de accionamiento


En el caso más común de colectores autónomos o distribuidos, los mecanismos eléctricos consisten en un

motor acoplado a una reductora cuyo eje de salida va rígidamente unido al eje de rotación del colector, como

el mecanismo mostrado en la figura (1.8.a). Este tipo de mecanismo es adecuado para colectores de tamaño

pequeño o medio, donde no se requieren altos pares de giro en el eje del colector.

Para colectores grandes, como los modelos LS-3 o Eurotrough, los altos pares requeridos para girar el

colector obligan a usar mecanismos hidráulicos, como el mostrado en la figura (1.7.b). En estos mecanismos,

una bomba eléctrica alimenta dos pistones hidráulicos, que son los que giran la estructura del colector a lo

largo del eje de seguimiento.

Con el fin de abaratar costes y simplificar la construcción del colector CCP, un solo mecanismo de

accionamiento debe de ser capaz de mover varios módulos concentradores conectados en serie y operados

conjuntamente como un solo elemento. Así, en el caso de los colectores LS-3 se accionan 8 módulos y en los

Eurotrough hasta 12 unidades simultáneamente.

Una vez analizado el colector desde el punto de vista estructural, se describe a continuación otro aspecto

importante: los distintos fluidos de transferencia de calor que se pueden emplear con este tipo de colectores.


21

v. Fluidos de transferencia de calor empleados en los colectores CCP

Los colectores cilindro parabólicos utilizan un fluido de transferencia de calor que, al circular a través del

tubo receptor, absorbe en forma de energía térmica la energía radiante procedente del Sol, y la transporta

hasta el bloque de potencia. El tipo de fluido calorífero que se utilice determina el rango de temperaturas de

operación del campo solar y, consecuentemente, el rendimiento que se puede obtener en el ciclo de potencia.

Una de las ventajas de la tecnología de colectores cilindro parabólicos es su capacidad para almacenar

energía térmica de forma que pueda ser utilizada en períodos de no-insolación. El almacenamiento térmico

implica sobredimensionamiento del campo solar y aumento del factor de capacidad anual de la planta. En

condiciones de insolación buena, un campo de colectores cilindro parabólicos tiene un factor anual de

capacidad del 25%. Con almacenamiento térmico, este factor de capacidad se puede incrementar hasta el

50% o incluso más. Del almacenamiento térmico se hablará en el punto (1.3).

Aunque se están desarrollando componentes para trabajar a más altas temperaturas, el intervalo de

temperaturas ideal para trabajar con colectores cilindro parabólicos es 150 ºC- 400 ºC. Para temperaturas

superiores, las pérdidas térmicas en este tipo de colectores son altas y reducen su rendimiento. Para

temperaturas inferiores a 150 ºC, hay otros colectores más económicos como los colectores de tubo de vacío.

Si las temperaturas que se desean alcanzar son moderadas (< 175ºC), la utilización de agua desmineralizada

como fluido de trabajo no conlleva grandes problemas, ya que la presión de trabajo no es excesiva. En

cambio, se utiliza aceite sintético en aquellas aplicaciones donde se desean temperaturas más altas (125ºC <

T < 400ºC). La explicación de este hecho estriba que para temperaturas altas las tuberías estarían sometidas a

elevadas presiones si el fluido de trabajo es agua, porque para evitar que se evapore el agua es necesario

mantenerla en todo momento a una presión superior a la de saturación correspondiente a la temperatura

máxima que alcance el agua en los colectores solares. Con el aceite, las presiones requeridas son mucho

menores, puesto que su presión de vapor a una temperatura dada es mucho menor que la del agua. Trabajar a

menores presiones posibilita usar materiales más económicos para las tuberías y simplifica la instalación y

sus medidas de seguridad.

El aceite que normalmente se emplea en las plantas termosolares de colectores cilindro parabólicos actuales

es el Therminol VP-1. Este aceite sintético trabaja bien a 400 ºC, aunque tiene el problema de que su punto de

congelación es de 12 ºC, lo que obliga a mantener todo el circuito de aceite de forma permanente a una

temperatura superior a este valor. Esto no suele ser un problema, ya que la energía auxiliar que se consume

para mantener el aceite por encima de la temperatura de congelación es muy pequeña (Zarza, 2002). 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.

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. En tal caso, el fluido

de trabajo ya no puede ser aceite, sino sales fundidas o agua-vapor.

Tanto el ENEA (Ente per le Nuove Tecnologie, l’Energia e l’Ambiente) como el SNL (Sandia National

Laboratories) tienen abiertas líneas de investigación en el campo de las sales fundidas. Como se verá en el

capítulo tres, las sales que se emplean para estas aplicaciones son: Solar Salt, Hitec y Hitec XL. El problema

fundamental en todas ellas es el alto punto de fusión que presentan –entre 142 ºC, para el caso de la sal Hitec,


22

y 220 ºC, para el caso de la sal Solar Salt, lo que obliga a disponer de resistencias eléctricas en el interior de

los tubos absorbedores, con la complejidad técnica que ello conlleva (Kearney et al., 2004).

Como se ha dicho al inicio de esta sección, tanto si se utilizan sales fundidas como si se utiliza aceite, la

tecnología que se aplica en la planta termosolar, para producir electricidad, es la denominada Heat Transfer

Fluid (HTF). Frente a esta tecnología, la utilización de agua, directamente, en los tubos absorbedores, ha sido

siempre una opción muy atractiva, a pesar del inconveniente de las altas presiones necesarias a altas

temperaturas. Esta tecnología, denominada Generación Directa de Vapor (GDV), va a ser el tema central de

la presente tesis, y a ella se dedicará el punto 1.4 por entero.

1.2.2. Primeras experiencias en plantas termosolares con colectores cilindro parabólicos (1979-1990)

Al igual que el resto de las tecnologías de concentración solar, el gran desarrollo de los colectores cilindro

parabólicos surgió a mediados de 1970, debido a un repentino aumento del precio del petróleo. Este

desarrollo se plasmó en tres proyectos:

- Sistema de riego de 150 kWe, acoplado a un campo de colectores cilindro parabólicos, en Coolidge,

AZ, EEUU (1979).

- La planta experimental IEA-SSPS (International Energy Agency – Small Solar Power System), de

500 kWe, instalada en la PSA (1981), que se enmarcaba dentro de un proyecto de colaboración de

I+D impulsado por la Agencia Internacional de la Energía.

- Las plantas SEGS (Solar Electricity Generating Systems), con una potencia nominal total de 340

MWe, desarrolladas comercialmente por un grupo de empresas americanas, israelitas y alemanas, y

explotadas por Luz Internacional Inc., Los Ángeles, CA, EEUU.

Por su importancia, este apartado está dedicado al estudio de las plantas SEGS, el último de los proyectos

citados en el párrafo anterior.

La compañía Luz Internacional Limited, fundada en 1979, fue la que diseñó, comercializó e instaló las nueve

grandes plantas solares de generación eléctrica, denominadas Solar Electric Generating System (SEGS), uno

de los mejores exponentes de la viabilidad de la tecnología de colectores cilindro parabólicos para la

producción de electricidad.

De las nueve plantas SEGS instaladas por Luz en California (USA), existen en la actualidad ocho en

operación diaria, con una potencia nominal de 340MWe. Un incendio ocurrido en febrero de 1999 en la

primera de las plantas (SEGS-I) la puso fuera de funcionamiento.

Las plantas SEGS se han diseñado y operan como centrales de punta, para proporcionar su máxima potencia

en los picos de demanda. Esto hace que su factor de capacidad sea bajo (30%), y que el número de horas

equivalentes de funcionamiento a plena carga sea de 2500 a 3000 h/año. Otro limitante importante en el

diseño de las plantas SEGS es que por regulación federal (US Federal Energy Regulatory Commission), el

consumo de energía fósil de estas plantas (gas natural) está limitado a un 25% del aporte anual de energía


23

térmica, en caso de que quieran acogerse a la ley de tarifas favorables. Esto, junto al elevado coste de los

almacenamientos térmicos, es lo que produce los bajos factores de capacidad de estas plantas.

Las plantas SEGS de California cuenta con un bloque de potencia bastante convencional. En las primeras

plantas el ciclo termodinámico empleado era un ciclo de Rankine sin recalentamiento, mientras que a partir

de la SEGS-VI ya se recurrió al ciclo de Rankine recalentado. Todos estos ciclos son altamente regenerativos,

a diferencia de los ciclos de plantas térmicas convencionales en los que no compensa económicamente

recurrir tantas extracciones de turbina para estas potencias.

Esta diferencia es un aspecto común a todas las plantas termosolares, y es debida a los elevados costes de

inversión asociados al equipo solar de una planta termosolar. Cualquier mejora en el rendimiento del ciclo

termodinámico empleado significa poder ahorrar en equipo solar.

Todas las plantas SEGS de California usan aceite (a una presión aproximada de 35 bar) como fluido

calorífero e intercambiadores aceite-agua, lo cual limita la temperatura máxima alcanzable en el ciclo. Por

ello, a pesar de emplear ciclos altamente regenerativos, sus rendimientos térmicos son bajos (30%)

comparados con los de plantas convencionales de combustible fósil.

Para superar esta limitación, las SEGS-I a VII disponen de un esquema híbrido que permite aportar calor con

combustible fósil para aumentar la calidad del vapor vivo y con ello el rendimiento térmico del ciclo. Sin

embargo, esto implica el uso de una caldera, la cual lleva asociada una baja flexibilidad de funcionamiento

que dificulta el acoplamiento adecuado con el campo solar.

Los modos de hibridación planteados en las SEGS responden a tres esquemas fundamentales:

- Sobrecalentador de gas natural. Éste es el esquema implementado en la SEGS-I, constituyendo el aporte

fósil el 18% del aporte térmico total de la planta. Un inconveniente muy importante de este modo de

hibridación es la poca flexibilidad de la planta, ya que no puede funcionar sin energía solar. Para eliminar

parcialmente esta limitación, esta planta va dotada de un almacenamiento térmico equivalente a tres horas de

funcionamiento a plena carga (140 MWth de capacidad).

- Caldera fósil en paralelo con sistema solar. Éste es el esquema empleado en las SEGS-II a VII. En ellas el

sistema solar lleva acoplado en paralelo/serie una caldera de combustible fósil, capaz de apoyar y sustituir el

aporte solar. Con esta configuración la planta puede funcionar en modo sólo solar, sólo fósil, o híbrido, lo

cual aumenta mucho su flexibilidad de cara a las necesidades de la red eléctrica donde esté conectada, puesto

que ya no tiene porqué limitar su funcionamiento a las horas de sol. Una ventaja añadida a este modo de

hibridación fue el hecho de poder prescindir del sistema de almacenamiento que, por otra parte, hubiera sido

muy costoso, ya que la potencia de estas plantas fue mayor que la de la planta SEGS-I.

- Calentador fósil en el circuito de aceite. Éste es el esquema implementado en las SEGS VIII-IX. Consiste

en colocar un calentador fósil en el circuito de aceite, en paralelo con el campo solar, que actúe como energía

auxiliar en caso de que con energía solar no se consigan las temperaturas requeridas en el aceite.

Este modo de hibridación presenta dos inconvenientes principales. Por un lado, al acoplar el calentador fósil

al circuito primario, este aporte se ve sometido a la limitación de la temperatura máxima permitida en el

aceite, que limita la calidad que se puede obtener posteriormente en el vapor vivo. Por otro lado, la energía

fósil se ve disminuida por las pérdidas en los intercambiadores de calor aceite/agua, mientras que en los

esquemas anteriores la energía fósil se introducía directamente en el circuito de agua-vapor.


24

La ventaja de este esquema, que en el análisis de viabilidad de las SEGS-VIII a IX debió compensar frente a

los inconvenientes anteriores, consiste en una mayor agilidad de funcionamiento del calentador de aceite

respecto a la caldera de agua, lo cual permite disminuir las pérdidas térmicas asociadas a los periodos de

calentamiento de la caldera.

A continuación se van a comentar brevemente las características más significativas de las distintas SEGS

(García-Casals, 2001).

i. SEGS-I

La más antigua de las plantas SEGS tenía una potencia nominal de 13.8 MWe, funcionando con un ciclo de

Rankine regenerativo. Su construcción empezó en octubre de 1984 y entró en operación el 20 de diciembre

de 1984. El campo solar tenía una superficie colectores de 82 969 m2, estando compuesto por 560 colectores

modulares, de primera generación (modelo LS-1), instalados en 140 filas paralelas.

En la figura (1.9) se muestra un esquema del funcionamiento de la planta SEGS-I

Figura 1.9. Esquema de funcionamiento de la planta SEGS I de California

(Fuente: García-Casals, 2001)

De acuerdo con el esquema de la figura 1.8, el aceite ESSO 500 es bombeado desde el tanque de aceite frío al

campo solar, de donde sale a una temperatura de 307 ºC, siendo almacenado en el tanque de aceite caliente,

para posteriormente pasar por un generador de vapor que produce vapor saturado a 36.3 bar. El vapor

saturado es recalentado hasta 415 ºC en un calentador de gas natural, pasando posteriormente a expandirse en

la turbina. Tras salir de la turbina de vapor, es condensado en el sistema de refrigeración y pasa de nuevo al

generador de vapor con el fin de iniciar de nuevo el ciclo.

Al ser la temperatura del vapor vivo relativamente baja y carecer el ciclo de potencia de recalentamiento, la

presión del vapor vivo debe ser baja (35.3 bar) para evitar una humedad excesiva en los últimos


25

escalonamientos de la turbina. Con estas características del vapor vivo, el rendimiento térmico neto del ciclo

es del 29.6%.

ii. SEGS-II

La planta SEGS-II empezó a construirse en febrero de 1985, entrando en funcionamiento en diciembre del

mismo año. La potencia nominal de la planta es de 30 MWe. El campo de colectores ocupa una superficie de

165376 m2. Se utilizaron colectores del tipo LS-1, como en la planta anterior. Sin embargo, esta planta

cambió el aceite mineral empleado en la planta SEGS-I por un aceite sintético, lo cual permitió aumentar la

temperatura de salida del campo solar de 307 ºC a 316 ºC. Este aceite sintético, más caro, junto con la

potencia de la planta (el doble de la SEGS-I), hacían prohibitivo el coste de inversión para un

almacenamiento. En la figura (1.10) se muestra un esquema del funcionamiento de la planta SEGS-II

Figura 1.10. Esquema de funcionamiento de la planta SEGS II de California

Como se aprecia en la figura, en esta planta se mantuvo la idea del sobrecalentador a gas para mejorar las

características del vapor vivo. Además, la ausencia de almacenamiento motivó el uso de un esquema de

hibridación con una caldera de gas natural en paralelo con el campo solar, lo cual ofrece la posibilidad de

funcionamiento solo fósil de la planta, aumentando su fiabilidad.

El ciclo termodinámico empleado es un ciclo Rankine regenerativo sin recalentamiento. En funcionamiento

sólo solar, sin el sobrecalentador a gas, las características del vapor vivo son incluso peores que en la

SEGS-I; así, con una temperatura del vapor vivo del orden de 295 ºC-300 ºC, la presión queda limitada a

unos 27.2 bar, y el rendimiento térmico neto a 26.7%. Sin embargo, en funcionamiento híbrido o sólo fósil, el

vapor vivo se genera a 510 ºC y 105 bar, con lo cual se alcanza un rendimiento térmico neto del 33.9%.

Estas características tan distintas del vapor vivo obligan a tener un cuerpo de alta presión de la turbina

destinado al aporte extra con energía fósil, y un cuerpo de baja presión que será por donde se introducirá el

vapor de origen solar en funcionamiento sólo solar, quedando en este caso el cuerpo de alta presión

inutilizado. Esta característica del ciclo se repetirá en los esquemas de las plantas SEGS III a SEGS VII.


26

iii. SEGS-III a SEGS-V

Todas estas plantas tienen una potencia nominal de 30MWe, con un ciclo de Rankine regenerativo sin

recalentamiento, similar al de la planta SEGS-II.

Estas plantas supusieron, sin embargo, un avance en este tipo de instalaciones, incorporando un colector de

nuevo diseño, el LS-2, de mayor tamaño y más económico que el modelo LS1. Las mejoras en el diseño del

colector permiten subir la temperatura de salida del campo solar a 349 ºC, con lo cual la temperatura del

vapor vivo en modo sólo solar sube a 327 ºC, y por tanto la presión del vapor vivo puede aumentarse a 43.5

bar.

Con estas características del vapor vivo en modo sólo solar se obtiene un rendimiento térmico neto del ciclo

del 27.8% .En funcionamiento híbrido o solo fósil, las características del vapor vivo se pueden aumentar a

510 ºC y 105 bar, al igual que en la SEGS-II, con lo cual se obtiene un rendimiento térmico neto del 33.9%.

La construcción de las plantas SEGS-III y SEGS-IV comenzó a principios del año 1986, y fueron puestas en

servicio el 18 y el 23 de diciembre de 1986, respectivamente. Ambas tienen un campo de colectores con un

área de 203980 m2. Se eliminó en el diseño de estas plantas el sobrecalentador de gas de la planta SEGS-II, y

se aumentó la temperatura del aceite a la salida del campo solar. Como resultado de las mejoras que se

introdujeron, cada una de estas plantas genera un 6% más de electricidad que la planta SEGS-II.

La planta SEGS-V entró en funcionamiento en septiembre de 1987. Su configuración es esencialmente la

misma que la se las plantas SEGS-III y SEGS-IV. El área de captación de su campo de colectores es de

233120 m2. Debido a que la temperatura de trabajo de estas plantas es 40 ºC superior a las dos anteriores,

utilizan otro tipo de aceite térmico, el Therminol VP-1, cuyo precio es considerablemente superior al del

aceite ESSO 500. Aunque la elevación de la temperatura de trabajo tiene el inconveniente de que requiere un

aceite más caro, posee una ventaja importante como contrapartida, el aumento de la eficiencia del ciclo.

En esas plantas, el aceite es calentado en el campo de colectores desde una temperatura de 250 ºC hasta

alcanzar 350 ºC. El aceite caliente pasa a un generador de vapor con dos cuerpos: evaporador y

sobrecalentador. En el evaporador entra agua a 177 ºC y sale vapor saturado a 259 ºC. Este vapor saturado es

sobrecalentado en el segundo cuerpo del generador de vapor hasta una temperatura de 330 ºC y una presión

de 43.4 bar. El vapor sobrecalentado pasa a expandirse en el cuerpo de baja presión de la turbina, mientras

que el vapor producido por la caldera auxiliar se expande en el cuerpo de alta presión de la turbina.

iv. SEGS-VI y SEGS-VII

A partir de la planta SEGS-VI, Luz incorporó mejoras en el diseño de los colectores cilindro parabólicos que

permitieron aumentar la temperatura del aceite a la salida del campo solar hasta 391 ºC.

Este aumento de la temperatura fue acompañado de otra serie de mejoras en el diseño, como la introducción

del recalentamiento en el ciclo de Rankine regenerativo.

El esquema híbrido que se eligió fue el mismo que en las plantas SEGS-II a SEGS-V, con una caldera de gas

en paralelo con el campo solar, como se aprecia en la figura (1.11). Se mantuvo igualmente la potencia

nominal de la planta en 30 MWe.


27

Figura 1.11. Esquema de funcionamiento de la planta SEGS-VI y SEGS-VII

En funcionamiento sólo solar la planta produce vapor vivo con unas características de 371 ºC y 100 bar. La

presión de estas plantas es considerablemente mayor que en las anteriores debido a la incorporación del

recalentamiento, que elimina el problema de la presencia de gotas en los últimos escalonamientos de turbina,

a pesar que la temperatura del vapor vivo sigue siendo baja. La presión y temperatura de recalentamiento son,

respectivamente, 371 ºC y 17.2 bar. En estas condiciones el rendimiento térmico neto del ciclo sube a un

34.1% , que es considerablemente mayor que los anteriores.

En funcionamiento híbrido o sólo fósil las características del vapor vivo son 510 ºC, 100 bar, con una presión

de recalentamiento de 17.2 bar, y temperatura de 371 ºC. En estas condiciones el rendimiento térmico neto

del ciclo es de 35.9%.

Como puede observarse en estos ciclos se emplea una única presión del vapor vivo tanto en el

funcionamiento sólo solar como en el híbrido o en el sólo fósil. Esto evita tener que cambiar la presión que

dan las bombas de inyección a caldera según el funcionamiento de la planta.

Por otro lado, al tener una única presión de funcionamiento, en todos los casos se emplean los cuerpos de

turbina de alta y baja presión, introduciendo el vapor vivo en la turbina de alta presión. De esta forma se evita

el inconveniente de tener inutilizada la turbina de alta presión en el funcionamiento sólo solar.

A partir de la construcción de las plantas SEGS-VI y SEGS-VII, la compañía Luz comenzó a trabajar en el

desarrollo de una planta de 80 MWe. Este tamaño no solamente suponía una ventaja por la economía de

escala, sino que mejoraba el comportamiento de la planta y reducía significativamente los costes de

operación y mantenimiento. Como consecuencia, el aumento en el tamaño proporcionó una reducción del

25% en los costes de la electricidad producida.


28

v. SEGS-VIII y SEGS-IX

La primera planta SEGS de 80MWe fue la SEGS-VIII. La construcción de esa planta comenzó el 5 de abril

de 1989 y fue puesta en servicio el 28 de diciembre de ese mismo año. Debido a la inclinación natural del

terreno y con el fin de minimizar los trabajos de movimientos de tierras, el campo de colectores está instalado

sobre cuatro terrazas. Las dos calderas de gas de las plantas SEGS-V, SEGS-VI y SEGS-VII fueron

reemplazadas por una única caldera puesta en paralelo con el campo solar, por lo que el esquema de la planta

se simplificó.

La planta SEGS-IX, que entró en servicio en 1990, fue la última planta instalada por Luz antes de su

desaparición en 1991. Aunque Luz tenía bastante avanzados los proyectos de cuatro plantas más, la quiebra

financiera de la empresa provocó la desaparición de estos proyectos.

La figura (1.12) muestra el esquema de las plantas SEGS-VIII y SEGS-IX.

Figura 1.12. Esquema de funcionamiento de la planta SEGS-VIII y SEGS-IX

(Fuente: García-Casals, 2001)

La principal diferencia con las plantas anteriores consiste en sustituir la caldera fósil por un calentador de

aceite situado en paralelo con el campo de colectores. Por tanto, en estas condiciones el ciclo termodinámico

en funcionamiento sólo solar, híbrido, o sólo fósil, es exactamente el mismo, limitado por la temperatura

máxima permitida por el aceite.

La ventaja de este modo de hibridación es que se consigue desacoplar el ciclo de potencia de la parte solar de

la planta, consiguiendo condiciones estacionarias a la salida del sistema solar/fósil.

El ciclo de potencia es un ciclo de Rankine regenerativo con recalentamiento. Las características del vapor

vivo son de 371 ºC y 100 bar, con una presión de recalentamiento de 17.2 bar, y una temperatura de

recalentamiento de 371 ºC. En estas condiciones, el rendimiento térmico neto alcanzado, tanto en

funcionamiento solar como híbrido/fósil, es del 34.2%.


29

Durante los meses de junio, julio, agosto y septiembre, la caldera auxiliar de gas se pone en funcionamiento a

fin de mantener a la turbina funcionando a plena carga durante las horas punta de demanda. Durante el resto

del tiempo, la turbina opera en modo sólo-solar.

Este esquema es más flexible que los anteriores por las menores inercias térmicas asociadas al calentador de

aceite respecto a la caldera. Sin embargo los menores rendimientos en modo híbrido y sólo fósil limitan el

aprovechamiento de la exergía del combustible en estas condiciones.

En la tabla (1.3) se recogen las características principales de estas plantas.


30

SEGS I

SEGS II

SEGS III

SEGS IV

SEGS V

SEGS VI

SEGS VII

SEGS VIII

SEGS IX

Primer año de

operación 1985 1986 1987 1987 1988 1989 1989 1990 1991

Potencia Neta (MWe)

13.8 30 30 30 30 30 30 80 80

Potencia Bruta (MWe)

14.7 33 33 33 33 33 33 88 88

Área apertura

colectores (m2) 82960 190338 230300 230300 250560 188000 194280 464340 483960

Temperatura

entrada campo de colectores (ºC)

240 231 248 248 248 293 293 293 293

Temperatura salida

campo de colectores (ºC)

307 316 349 349 349 391 391 391 391

Presión vapor vivo solar (bar)

- 27.2 43.5 43.5 43.5 100 100 100 100

Temperatura vapor

vivo solar (ºC)) -

295-300

327 327 327 371 371 371 371

Presión

recalentamiento solar (bar)

- - - - - 17.2 17.2 17.2 17.2

Temperatura

recalentamiento solar (ºC)

- - - - - 371 371 371 371

Presión vapor vivo híbrido/fósil (bar)

35.3 105 105 105 105 100 100 100 100

Temperatura vapor

vivo híbrido/fósil (ºC)

415 510 510 510 510 510 510 371 371

Presión recalentamiento

híbrido/fósil (bar) - - - - - 17.2 17.2 17.2 17.2

Temperatura

recalentamiento híbrido/fósil (ºC)

- - - - - 371 371 371 371

Rendimiento

térmico bruto solar (%)

- 29.4 30.6 30.6 30.6 37.5 37.5 37.6 37.6

Rendimiento térmico neto solar

(%) - 26.7 27.8 27.8 27.8 34.1 34.1 34.2 34.2

Rendimiento térmico bruto

híbrido/fósil (%) 31.5 37.3 37.3 37.3 37.3 39.5 39.5 37.6 37.6

Rendimiento

térmico neto híbrido/fósil (%)

29.6 33.9 33.9 33.9 33.9 35.9 35.9 34.2 34.2

Almacenamiento

térmico (MW·h) 110 - - - - - - - -

Hibridación

Sobre-

calenta dor

Caldera Caldera Caldera Caldera Caldera Caldera

Calenta

dor aceite

Calenta

dor aceite

Tabla 1.3. Características básicas de las plantas SEGS-I a SEGS-IX

Para optimizar la rentabilidad de estas plantas es fundamental que se produzca la máxima energía posible

durante las horas punta de demanda, que es cuando se paga el precio más alto de la energía eléctrica.

Actualmente, el 16% de la energía eléctrica neta de estas plantas se produce durante las horas de demanda

punta en verano, siendo los ingresos de esta producción del orden del 55% del total anual. Estas cifras ponen

de manifiesto la gran importancia que tiene para la rentabilidad de estas plantas el producir el máximo de

energía eléctrica durante las horas punta.


31

1.2.3. Proyectos actuales de plantas termosolares con colectores cilindro parabólicos basadas en la tecnología convencional HTF

Tras el gran desarrollo de las tecnologías de concentración solar que hubo en la década de los 80, los años

posteriores se caracterizaron por un estancamiento, incluso recesión, en este campo. En la actualidad,

diversos factores, como la preocupación generalizada por el cambio climático y el desarrollo sostenible, así

como el creciente precio de los combustibles fósiles, han provocado que muchas empresas y grupos de

investigación vuelvan a interesarse por la energía solar. Como fruto de estos nuevos objetivos, pueden citarse

diversas plantas, en la tecnología de torre central (PS10, Solar Tres, etc) y, sobre todo, con colectores cilindro

parabólicos, algunas de las cuales ya están conectadas a red, como la planta Nevada Solar One. Todas las

plantas de este tipo, que se están construyendo con fines comerciales, se caracterizan por emplear la

tecnología convencional del aceite como fluido calorífero en el campo solar. Se citan a continuación, cuatro

ejemplos de centrales de este tipo.

i. Andasol

Andasol es un complejo solar en la provincia de Granada, que consta de tres centrales de cilindro parabólicos,

de 50 MWe cada una, llamadas Andasol-1, Andasol-2 y Andasol-3. Se espera que sea la planta termosolar

más grande de Europa, con más de 202 hectáreas y una producción de 179 000 000 kWh de electricidad al

año, operando en modo sólo-solar.

La planta Andasol-1 ocupa un total de 510 120 m2, con lazos de colectores cilindro parabólicos SKAL-ET, y

almacenamiento indirecto en tanques de sales fundidas con una capacidad total de 6 horas. Este hecho, junto

con el sobredimensionamiento del campo (El campo solar es capaz de suministrar hasta 2 veces la energía

térmica que es capaz de absorber la turbina) hace posible un mayor control en la producción de la central,

pudiendo entregar energía a la red eléctrica en función de las necesidades.

En la figura (1.13) se observan lazos de colectores cilindro parabólicos pertenecientes a la central Andasol-1.

Figura 1.13. Campo solar en la planta solar Andasol-1

(Fuente: Herrmann y Nava, 2008)


32

ii. Central termosolar de Puertollano

La central termosolar de Puertollano, propiedad de Iberdrola (90%) y del IDAE (10%), es una planta

convencional de colectores cilindro parabólicos de aceite, de 50 MWe, situada cerca de la central de ciclo

combinado de Elcogas, en Ciudad Real.

El campo solar está formado por 50 km de espejos, aproximadamente, ocupando un total de 135 hectáreas.

La central consta con 88 lazos de colectores. Y cada lazo tiene una configuración semejante a la ya

mencionada para la planta Andasol; está constituido por 4 colectores ET-150, cada uno de los cuales consta

de 12 módulos de 12.27 metros. Es decir, el lazo tiene, en total, una longitud de 600 metros.

iii. Solnova 1

La planta Solnova 1, de 50 MWe, es la primera de cinco plantas de colectores cilindro parabólicos que se van

a construir en Sanlúcar la Mayor, en Sevilla. Todas estas plantas responden esquema convencional de

tecnología HTF con aceite como fluido de trabajo en el campo solar. La planta Solnova 1 no tiene

almacenamiento e hibrida con una caldera convencional de gas natural. Se desconoce por el momento si el

resto de las plantas que se van a construir tendrán o no almacenamiento.

El campo solar está formado por 90 lazos y cada lazo cuenta con 4 colectores, desarrollo propio de Abengoa,

pero que responden aproximadamente a las medidas del Eurotrough; cada colector está compuesto por 12

módulos de aproximadamente 12.5 m de longitud y 5.76 m de apertura. Cada módulo se articula en su punto

medio mediante un mecanismo que permite el seguimiento del sol en un eje.

iv. Nevada Solar One (NSO)

Nevada Solar One es la planta termosolar más grande que se ha construido en Estados Unidos desde la última

SEGS, en 1991. La planta, propiedad de Solargenix y Acciona, tiene una capacidad nominal de 64 MWe, y

produce anualmente más de 130 000 millones de kWh.

La planta está compuesta de 357 000 m2 de colectores cilindro parabólicos Solargenix de 2ª generación

(SGX2) desarrollados por la empresa Solargenix Energy y el NREL. Los tubos absorbedores utilizados han

sido suministrados por Solel en Israel y Schott en Alemania, en una proporción del 30% y 70%,

respectivamente. Flabeg Solar ha proporcionado el espejo reflector, aunque se han instalado asimismo otros

modelos de espejos para ensayos.

El bloque de potencia consiste en un ciclo de Rankine regenerativo, con recalentamiento. La turbina ha sido

suministrada por Siemens. Como en el estado de Nevada sólo se permite un 2% de hibridación fósil, la

caldera auxiliar de gas natural es muy pequeña, y se utiliza fundamentalmente para evitar congelaciones. Es

por ello que el sistema consta con un almacenamiento de 30 minutos de capacidad, que sirve para minimizar

el efecto de los transitorios.

En la figura (1.14) se aprecia una vista aérea de la planta Nevada Solar One.


33

Figura 1.14. Planta termosolar de colectores cilindro parabólicos Nevada Solar One

(Fuente: http://www.solarpaces.org/Tasks/Task1/Nevada_Solar_One.HTM )

1.2.4. Nuevos esquemas para plantas termosolares con colectores cilindro parabólicos

Todos los proyectos citados en los puntos (1.2.2) y (1.2.3) se basan en la tecnología utilizada por las plantas

SEGS, que se caracterizan por emplear un fluido de transferencia de calor que absorbe la energía térmica y

un conjunto de cambiadores de calor que generan vapor para alimentar ciclos Rankine convencionales.

Actualmente están bajo investigación una serie de procesos alternativos, los cuales se detallan a continuación.

i. Sistemas solares integrados en ciclos combinados (ISCCS)

Esta configuración no es exclusiva de los colectores cilindro parabólicos, también se ha llevado a cabo en

sistemas de receptor central. El esquema básico que se sigue en estos sistemas es utilizar el calor generado en

el campo solar para producir el vapor que alimenta el ciclo de Rankine integrado en un ciclo combinado.

El concepto general que se aplica en estos sistemas es el de sobredimensionar la turbina para hacer frente a

incrementos en la producción de vapor (Williams, 1998). Aproximadamente, se duplica la capacidad de la

turbina de vapor, utilizando el calor solar para la evaporación del agua, y el calor residual de los gases de

escape de la turbina de gas en el precalentamiento y sobrecalentamiento.

Cuando no se dispone del recurso de la energía solar, la turbina de vapor debe funcionar a carga parcial, lo

que supone una importante reducción del rendimiento. Si además se duplica la capacidad de la turbina, esto

significaría funcionar incluso a un 25% del punto de diseño. Si se añade que la energía solar sólo está

disponible un 25% del tiempo, el factor de capacidad en plantas de este tipo, sin almacenamiento y

funcionando como centrales base, sería del 10%. Con almacenamiento térmico se podría duplicar la

contribución solar a la producción de electricidad. Cuanto más sobredimensionada esté la turbina, mayor será

el impacto de trabajar en condiciones fuera de diseño.


34

La configuración de sistema solar integrado en ciclo combinado (Integrated Solar Combined-Cycle System,

ISCCS) mejora la rentabilidad de las plantas de colectores cilindro parabólicos, ya que el incremento de coste

que acompaña al incremento de tamaño de la turbina de vapor integrada en el ciclo combinado es bastante

menor que si se tratara de un ciclo de Rankine únicamente. Sin embargo, aunque esta configuración

representa un menor coste para la planta, los riesgos tecnológicos de este nuevo desarrollo son todavía

elevados.

En la figura (1.15) se muestra el diagrama de de flujo para una planta ISCCS acoplada a un campo de

colectores cilindro parabólicos.

Figura 1.15. Esquema de funcionamiento de un campo de colectores cilindro parabólicos acoplados a un ciclo combinado

(Fuente: Williams, T.A. et al., 1995)

ii. Ciclos de Rankine orgánicos (ORC)

La investigación en este campo se basa en la integración de la tecnología de las plantas de potencia

geotérmicas con la tecnología de colectores cilindro parabólicos. El esquema básico que se propone es un

ciclo de Rankine orgánico con refrigeración mediante aire. El tamaño de los sistemas en consideración va

desde 100 kWe hasta 10 MWe.

Los sistemas de Rankine orgánicos (Organic Rankine Cycle, ORC) tienen numerosas ventajas frente a los

sistemas de Rankine convencionales. La principal es que los sistemas de ORC son mucho más simples ya

que el fluido de trabajo puede condensar a presiones por encima de la atmosférica, lo que simplifica tanto el

condensador como los intercambiadores de calor posteriores. Además, los sistemas ORC pueden operar a

menores presiones, reduciendo el coste de los componentes y las pérdidas parásitas por bombeo en operación.

Un estudio teórico ha puesto de manifiesto que estos ciclos pueden ser más eficientes que ciclos de vapor


35

complejos que operen a la misma temperatura de salida del campo solar. El consumo de agua en estos

sistemas se puede reducir en un 98% en comparación con plantas SEGS convencionales (Prabhu, 2006).

Además, la tecnología ORC reduce la necesidad de personal in situ dedicado al mantenimiento, lo que ayuda

a reducir el coste global de operación de estas plantas y, consecuentemente, el coste de la electricidad

producida. En la figura (1.16) se muestra una posible configuración de ciclo de Rankine orgánico acoplado a

una planta de colectores cilindro parabólicos.

Figura 1.16. Esquema de funcionamiento de un campo de colectores cilindro parabólicos acoplados a un ciclo de Rankine orgánico

(Fuente: Price y Hassani, 2002)

iv. Generación directa de vapor (DSG)

Aunque en este apartado sólo se va a hablar en líneas generales de este esquema, la generación directa de

vapor (GDV) aplicada a colectores cilindro parabólicos es el tema principal de esta tesis.

La configuración GDV en plantas de colectores cilindro parabólicos elimina la necesidad de un fluido de

transferencia de calor en el campo solar. Aunque la generación directa de vapor incrementa el coste del

sistema de tuberías, ya que la presión óptima del fluido de trabajo (vapor) se sitúa por encima de los 100 bar,

la inversión global de la planta se reduce, ya que se eliminan los cambiadores de calor intermedios para la

generación de vapor, así como todos los elementos asociados al circuito del fluido de transferencia de calor

(en el caso del aceite, sistema anti-incendios, tanque de expansión, sistemas calefactores para el tanque de

almacenamiento, etc.)


36

El rendimiento global se ve incrementado por varios factores: la ausencia del generador de vapor intermedio;

las menores pérdidas térmicas al mejorar la transmisión de calor en el colector; y las mayores temperaturas y

presiones de trabajo en el ciclo de potencia, que reducen además las pérdidas parásitas por bombeo. Esta

tecnología, supone, respecto de la convencional, un incremento del 7% en el rendimiento anual y una

reducción del 9% en los costes del sistema solar, por lo que resulta una reducción del 10% en el coste

equivalente de energía (LEC, Levelized cost of Energy). Estos datos se obtuvieron en un estudio para una

planta de 10 MWe operando en unas condiciones concretas (Svodoba et al., 1997). Las variaciones efectivas

dependerán de cada caso concreto.

La generación directa de vapor se ha probado con éxito en la Plataforma Solar de Almería (PSA), en el

denominado proyecto DISS (DIrect Solar Steam), del que se hablará en la sección 1.4. Aunque inicialmente

se pensó que los colectores necesitarían estar inclinados 8 grados sobre la horizontal, para mantener una

configuración del flujo bifásico adecuada en el tubo receptor, se comprobó, también en la PSA, que la

generación directa de vapor también puede producirse sin problemas en colectores horizontales del tipo LS-3.

Aunque todavía quedan cuestiones sin resolver asociadas a esta tecnología, los resultados del proyecto DISS

son bastante prometedores (Zarza et al., 2002), y actualmente se produce vapor a 100 bar en colectores LS-3,

como se verá en detalle al final de este capítulo.

1.3. Sistemas de almacenamiento para plantas termosolares de colectores cilindro parabólicos

Desde el punto de vista de la producción de la energía eléctrica, un sistema solar debe dar una salida

estacionaria, independientemente de la variabilidad de la radiación solar. Para ello se hace necesario el uso de

un sistema de almacenamiento, que permita al bloque de potencia trabajar de forma continua y prevenir los

riesgos derivados de las citadas oscilaciones en la radiación solar directa. Un almacenamiento térmico fiable

y de buen rendimiento es una condición básica para introducir los sistemas de producción de electricidad a

media temperatura en el mercado.

Existen una gran variedad de tecnologías de almacenamiento que se pueden aplicar a los sistemas

termosolares, pero sólo algunos de ellos son realmente viables hoy en día, ya que su complejidad o su alto

coste impiden que sea rentable su uso comercial. A continuación se hace una relación de los sistemas:

- Almacenamiento electroquímico en baterías.

- Almacenamiento químico en hidrógeno.

- Almacenamiento mecánico en volantes de inercia, aire comprimido o elevación mediante bombeo

de agua en embalses.

- Almacenamiento magnético en superconductores.

- Almacenamiento térmico en forma de calor sensible, de cambio de fase, y en reacciones químicas

reversibles.


37

Entre todas estas posibilidades, las que realmente se aplican a los sistemas termosolares de colectores cilindro

parabólicos son las correspondientes al almacenamiento térmico. A estos sistemas de almacenamiento se

dedicará los apartados posteriores.

1.3.1. Almacenamiento térmico de la energía

Los sistemas de almacenamiento térmico de la energía se caracterizan porque tanto las entradas energéticas

como las salidas del sistema son en forma de energía térmica. Los tipos fundamentales son almacenamiento

en calor sensible, en calor de cambio de fase y en calor de recombinación en reacciones termoquímicas

reversibles.

El elemento más crítico, desde el punto de vista técnico, de estos sistemas es su densidad energética,

interesando altos valores de cara a cumplir la función requerida con un volumen mínimo.

La buena transferencia de calor entre el medio de almacenamiento y el fluido calorífero suele ser otro aspecto

clave, así como la estabilidad de dicho material de almacenamiento. Otro elemento a tener en cuenta al

diseñar estos sistemas son las pérdidas térmicas al ambiente (buscando minimizar la relación volumen de

almacenamiento/ área expuesta al ambiente, los puentes térmicos con la estructura soporte, el aislamiento…);

asimismo, es importante la capacidad del medio de almacenamiento para mantener diferencias de

temperaturas muy acusadas en partes del medio muy próximas entre sí, es decir, de mantener una buena

estratificación térmica.

El volumen de inversión requerido es el que al final decide entre las distintas alternativas técnicas posibles.

Aunque los materiales, en general, no son caros, en grandes cantidades se requiere invertir una gran suma

para su adquisición. Además, los tanques que contengan dichos materiales representan una parte importante

en el coste final de la instalación.

En la tabla (1.4) se enumeran los medios de almacenamiento térmico más frecuentes en los sistemas solares

de concentración.


38

Temp. (ºC)

Medio de almacenamiento

Caliente Fría

Densidad media (kg/m3)

Cond. térmica media (W/m-K)

Capacidad calorífica media

(kJ/kg-K)

Capacidad calorífica

por unidad de volumen (kWht/m3)

Costes medios por kg ($/kg)

Costes medios por kWht ($/kWht)

Medio sólido

Arena-Roca-Aceite

200 300 1700 1 1.3 60 0.15 14

Hormigón armado

200 400 2200 1.5 0.85 100 0.05 1

NaCl (sólido) 200 500 2160 7 0.85 150 0.15 1.5

Hierro colado 200 400 7200 37 0.56 160 1 32

Acero colado 200 700 7800 40 0.6 450 5 60

Ladrillos refractarios de sílice

200 700 1820 1.5 1 150 1 7

Ladrillos refractarios de magnesia

200 1200 3000 5 1.15 600 2 6

Medio líquido

Aceite mineral 200 300 770 0.12 2.6 55 0.3 4.2

Aceite sintético 250 350 900 0.11 2.3 57 3 43

Aceite de silicona

300 400 900 0.1 2.1 52 5 80

Sales de nitrito 250 450 1825 0.57 1.5 152 1 12

Sales de nitrato 265 565 1870 0.52 1.6 250 0.7 5.2

Sales de carbonato

450 850 2100 2 1.8 430 2.4 11

Sodio líquido 270 530 850 71 1.3 80 2 21

Materiales de cambio de fase

NaNO3 308 2257 0.5 200 125 0.2 3.6

KNO3 333 2110 0.5 267 156 0.3 4.1

KOH 380 2044 0.5 150 85 1 24

Solución salina - cerámicos (Na2CO3-BaCO3 / MgO)

500-850 2600 5 420 300 2 17

NaCl 802 2160 5 520 280 0.15 1.2

Na2CO3 854 2533 2 276 194 0.2 2.6

K2CO3 897 2290 2 236 150 0.6 9.1

Tabla 1. 4. Materiales utilizados en el almacenamiento para sistemas solares de concentración de media y alta temperatura (Fuente: Winter et al., 1990)

i. Almacenamiento térmico en forma de calor sensible

Se conoce como almacenamiento en forma de calor sensible al efectuado al hacer subir la temperatura de un

material, su calor específico y, si se trata de un gran volumen, su densidad. En la industria existen desde hace


39

bastante tiempo dispositivos de almacenamiento a alta temperatura que utilizan el calor sensible de materiales

entre 120 ºC y 1250 ºC, dentro de cuyo rango están los sistemas solares en estudio.

Como se observa en la tabla (1.4), como medio de almacenamiento se puede utilizar un sólido, un líquido o

una combinación de ambos, en algunos sistemas duales. Los materiales líquidos más adecuados, citados en

orden ascendente de temperatura de almacenamiento, son el agua, los aceites naturales o sintéticos, las sales

fundidas y los metales líquidos.

El almacenamiento puede realizarse en un tanque, en dos tanques o en un sistema multitanque. Todas estas

opciones se describen a continuación.

Independientemente de esta clasificación, los tipos de almacenamiento pueden ser directos, cuando emplean

como fluido de almacenamiento el mismo fluido de trabajo que se emplea en el campo solar, e indirectos,

cuando para el almacenamiento se emplea un fluido distinto del fluido de trabajo.

Dentro de los métodos indirectos, existe también la opción de utilizar dos fluidos de características diferentes,

uno para cargar el tanque de almacenamiento y el segundo para extraer la energía del mismo; de esta forma,

la energía pasaría del primer al segundo fluido a través del almacenamiento en un tercer material.

a. Almacenamiento en un único tanque

El almacenamiento en un único tanque puede utilizar la opción de fluido de trabajo único, haciendo uso del

efecto termoclino, o puede emplear un material de relleno dentro del tanque al que se le transfiera la energía

térmica, y en ese caso se denomina almacenamiento en tanque dual.

a.1. Almacenamiento en un único tanque con efecto termoclino

El almacenamiento en termoclino se basa en la estratificación que se produce en el tanque por diferencia de

densidad del fluido de trabajo, al existir diferentes niveles de temperatura. El funcionamiento es en doble

ciclo, carga y descarga. La carga se produce extrayendo el fluido frío de la parte baja del tanque y calentarlo

en el campo solar, de donde se envía de nuevo, ya caliente, a la parte alta del tanque. Al ser menos denso,

quedará en la parte fría sin mezclarse. El proceso continúa hasta que termina de cargarse completamente. El

proceso de descarga consiste en sacar el fluido caliente de la parte alta y, una vez enfriado, devolverlo a la

parte baja del tanque. El proceso de carga y descarga se puede realizar simultáneamente manteniendo unos

caudales y temperaturas semejantes en ambos procesos o creando previamente una reserva que permita

extraer más de lo que entra.

Con objeto de que el fluido no se mezcle al entrar en el tanque con el que ya está dentro, es muy importante

que exista un difusor en la entrada de la parte alta que distribuya en fluido entrante sobre la capa superior del

fluido ya almacenado, de tal forma que no se cree ninguna perturbación que origine una mezcla no deseada.

Igualmente, la toma inferior de donde extrae la bomba correspondiente, debe ser tal que no se cree ningún

remolino en la masa de fluido que pueda provocar pérdida de la estratificación.

Este sistema es válido para fluidos con baja conductividad térmica, como pueden ser el agua, el aceite, y las

sales fundidas a baja temperatura, que son capaces de mantener su estratificación natural en depósitos

adecuadamente diseñados.


40

a.2. Almacenamiento dual en un único tanque

El almacenamiento dual se basa en la estratificación producida en el material contenido en el tanque,

consecuencia de su gran inercia térmica. Durante la carga, se hace pasar el fluido de trabajo a través del

tanque, en sentido descendente, cediendo su energía al material de relleno. La parte superior de dicho

material aumentará su temperatura rápidamente, pero la que se encuentra próxima a la salida permanecerá a

una temperatura muy próxima a la inicial. Conforme aumenta el tiempo, el frente de temperaturas se va

moviendo hacia la salida, hasta que alcanza dicho extremo y entonces la temperatura del fluido de trabajo a la

salida comienza a aumentar. Se dice que el lecho está completamente cargado cuando su temperatura es

uniforme. En ese momento se invierte el sentido del flujo, cediendo la energía a la carga: es el período de

descarga.

Este medio de almacenamiento, por propia definición, es indirecto, ya que el almacenamiento se realiza en un

material distinto del fluido de trabajo. En general, se elige como material de relleno un material de bajo coste,

entre otros, hormigón, del que se hablará más adelante, metales (hierro colado), rocas, sílice o cuarcita.

Una desventaja importante de este método frente al termoclino es que al utilizar dos materiales diferentes,

por fuerza se produce un intercambio de calor entre ambos, lo que provoca una considerable inercia en la

operación del sistema, incrementando la temperatura de salida del fluido durante la carga, y disminuyéndola

durante la descarga.

El sistema de almacenamiento en un único tanque, en los dos casos descritos, tiene como ventaja principal

que su coste puede ser un 25% más barato que los sistemas de dos tanques, de los que se hablará a

continuación. Por el contrario, el volumen que se requiere para conseguir una diferencia de temperaturas

relativamente pequeña suele ser muy elevado (la altura de un tanque dual de sílice o cuarcita puede variar

entre 1 y 2 metros para una diferencia de temperaturas de 60 ºC entre el foco caliente y el foco frío).

b. Almacenamiento en dos tanques

Este sistema tiene dos tanques aislados térmicamente (tanque caliente y tanque frío) de tal manera que el

volumen de cada uno sea tal que pueda contener la totalidad del fluido de trabajo. En este caso se puede

trabajar a alta temperatura y a presión atmosférica o más elevada que ésta. Durante la carga, se llena el

tanque caliente con el fluido de trabajo procedente del campo solar, y se vacía el tanque frío, de donde sale el

fluido que alimenta el campo solar. En la descarga, el fluido caliente cede su energía para posteriormente

introducirse en el tanque frío.

El almacenamiento en dos tanques es imprescindible cuando se está utilizando un fluido de conductividad

térmica relativamente elevada, como son el sodio y las sales fundidas.

c. Almacenamiento en un sistema multitanque

Esta posibilidad se daría cuando se tuvieran más de dos tanques. En este caso, cada tanque no tendría porqué

contener todo el fluido, ya que estaría repartido entre todos, lo que implicaría un menor tamaño de los


41

mismos. En caso de que fueran tres tanques, el volumen total se repartiría entre dos de ellos, de forma que

siempre se podría separar la parte caliente de la fría.

La ventaja de tener tres tanques en lugar de dos estriba en el hecho de tener menos volumen vacío, ya que es

una vez y media del volumen total en este caso, frente a la opción de dos tanques, en donde la relación es de

dos veces. Teóricamente, añadiendo más tanques, se reduciría más el volumen libre y, por tanto, se abarataría

el coste todavía más. Esto no es así ya que, además de los tanques, hay toda una infraestructura alrededor que

hace que intervengan otros factores: el control se volvería más complejo, se necesitaría más instrumentación

y los automatismos para cambio entre tanques tendrían que aumentar, incrementando el coste

considerablemente

ii. Almacenamiento térmico con cambio de fase

La capacidad de la mayoría de los materiales para almacenar calor sensible es pequeña, lo cual es una

limitación. Los materiales más comúnmente utilizados en transferencia de calor, como los aceites orgánicos,

tienen capacidades caloríficas del orden de 0.5 al 0.7 las del agua (4.186 kJ/kg-K), que no es un medio de

almacenamiento de calor sensible de gran densidad de energía.

El almacenamiento por cambio de fase es aquel que acumula la energía térmica prácticamente de manera

isoterma en forma de calor latente: como calor de fusión (transición de sólido a líquido), calor de

vaporización (de líquido a vapor), o calor de transformación de la fase cristalina del sólido. Como

normalmente la temperatura de carga es bastante superior a la de cambio de fase, la carga de este tipo de

almacenamiento suele venir acompañada de una cantidad apreciable de calor sensible.

El general, al hablar de materiales de cambio de fase se suele hacer referencia a materiales con un calor de

fusión considerable, como se puede apreciar en la tabla (1.4). El calor de cambio de fase de sólido a líquido

es mucho menor que el de líquido a vapor (un orden de magnitud), sin embargo, los grandes cambios de

volumen que ocurren en esta transición imposibilitan su utilización práctica.

Los tipos principales de materiales de cambio de fase, citados en orden creciente de temperatura de cambio

de fase, y con un gran solapamiento entre ellos, son los componentes orgánicos como la parafina y los

polímeros; las sales hidratadas (en realidad, en este caso no se tiene un cambio de fase, sino más bien una

reacción química reversible, ya que la energía térmica se almacena como calor de solución); los compuestos

inorgánicos y las mezclas eutécticas; y los metales o sus aleaciones.

Hay varios factores que afectan negativamente a este tipo de almacenamiento. Desde el momento en que se

produce el cambio de fase, el sistema se vuelve muy complicado, difícilmente controlable y, en la mayoría de

los casos, irrealizable. La utilización de intercambiadores de calor más complejos hace que se encarezca el

sistema considerablemente si se compara con los sistemas de almacenamiento de calor sensible.

Se mencionan a continuación otras características que afectan negativamente a este tipo de almacenamiento

(Stine, 1985):

- El coste de muchos de los materiales de más rendimiento para almacenamiento de calor latente es

elevado.


42

- Algunos de estos materiales no son puros sino mezclas que tienden a separarse en sus componentes

después de ciclos sucesivos de congelación y fusión.

- Algún material como el NaOH puede reaccionar violentamente con el aceite orgánico utilizado

comúnmente como fluido de transferencia de calor en los sistemas CCPs.

- Un enfriamiento excesivo del material puede llevarlo a la congelación.

Como argumento positivo, se puede decir que el tamaño de los sistemas de almacenamiento sería

considerablemente menor que el necesitado para acumular calor sensible para una misma cantidad de energía.

El almacenamiento con cambio de fase es la opción por la que se ha apostado en el proyecto DISTOR, que

tiene por objetivo el desarrollo de un sistema de almacenamiento térmico para plantas CCP que funcionen

con generación directa de vapor en el campo solar. Los materiales de cambio de fase que se van a utilizar son

mezclas de sales (nitratos y nitritos) cuya temperatura de fusión esté de acuerdo con la temperatura del vapor

saturado que proporcione el campo solar. Con el fin de solventar la baja conductividad térmica de las sales

aptas para este tipo de almacenamiento, se está pensando en embeber la sal dentro de una matriz de grafito.

El objetivo que se pretende alcanzar en cuanto costes es de 20 €/kWh de capacidad.

1.3.2. Proyectos de sistemas de almacenamiento en plantas termosolares

Para sistemas de producción de electricidad con sistemas solares de concentración, la presencia de un sistema

de almacenamiento tiene ventajas adicionales a las de soslayar los problemas de la variabilidad de la

radiación solar. En general, la economía, el rendimiento y las estrategias de operación se ven beneficiadas

por su presencia.

Si la central termosolar está dotada de medios de almacenamiento y/o hibridación fósil, es posible llevar a

cabo la operación con múltiples estrategias de operación, entendiendo éstas como la manera en que se

combinan la radiación incidente, el almacenamiento y el apoyo fósil –en caso de que exista hibridación-, para

dar lugar a una determinada salida eléctrica. Las estrategias de operación contemplan opciones tan variadas

como la de seguimiento solar puro, en la que no se emplea ni almacenamiento ni apoyo fósil, hasta la

operación continua reduciendo el consumo fósil en las horas de alta insolación, pasando también por la

opción de extraer energía del almacenamiento en ausencia de radiación solar. Lo normal es que se empleen

cualquiera de las dos últimas opciones.

Así, un ejemplo de planta sin apoyo fósil y con almacenamiento térmico es Solar Two, de la que se hablará a

continuación, las plantas con almacenamiento en sales fundidas.

Es destacable que casi todas las experiencias con plantas termosolares disponen de algún sistema de

almacenamiento. Los ejemplos más importantes se enumeran en la tabla (1.5).


43

Temperatura nominal (ºC) Proyecto

(Ubicación) Tipo

Medio de almacmto

HTF en el campo solar Fría Caliente

Sistema de almacenamto

Volumen del

tanque (m3)

Capacidad térmica (MWhth)

Sistema de riego (Coolidge, AZ, EEUU)

CCP Aceite Aceite 200 228 1 tanque. Efecto

termoclino

114 3

IEA-SSPS (Almería, España)

CCP Aceite Aceite 225 295 1 tanque. Efecto

termoclino 176 5

SEGS I (Dagget, CA, EEUU)

CCP Aceite Aceite 240 307 Tanque frío Tanque caliente

- -

120

IEA-SSPS (Almería, España)

CCP Aceite Hierro colado

Aceite 225 295 1 tanque.

Almacenamto dual

100 4

Solar One (Barstow, CA, EEUU)

Receptor central

Aceite / Tierra / Roca

Vapor 224 304 1 tanque.

Almacenamto dual

3460 182

CESA-1 (Almería, España)

Receptor central

Sal Líquida

Vapor 220 340 Tanque frío Tanque caliente

200 200

12

THEMIS (Targasonne, Francia)

Receptor central

Sal Líquida

Sal Líquida

250 450 Tanque frío Tanque caliente

310 310

40

Solar Two (Barstow, CA, EEUU)

Receptor central

Sal Líquida

Sal Líquida

275 565 Tanque frío Tanque caliente

875 875

110

Tabla 1. 5. Experiencias de sistemas de almacenamiento en plantas termosolares.

(Fuente: Pilkington Solar International GMbH, 2000–adaptado-)

Como se puede apreciar, tanto en las aplicaciones de media temperatura con colectores cilindro parabólicos

como en las de alta temperatura con receptores centrales, las únicas realizaciones prácticas a escala semi-

industrial utilizan sistemas almacenamiento en forma de calor sensible ya que, tanto el almacenamiento en

forma de calor latente como el almacenamiento termoquímico se encuentran todavía en fase de

experimentación.

Se describen a continuación, de forma más extensa, los proyectos citados en la tabla (1.5).

i. Almacenamiento térmico utilizando aceite

Este tipo de almacenamiento fue el que implementó la primera de las plantas SEGS (Winter et al., 1990). El

sistema disponía de 3260 m3 de aceite mineral Caloría HT-43, que se almacenaba en dos tanques, uno frío, a

241ºC, y uno caliente, a 307 ºC. La capacidad total de almacenamiento era de 118.9 MWth, lo que le permitía

hacer funcionar el alternador durante dos horas y media aproximadamente a plena carga, 14.7 MWe. Los

tanques estaban fabricados de acero al carbono y tenían un asilamiento térmico de fibra de vidrio de 12cm de

espesor. Este sistema estuvo funcionando hasta 1999, cuando un incendio lo destruyó. El aceite mineral es

muy inflamable, y ya no se usó más en las posteriores plantas SEGS, que operaban a mayores temperaturas.

Hubo además otras razones que influyeron en que este tipo de sistemas no volviera a utilizarse en una planta

de aceite, 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.


44

De menor magnitud fue el almacenamiento ensayado en el proyecto IEA-SSPS, de 0.5 MWe. El sistema que

se utilizó fue el de almacenamiento en un único tanque con efecto termoclino. El aceite térmico utilizado fue

Therminol-55. El volumen del tanque era de 176 m3, con una capacidad total de 5 MWth a 300 ºC, lo que

permitía un funcionamiento a plena carga del turboalternador durante 1.6 horas. Durante la carga,

normalmente, la parte alta se encontraba en un rango de temperaturas entre 295 ºC y 300 ºC y la parte baja a

225 ºC. El aislamiento utilizado era de 300mm de fibra de vidrio. Y el rendimiento del sistema era del 92%.

También fue ensayado, dentro del proyecto IEA-SSPS, un almacenamiento dual con aceite térmico,

Therminol-55. El tanque, con un volumen de 100 m3, estaba construido en acero; contenía en su interior 115

placas circulares, de hierro colado de 2.5 m de diámetro por 23 cm de altura, apiladas en su interior de forma

que el aceite circulaba en el espacio entre placas. El ciclo de temperaturas era de 225 ºC a 295 ºC-300 ºC y el

rendimiento del ciclo estaba en el 70% aproximadamente. En este caso, el aceite no sufrió ningún tipo de

degradación ajeno a su normal comportamiento. El gran inconveniente estaba en el precio ya que, en 1984, la

inversión fue de 100 $/kWhth por el tanque de 4 MWth.

En la planta termosolar de receptor central Solar One también se utilizó aceite mineral en un sistema de

almacenamiento térmico, en este caso, un sistema dual en un único tanque. La capacidad térmica era de 182

MWth operando en un rango de 218 ºC a 304 ºC. El tanque estaba fabricado con acero ferrítico. Tenía unas

dimensiones de 18m de diámetro por 14m de altura, y contenía como relleno un lecho compacto de arena y

rocas por entre las cuales circulaba aceite transfiriéndose calor hacia y desde el lecho. La máxima pérdida de

calor era de 3 MWth en un ciclo de 24 horas, lo que corresponde a menos del 2% de la máxima capacidad. El

rendimiento del ciclo estaba en torno al 70%. Un problema importante fue el cracking detectado en el aceite,

debido en gran parte a la elevada cantidad de silicato de alúmina; otro inconveniente era la temperatura límite

máxima que se podía alcanzar, muy por debajo de la óptima económicamente.

ii. Almacenamiento en hormigón

Una de las actividades de I+D que se están llevando a cabo actualmente en Europa, es el desarrollo de

sistemas que emplean hormigón como medio de almacenamiento de calor sensible. El DLR (Deutsche

Forschungsanstalt für Luft-und Raumfahrt) lidera este proyecto de investigación, para lo cual ha instalado en

la PSA un pequeño sistema de almacenamiento con hormigón, compuesto de dos módulos de 350 kWh de

capacidad. El objetivo es estudiar experimentalmente el comportamiento de este tipo de almacenamiento bajo

condiciones reales de operación. Hasta la fecha, sólo se ha contemplado la posibilidad de acoplar este sistema

de almacenamiento a campos de colectores cilindro parabólicos.

El hormigón se caracteriza por su bajo coste y por su disponibilidad. Como almacenamiento térmico, tiene

las siguientes propiedades:

- Alto calor específico.

- Buenas propiedades mecánicas.

- Un coeficiente de expansión térmica similar al del acero.

- Alta resistencia mecánica a sucesivos ciclos térmicos.


45

La mayor incertidumbre de esta tecnología se sitúa ahora en la estabilidad a largo plazo del hormigón,

después de estar sometido a largos períodos de carga / descarga.

iii. Almacenamiento térmico utilizando sales fundidas

Aunque este sistema de almacenamiento se ha utilizado únicamente para tres plantas piloto de tipo torre, por

sus características pueden ser utilizadas también en plantas de colectores cilindro parabólicos, siendo una de

las líneas de investigación más activas (Price, 2002).

Según se observa en la tabla 1.5, las tres plantas de receptor central que utilizaron sales fundidas como medio

de almacenamiento fueron CESA-1 en España (PSA), Themis en Francia y Solar Two en Estados Unidos.

Tanto en CESA-1 como en la central Themis, el fluido que se utilizó fue el mismo, una mezcla eutéctica de

sales (53% KNO3, 40% NaNO2, 7% NaNO3), almacenadas mediante un sistema de dos tanques. La diferencia

fundamental entre ambos sistemas es que mientras que en CESA-1 el almacenamiento era indirecto,

empleando como fluido calorífero agua-vapor, la central Themis se basaba en un sistema directo, en el que el

fluido calorífero era el mismo que se utilizaba posteriormente para el almacenamiento.

En cuanto a dimensiones y funcionamiento, ambos sistemas presentaban claras diferencias.

En CESA-1, el volumen de cada tanque era de 200 m3, y sus dimensiones, 4 m de diámetro por 16 m de

longitud. El material utilizado era acero A-285 grado C, de 10 mm de espesor. El tanque frío trabajaba a

220 ºC y el caliente a 340 ºC. La presión de diseño era de 2 bar, aunque existía una ligera sobrepresión, de

0.5bar, provocada por el gas inerte necesario para evitar la degradación de las sales al contacto con el aire. La

capacidad máxima de almacenamiento de las sales era de 12.7 MWth. Las pérdidas térmicas en 24 horas del

tanque caliente eran de 535 kWth, el 4% de capacidad, y del frío, 271 kWth, representando el 2% de la

capacidad. Las pérdidas más significativas se encontraron en los sistemas de carga y descarga, con

rendimientos del 90% y el 91% respectivamente.

En la central de Themis, el volumen de cada tanque era de 310 m3, y sus dimensiones, 17 m de largo por 5 m

de diámetro. La presión máxima era de 3bar más la presión hidrostática. El rango de temperaturas de trabajo

para el que se diseñó el sistema, estaba comprendido entre 250 ºC y 450 ºC, aunque sólo se llegaron a

alcanzar 415 ºC. La capacidad de almacenamiento era de 40 MWth. Las pérdidas térmicas totales en el ciclo

diario de carga/descarga eran de 1.8 MWth y el rendimiento total del circuito del 95%.

Hasta la fecha, el mayor de los sistemas de almacenamiento en sales fundidas ha sido el de Solar Two –en un

futuro será el de Solar Tres-, con una capacidad de almacenamiento de 107 MWth, capaz de producir

electricidad durante tres horas continuadas a plena carga. El almacenamiento era de tipo directo y en dos

tanques. La sal fundida empleada era una mezcla binaria compuesta por un 60% de nitrato sódico (NaNO3)y

un 40% de nitrato potásico (KNO3), todos los porcentajes en peso. Estas sales son estables hasta temperaturas

cercanas a 600 ºC, aunque presentan el inconveniente de tener un punto de congelación relativamente alto

(aproximadamente, 225 ºC), por lo que deben ser almacenadas en forma compacta, con calentadores y

sistemas de recirculación, cuando no estén en uso. Además, mientras que el tanque frío se construyó en

acero al carbono, ya que las sales a 290 ºC son poco corrosivas, para el tanque caliente hubo que utilizar

acero inoxidable, para hacer frente a la corrosión que se produce a 565 ºC. En el montaje del sistema se

procuró evitar el uso de bridas, incluso en instrumentos, procediéndose a soldar la mayor parte de las uniones

existentes, con objeto de reducir las pérdidas térmicas y las fugas de sales al mínimo. La pérdida calorífica


46

del sistema, medida en condiciones estacionarias, fue de 185 kWth, lo que en un período anual corresponde a

un 1% de la energía total suministrada al almacenamiento. Basándose en estos valores, se puede esperar un

rendimiento anual en una planta comercial como mínimo de 99% (Stoke, 1999)

Aunque este sistema de almacenamiento todavía no se ha escalado a nivel comercial, la experiencia en las

tres plantas piloto citadas, especialmente en Solar Two, ha demostrado que es posible y que el riesgo

tecnológico es relativamente bajo.

La solución más viable en la actualidad, para aplicar a plantas solares de CCPs, es la del almacenamiento

indirecto en dos tanques de sales fundidas. El esquema básicamente consiste en hacer circular Therminol VP-

1 u otro fluido a través del campo de colectores, para posteriormente transferir su energía térmica, a través de

un cambiador de calor, a sales fundidas calientes, en un tanque de almacenamiento térmico. La sal fundida

que se utiliza es la misma que se empleó en la planta piloto Solar Two. Cuando el ciclo de potencia está

parado, se hace recircular el flujo de sales hacia el cambiador de calor para recalentar el fluido de

transferencia térmica. En caso contrario, el sistema se comporta como un generador de vapor convencional.

El coste específico de este sistema se estimó en $40/kWhth; sin embargo se espera que sistemas con más

horas de almacenamiento en relación con la capacidad de la turbina puedan bajar los costes específicos, ya

que el coste del cambiador de calor es el que condiciona el coste del sistema. En la figura (1.17) aparece un

diseño de un sistema de almacenamiento como el que se ha descrito.

Figura 1.17. Esquema de un sistema de almacenamiento con sales, indirecto, en dos tanques.

(Fuente: Nelly, 2006)

Otro desarrollo innovador consiste en emplear una sal fundida a menor temperatura como fluido de

transferencia de calor. Esto permite utilizar el mismo fluido en el campo solar y en el sistema de

almacenamiento, dando lugar a un sistema de almacenamiento directo y eliminando la presencia de un


47

costoso cambiador de calor intermedio. Además, el campo solar puede operar a más altas temperaturas,

incrementando el rendimiento del ciclo de potencia y reduciendo el coste del almacenamiento térmico. La

principal desventaja es que la sal fundida a más baja temperatura que se puede encontrar a un coste razonable

es la Hitec XL, que se congela a aproximadamente 120ºC, por lo que hay que extremar las precauciones para

que el fluido de transferencia de calor no congele dentro del campo solar. Las mayores temperaturas de

trabajo en el campo solar también tienen desventajas, como el incremento de las pérdidas térmicas, el posible

deterioro del recubrimiento selectivo y la necesidad de utilizar materiales más caros en las tuberías. Sin

embargo, los primeros resultados en este nuevo diseño parecen prometedores, mostrando una reducción

significativa del coste del almacenamiento, especialmente cuando se utiliza la configuración de termoclino.

Por último, proyectos recientes llevados a cabo por la universidad de Alabama y el NREL están investigando

la posibilidad de utilizar, tanto en el campo de colectores como en el almacenamiento térmico, nuevos

fluidos conocidos como sales orgánicas (o líquidos iónicos). Las sales orgánicas son similares en muchos

puntos a las sales inorgánicas, que históricamente son las que se han utilizado en las aplicaciones solares. Su

principal ventaja es que muchas de estas sales son líquidas a temperatura ambiente. Además, se pueden

sintetizar de forma artificial de manera que cumplan los requisitos necesarios para la aplicación solar a la que

se destinan. Entre las propiedades termofísicas óptimas destacan un bajo punto de congelación, una gran

estabilidad térmica, baja corrosión sobre materiales estándar, buenas propiedades térmicas y de transferencia

de calor, y bajo coste. Aunque existen ya varios tipos de sales orgánicas que cumplen las características

citadas, parece que el coste es el aspecto limitante de estos fluidos. El desarrollo de sales orgánicas es

relativamente nuevo y, hasta la fecha, sólo se ha utilizado en la industria en muy pequeñas cantidades. Sin

embargo, sus características las hacen muy atractivas para ser utilizadas en grandes procesos industriales

como disolventes. Es probable que si su demanda comercial aumenta, también disminuya su coste.

El desarrollo de un sistema de almacenamiento viable y de bajo coste es esencial para la tecnología de

colectores cilindro parabólicos. Ahora mismo parece que la tecnología con menor riesgo tecnológico en

proyectos a corto plazo es la de almacenamiento indirecto en dos tanques de sales fundidas; aunque existen

muchas otras tecnologías en investigación que podrían mejorar notablemente el coste y el funcionamiento del

almacenamiento térmico.

1.4. La generación directa de vapor en colectores cilindro parabólicos

Aunque el proyecto más emblemático que ha conseguido demostrar la viabilidad técnica de la generación

directa de vapor en colectores cilindro parabólicos es el proyecto DISS (1996-2001) y a él se dedicará el

segundo punto de este apartado, se ha creído conveniente hacer un repaso histórico de los desarrollos, previos

a dicho proyecto, que hubo en ese mismo campo.

1.4.1. Proyectos para la generación directa de vapor en colectores cilindro parabólicos previos al proyecto DISS

Las primeras experiencias prácticas que se llevaron a cabo con colectores cilindro parabólicos tuvieron lugar

entre los siglos XIX y XX, y estuvieron dirigidas a la generación directa de vapor en los propios colectores.

Los parámetros del vapor generado en aquellos primeros sistemas experimentales eran muy conservadores,


48

ya que se trataba de vapor saturado a una presión inferior a 3 bar, que se expandía posteriormente en un

motor de vapor. Aquellas primeras experiencias con este tipo de concentradores, llevadas a cabo por los

americanos J. Ericsson en 1870 y F. Schumann en 1912, sirvieron para demostrar el interés industrial que

tiene la generación directa de vapor a partir de la radiación solar. Pero en ambos casos, los trabajos iniciales

no encontraron una continuidad comercial porque los sistemas solares desarrollados no resultaban

competitivos con el carbón, que era el combustible convencional mayoritariamente utilizado en aquel

momento.

i. El proyecto ATS

Aunque las plantas SEGS implementadas por Luz entre los años 1984 y 1991 usaban aceite como fluido

calorífero (tecnología Heat Transfer Fluid, HTF) en el campo solar, Luz analizó en 1988 el potencial que

tenía la generación directa de vapor (GDV) en los colectores, con el fin de seguir abaratando costes (Dagan et

al., 1992). Los estudios económicos mostraron que la sustitución de la tecnología HTF por la tecnología

GDV podía suponer una reducción del 20%, incluso 30% si se llevaban a cabo algunas mejoras en los

componentes y diseño global de la planta termosolar. Basándose en estos resultados y en las conclusiones

favorables de unos estudios previos realizados por la Universidad de Tel-Aviv (Barnea, 1987), que ponían de

manifiesto la estabilidad del flujo bifásico, Luz inició un programa de investigación y desarrollo denominado

Advanced Trough System (ATS), que tenía por objetivo final construir nuevas plantas termosolares, basadas

en la generación directa de vapor y en un nuevo diseño de colector, de mayores dimensiones y con el eje

inclinado 8º sobre la horizontal.

Este objetivo final se pretendía cumplir mediante 4 fases (Zarza, 2002):

a. Fase 1

El objetivo de esta primera fase era hacer un análisis experimental de los parámetros fundamentales del flujo

bifásico agua-vapor, en condiciones estacionarias, con el fin de validar los modelos teóricos desarrollados por

la Universidad de Tel-Aviv. La fase se desarrolló usando tubos metálicos de 1” de diámetro exterior,

inclinados 8º y calentados exteriormente mediante resistencia eléctricas para tener un perfecto control del

proceso.

En este estudio no se buscó identificar el tipo de flujo bifásico por los tubos, sino cuantificar los parámetros

externos, caídas de presión y gradientes térmicos principalmente. Respecto al primer parámetro, es de

destacar que los errores entre las medidas experimentales de caída de presión y los valores teóricos iniciales

fueron del orden del 12%. Aunque esto puede parecer excesivo, en realidad no lo es, si se tiene en cuenta que

en flujo bifásico la discrepancia entre los valores empíricos y teóricos suele ser del orden del 20%.

b. Fase 2

En la fase 2 se pretendía hacer la misma investigación que en la fase 1, pero usando ya tubos absorbedores de

dos colectores cilindro parabólicos inclinados 8º y con un diámetro exterior de 70 mm. Cada colector solar

estaba constituido por dos concentradores parabólicos de 12 m de longitud, y 5.76 m. de apertura, accionados

por un mecanismo hidraúlico que giraba los concentradores solares alrededor de los tubos absorbedores, que


49

permanecían fijos en todo momento. La ausencia en aquel tiempo de juntas rotativas apropiadas obligó a Luz

a modificar el diseño del colector LS-3, de modo que los tubos absorbedores permaneciesen siempre fijos.

En un principio, en esta fase se pretendían estudiar también los transitorios de arranque y parada, el control y

la optimización del acoplamiento del campo solar al bloque de potencia. Sin embargo, ningún resultado, ni

del estacionario ni del transitorio, se publicó al respecto, y estudios posteriores arrojaron serias dudas sobre la

fiabilidad de las medidas que se realizaron.

c. Fase 3

El objetivo de la fase 3 era demostrar la viabilidad del proceso GDV en dos filas paralelas de colectores

cilindro parabólicos en las que se llevase íntegramente la evaporación y el sobrecalentamiento del vapor. Luz

comenzó en 1990 la compra y fabricación de los equipos necesarios para montar el sistema que se necesitaba

para desarrollar los experimentos previstos. La ubicación decidida para dicha instalación fue el Centro

Nacional Ben-Gurion de Energía Solar, ubicado en Sde-Boker, en el desierto israelí de Negev.

Desafortunadamente, la quiebra de Luz en 1991 paralizó la implementación de la planta de Sde-Boker,

aunque ya se habían adquirido la mayor parte de los componentes y se había instalado más de la mitad del

campo solar y parte del equipo de potencia.

d. Fase 4

Antes de la paralización en 1991 del proyecto ATS, Luz había iniciado ya algunas de las actividades

encaminadas a la puesta en marcha y ejecución de la fase 4, cuyo objetivo era evaluar bajo condiciones

solares reales de operación todos los componentes que se requerían para una planta GDV comercial. Esto

implicaba fabricar, instalar, operar y evaluar una fila completa de colectores LS4 al menos. Debido a las

dimensiones que debía tener esa fila de colectores, la inversión necesaria era muy elevada. Para promover la

realización de esta fase, se creó un consorcio entre la empresa Luz y la empresa alemana FLachglas

Solartechnik GMBH. Este consorcio preparó un proyecto, el MTA (Medium Temperature Application) que

no llegó a realizarse debido a la quiebra de la empresa Luz.

ii. El proyecto HIPRESS

Dentro de las actividades del proyecto MTA, que surgió en la fase 4 del proyecto ATS y que no llegó a

realizarse, estaba previsto construir una instalación experimental en el ZSW (Zentrum für Sonnernergie- und

Wasserstoff-Forschung, Alemania). Entre otras actividades, se pretendía estudiar los coeficientes de

transmisión de calor por convección, tanto en la zona monofásica como bifásica; también estaba previsto

estudiar experimentalmente las diversas configuraciones que puede adoptar el flujo bifásico agua-vapor en el

interior de los tubos absorbedores. Pese a que el proyecto MTA no llegó a ser nunca una realidad, como el

ZSW había comenzado ya los trabajos para la instalación experimental, decidió seguir adelante con el

montaje de dicha planta, que recibió el nombre de HIPRESS.

La instalación HIPRESS fue utilizada por el ZSW entre 1993 y 1994 para estudiar el proceso GDV y elaborar

un mapa experimental de las configuraciones que adopta el flujo bifásico agua-vapor en tuberías inclinadas 8º.

Estas configuraciones son, como se explicará en el capítulo siguiente, intermitente, anular y estratificado. Al


50

contrastar el mapa experimental con modelos teóricos, se observó una gran concordancia en lo que respecta

al límite entre la configuración intermitente y la anular, y una clara discordancia en lo que se refería a flujo

anular y estratificado porque los experimentos mostraron que dicha transición tenía lugar a mayores

velocidades superficiales de la fase líquida, lo que equivale a decir que la zona de flujo estratificado

determinada experimentalmente era sensiblemente mayor que la predicha por el modelo (Müller y Lippke,

1993).

iii. El proyecto GUDE

En 1992, el Grupo de Generación de Energía de SIEMENS (KWU) promovió el proyecto GUDE

(Grundlegende Untersuchungen zur Solares Direktverdampfung von Wasser nach dem Einspritzprinzip) con

el objetivo principal de estudiar los parámetros termohidráulicos del proceso de generación directa de vapor.

En dicho proyecto participaban las siguientes entidades alemanas:

- DLR (Deutsche Forschungsanstalt für Luft- und Raumfahrt e.V.)

- ZSW (Zentrum für Sonnernergie- und Wasserstoff-Forschung)

- Universidad Técnica de Munich

Para el estudio de los parámetros termohidráulicos, dentro del proyecto GUDE se llevaron a cabo una amplia

variedad de ensayos.

Los datos experimentales obtenidos durante el proyecto GUDE permitieron incrementar de forma importante

el conocimiento que hasta el momento se tenía del proceso GDV. Se comprobó que los parámetros más

importantes que afectan a la transferencia de calor entre la pared interna del tubo y el fluido son: título de

vapor, caudal másico, presión de trabajo y perfil del flujo de calor sobre el tubo, inferior o lateral, tal y como

se muestra en la figura (1.18).

Figura 1.18. Posiciones extremas del colector cuando existe flujo bifásico estratificado

Respecto a este último parámetro, se comprobó que la temperatura máxima alcanzada en la pared del tubo,

era muy superior en caso de tener un perfil de flujo de calor lateral, sobre todo a bajos caudales y cuando se

da la estratificación de la fase líquida (Zarza, 2002).


51

Gracias a los datos experimentales obtenidos en el proyecto GUDE, el DLR pudo ajustar las correlaciones

teóricas para la simulación de los perfiles de temperatura que aparecían en los tubos absorbedores. De

acuerdo con los resultados que obtuvo el DLR con el modelo desarrollado, las diferencias máximas de

temperaturas en las secciones transversales del absorbedor son del orden de 20 K cuando se tiene flujo anular

abierto, mientras que para un flujo anular cerrado son del orden de los 10 K-12 K (para un perfil lateral de

flujo de calor en el absorbedor).

iv. El proyecto PRODISS

Los experimentos que se llevaron a cabo en el proyecto GUDE fueron realizados en condiciones

estacionarias; por ello, una vez finalizado el proyecto, el DLR y SIEMENS acometieron un nuevo proyecto,

el proyecto PRODISS, de menor duración y cuyo objetivo fundamental era investigar la influencia que

diversos tipos de transitorios ejercen sobre e flujo bifásico.

En dicho proyecto se estudiaron tres tipos de transitorios en un tubo de 50 mm de diámetro interior: de

presión, de caudal y de entalpía (variando el título de vapor). Se observó que un incremento en el título de

vapor produce, en primer lugar, un efecto contrario a la salida del tubo; posteriormente, el título de vapor a la

salida se incrementa, aunque las variaciones en el mismo se producen con un gran intervalo de retraso

respecto a la entrada. Respecto al caudal másico, se observó que a bajos caudales, cambios en el caudal

pueden provocar la aparición de puntos calientes en el tubo. Por último, reducciones repentinas de la presión

pueden provocar una rápida producción de vapor, que también puede ser crítica. Todo esto tiene que ser

tenido en cuenta para el sistema de control en una instalación real (Geskes y Eck, 1999).

1.4.2. El proyecto DISS

Dentro de los proyectos llevados a cabo en generación directa de vapor, el proyecto DISS (DIrect Solar

Steam), es sin duda el más importante, no sólo por su actualidad (1996 – 2001), sino también porque

demostró la viabilidad de esta nueva tecnología para colectores cilindro parabólicos. El proyecto nació con el

doble objetivo de desarrollar una nueva generación de plantas termosolares con colectores cilindro

parabólicos mejorados y generación directa de vapor en los propios tubos absorbedores. Como paso previo al

proyecto, se hizo una recopilación escrita (Dagan et al., 1992) de todo lo aprendido por la empresa Luz

Internacional durante las fases 1 y 2 del proyecto Advanced Trough System (ATS). Asimismo, para verificar

las cifras dadas por Luz, se hizo un análisis económico, que puso de manifiesto que la implementación de la

tecnología GDV podría reducir el coste de la electricidad generada en un 30% respecto a las plantas SEGS

existentes. Se esperaba conseguir esta importante reducción de costes mediante tres objetivos parciales

(Zarza et al., 2002):

1. Desarrollo e implementación de componentes mejorados para los colectores cilindro parabólicos:

superficies selectivas con mejores propiedades ópticas y térmicas (mayor absortividad y menor

emisividad), espejos más baratos y de mejor reflectividad, estructuras soportes más ligeras y

sistemas de seguimiento del Sol más precisos.

2. Mejoras en el proceso, que básicamente consistía en la sustitución del aceite térmico por agua-vapor.


52

3. Introducción de procesos de operación y mantenimiento mejorados para el funcionamiento global de

la planta: optimización del acople entre el campo solar y el bloque de potencia, implementación de

procedimientos optimizados de arranque y parada, etc.

Durante la Fase I del proyecto DISS (1996-1998), se diseño e implementó una planta experimental en la

Plataforma Solar de Almería (PSA). Durante la Fase II del proyecto (1999-2001), dicha planta se utilizó para

la experimentación, bajos condiciones reales de insolación solar, de la generación directa de vapor; entre

otras cosas, se investigó sobre los tres modos básicos de operación: un-sólo-paso, inyección y recirculación,

como se verá en el apartado siguiente.

i. La planta experimental DISS instalada en la PSA (1996-1998)

En la figura (1.19) se muestra un diagrama esquemático de la planta experimenta DISS que se compone de

dos subsistemas, el campo solar y el BOP (Balance of Plant*), que no se utilizaba para producir electricidad,

sino para condensar el vapor sobrecalentado procedente de la fila de colectores y poder, de esta forma, cerrar

el ciclo térmico.

Figura 1. 19. Esquema simplificado de la planta experimental DISS.


Como se ve en la figura 1.19, el campo solar está formado por una fila de 11 colectores, orientados norte-sur.

El motivo por el que se rechazó la orientación este-oeste no fue por la menor ganancia anual de energía que

se obtenía con dicha configuración, sino por motivos más prácticos. Se había previsto que los colectores

instalados en la zona de evaporación estuvieran inclinados 4º. Con la orientación este-oeste, esta inclinación

reduciría significativamente la insolación solar disponible a primeras horas de la mañana o últimas de la tarde,

dependiendo del sentido de la inclinación. El motivo de inclinar los colectores era evitar la estratificación de

la fase líquida en la zona de flujo bifásico durante la operación en-un-solo-paso, que es uno de los tres modos

básicos de operación, como se verá a continuación.

En la tabla (1.6) se muestran los datos técnicos más importantes de la fila de colectores DISS (Zarza, 2002).

* No confundir estas siglas con las de PB (Power Block, bloque de potencia). El BOP se utiliza para cerrar el ciclo térmico mientras que el PB se utiliza para producir electricidad, como veremos en este mismo capítulo, al hablar de los proyectos reales en construcción.


53

Ancho de los módulos concentradores cilindro parabólicos 5.76 m

Longitud de un módulo concentrador 11.98 m

25 m (2 módulos) Longitud total (entrada-salida) de un colector 50 m (4 módulos)

Nº de colectores 11

Inclinación 0º, 2º, 4º, 6º y 8º

Orientación Norte-Sur

Diámetro interior del tubo absorbedor 50 mm

Diámetro exterior del tubo absorbedor 70 mm

Presión máxima a la salida del campo 10 MPa

Caudal de vapor máximo 1kg/s

Caudal máximo de recirculación 4 kg/s

Temperatura máxima del vapor a la salida 673 K

Presión máxima de trabajo para los inyectores de agua 1.4 MPa

Tabla 1.6. Características principales de la fila de colectores DISS.


Todos los colectores de la fila están compuestos por cuatro módulos, con excepción de los colectores 9 y 10,

que tienen únicamente dos. La longitud del tubo receptor en cada módulo es de 12.27 m, y está prácticamente

todo él expuesto a la radiación solar concentrada, mediante un espejo cilindro parabólico de 11.9 m de

longitud y 5.76 m de apertura. Los diámetros interior/exterior del tubo absorbedor son 50/70 mm.

El colector 9 es el llamado Colector Especial de Ensayos, que admite 5 inclinaciones posibles del eje de

seguimiento: 0º, 2º, 4º, 6º y 8º.

La fila de colectores está dividida en dos zonas mediante un separador agua-vapor:

1. Zona de evaporación, donde el agua de alimentación es precalentada y convertida en vapor. Está

formada por los ocho primeros colectores del campo. Mediante un sistema de válvulas, el colector

número 9 puede incluirse tanto en la zona de evaporación como de sobrecalentamiento.

2. Zona de sobrecalentamiento, donde el vapor producido por la zona de evaporación es

sobrecalentado. Está formada por los dos o tres últimos colectores de la fila (dependiendo de si se

incluye el colector número 9 ó no)

El separador agua-vapor que une la zona de evaporación con la de sobrecalentamiento consiste en un

recipiente vertical de 5 m3 de capacidad, fabricado en acero al carbono y provisto de las siguientes

conexiones: entrada de agua-vapor proveniente de la salida de la zona de evaporación de la fila de colectores,

salida de vapor saturado hacia la entrada de la zona de sobrecalentamiento, y salida de agua hacia la bomba

de recirculación. El cuerpo del separador va soportado por cuatro patas metálicas que permiten elevarlo 1.5 m.

sobre el nivel del suelo para aumentar la presión estática en la salida de agua hacia la aspiración de la bomba

y evitar de esta forma el riesgo de cavitación.

En el BOP, el vapor producido en el campo solar se condensa en un air-cooler, y ya como agua de

alimentación es bombeado de nuevo a la entrada de la fila de colectores o al sistema de inyección, cerrando el

ciclo. El BOP también está provisto de un desgasificador para eliminar el aire y el oxígeno que pudiera

existir en el agua desmineralizada utilizada para alimentar el sistema. Asimismo, el BOP está provisto de un


54

equipo de dosificación química, para inyectar hidracina y amoniaco en tres puntos diferentes: entrada de agua

al desgasificador, entrada al tanque de alimentación y salida del desgasificador de agua, ajustando el pH y la

conductividad del agua en toda la planta DISS. Esto es importante porque si la conductividad fuera

demasiado alta (mayor de 10 µS) y el pH demasiado bajo (menor de 8), la corrosión de todos los elementos

metálicos sería muy fuerte, y su vida se vería considerablemente acortada.

El caudal nominal de vapor que se consideró a la salida de la fila de colectores fue de 1 kg/s, con un máximo

de 2 kg/s para evitar una excesiva pérdida de carga. Aunque el campo solar podía operar en un amplio rango

de temperatura/presión, los tres niveles de operación principales son los mostrados en la tabla (1.7).

Entrada del campo solar Salida del campo solar

Modo 1 Agua a 40bar/210 ºC Vapor a 30 bar/300 ºC

Modo 2 Agua a 68bar/270 ºC Vapor a 60bar/350 ºC

Modo 3 Agua a 108bar/300 ºC Vapor a 100bar/375 ºC

Tabla 1. 7. Modos de operación principales de la fila de colectores DISS

(Fuente: Zarza et al., 2002)

La configuración representada en la figura (1.19) permite operar el campo solar en cualquiera de los

siguientes procesos básicos (Zarza, 2002):

- Un-solo-paso

- Recirculación

- Inyección

En la figura (1.20) se muestran los tres esquemas básicos para cada uno de estos procesos. Todos los

componentes de la instalación DISS se han diseñado para una operación flexible, por lo que también es

posible cualquier combinación de estas configuraciones básicas.

Figura 1.20. Procesos básicos en generación directa de vapor: un-solo-paso, inyección y recirculación



55

En el proceso en un-solo-paso, el agua de alimentación es precalentada, evaporada y convertida en vapor

sobrecalentado conforme circula desde la entrada a la salida de la fila de colectores. Como ya se ha visto, se

evitan los altos gradientes de temperatura inclinando los colectores. La principal ventaja de esta opción es su

simplicidad, mientras que el mayor problema técnico es el control de los parámetros de salida del vapor

sobrecalentado, frente a transitorios de la radiación solar.

En el proceso de inyección, el eje de los colectores está en posición horizontal, y se inyectan pequeñas

cantidades de agua a lo largo de la fila. Los altos gradientes de temperatura se pueden evitar si se mantiene el

caudal másico por encima de un valor umbral. La principal ventaja de esta configuración es el fácil control de

las condiciones del vapor a la salida de la fila de colectores. Presenta como inconvenientes su alto coste y su

mayor complejidad técnica.

La tercera opción, la recirculación, es la más conservativa. En este caso, hay un separador agua-vapor a la

salida de la sección de precalentamiento y evaporación. El caudal de agua de alimentación es mucho mayor

que el de vapor producido por el sistema. Sólo una pequeña fracción del agua que circula por la zona de

evaporación se convierte en vapor. En el separador, el vapor húmedo se separa en agua que es recirculada a

la entrada del campo solar y en vapor seco, que es sobrecalentado en la siguiente sección. El exceso de agua

en la zona de evaporación previene de la estratificación. Este sistema se controla bien, pero la recirculación

incrementa las cargas parásitas del sistema y los costes.

Ya se ha dicho al inicio de este tema que el proyecto DISS tenía el doble objetivo de mejorar componentes y

demostrar la viabilidad técnica del proceso GDV. Así, el primer objetivo parcial era desarrollar colectores

cilindro parabólicos mejorados. El diseño del colector desarrollado para la planta DISS se basó en el colector

LS-3, desarrollado por Luz para las últimas plantas SEGS, que había mostrado un buen funcionamiento. Los

módulos cilindro parabólicos son idénticos a los del diseño LS-3. Cada módulo está compuesto por 28

unidades de espejo (reflectores) situados en 7 filas transversales a lo largo del módulo, con cuatro espejos por

fila. Esto significa que una sección transversal de un módulo parabólico tiene cuatro espejos. La unidad de

accionamiento situada en el centro del colector también es la misma, así como el sistema hidraúlico utilizado

para girar los módulos concentradores alrededor del eje de seguimiento. En cuanto a la estructura de acero, la

compañía Luz había diseñado dos estructuras diferentes para los colectores LS-3: una estructura más ligera

para los colectores instalados en las filas interiores del campo solar y una estructura más fuerte y pesada para

los colectores de las filas exteriores. Como el proyecto DISS sólo contaba con una fila de colectores, se optó

por la estructura pesada, que permite aguantar cargas de viento más elevadas.

Uno de los componentes que se diseñó especialmente para los colectores DISS fue el tubo absorbedor. Dada

la importancia de este elemento, se va a explicar algunas de las características del nuevo diseño. Los tubos

absorbedores DISS fueron fabricados por Solel Solar Systems utilizando la tecnología desarrollada por Luz

para tubos absorbedores. En líneas generales, los tubos DISS están compuestos por dos tubos concéntricos,

manteniendo una distancia entre ellos de 19 mm. El tubo interior de acero tiene un diámetro exterior de 70

mm. La cubierta de cristal tiene un diámetro exterior de 115 mm, y está unida en ambos extremos al tubo de

acero mediante un fuelle flexible de acero inoxidable. Estos fuelles metálicos son necesarios par compensar

las diferentes expansiones térmicas de los tubos de cristal y acero. El tubo de cristal está conectado a los

fuelles mediante soldaduras vidrio-metal.

Cada tubo absorbedor DISS tiene una longitud de 4.08 m y se une a los tubos adyacentes mediante un cordón

de soldadura de 2 mm de ancho realizado mediante soldadura de argón. El tubo de acero está cubierto con

una superficie selectiva, que posee una absortividad nominal del 95% y una emisividad del 15% a 573 K,


56

reduciendo así de forma importante las pérdidas térmicas. El tubo exterior de cristal tiene un tratamiento

antireflexivo, presentando una transmisividad del 96%.

La elección del material base para el tubo absorbedor no fue un tema trivial. El material base usado en las

plantas SEGS era el acero inoxidable X6CrNiTi18 (312H), pero la presión existente en los tubos de los

colectores DISS es muy superior a la de las plantas SEGS (12.5 MPa frente a 2.8 MPa), lo que requiere tubos

mecánicamente mas robustos. Por otro lado, la menor conductividad térmica que presenta este acero

inoxidable (entre 15 W/m-K y 20 W/m-K aproximadamente) frente a los aceros de baja aleación (35 W/m-K)

produciría un peligroso aumento de los gradientes térmicos en las secciones transversales de los tubos

absorbedores. Descartado el acero inoxidable como material base para los tubos, quedaba elegir entre un

acero al carbono corriente (grado B ó C) o un acero de baja aleación (grado P11 ó P22). Con el fin de utilizar

el mismo material base para todos los colectores de la fila –lo contrario incrementaría demasiado los costes-,

se tuvieron en cuenta las condiciones de trabajo más desfavorables previstas en las fila de colectores DISS:

10 MPa/723 K. Para estos parámetros, el acero más recomendable es el A335 grado P22, por su aceptable

conductividad térmica (36 W/m-K), precio razonable y altas prestaciones mecánicas (estrés máximo

admisible = 190 N/mm2).

Debido a que, como ya se ha dicho, los colectores DISS deberían operar a una presión mucho mayor que la

de las plantas SEGS, la pared de los tubos debería ser más gruesa en los primeros. Tras realizar un análisis de

estrés para diferentes espesores, se decidió que el tubo más idóneo tenía los siguientes diámetros

exterior/interior: 70 mm / 50 mm. Se podía haber optado por un espesor más pequeño, pero se prefirió esta

configuración, para evitar problemas en los tubos en una planta cuyo mayor objetivo era la experimentación.

ii. Operación y mantenimiento de la planta DISS (1999-2001)

La planta DISS operó durante más de 2000 horas, desde enero de 1999 hasta diciembre del año 2000, en los

modos de un-solo-paso y recirculación; durante el año 2001 el modo que se adoptó fue el de inyección. En

los párrafos siguientes se detallan algunos de los aspectos más importantes de estos años de ensayos.

a. Errores en el sistema de seguimiento del Sol

Los colectores solares del DISS llevan incorporado un innovador sistema de seguimiento del Sol. Frente al

controlador tradicional, basado en sensores que detectaban la posición del Sol, el nuevo sistema se basa en un

cálculo teórico de sus coordenadas. Los dos elementos básicos de este sistema son el algoritmo de cálculo y

el encoder angular utilizado para medir la posición del eje de rotación del colector, con una resolución de 212

bits. El controlador local calcula las coordenadas del Sol y la posición del eje necesaria para reflejar la

radiación solar directa sobre el tubo absorbedor situado en la línea focal del reflector parabólico.

Aunque el sistema funcionó correctamente durante la fase de experimentación, se detectaron algunos errores

de seguimiento que eran independientes del modo de operación de la instalación (un-solo-paso, recirculación

o inyección). Se estudió la fuente del error, y se llegaron a 4 conclusiones importantes (Zarza et al., 2002):

- La estructura de acero de los colectores DISS es muy rígida, por lo que la deformación no se debe ni

a la flexión ni a la torsión.


57

- El encoder angular debe conectarse, en la medida de lo posible, directamente al eje de rotación del

colector. El uso de un sistema pendular para detectar la posición del eje puede verse afectado por la

inercia mecánica de la estructura de acero y la oscilación del propio péndulo.

- La resolución de los encoders angulares actuales (212 bits) parece ser muy baja. Para grandes

estructuras de colectores cilindro parabólicos se precisarían encoders de mayor resolución.

- Una pequeña desviación (<4.5mrad) en la alineación norte-sur de la fila puede provocar amplios

errores matemáticos en el cálculo de las coordenadas solares y, por tanto, en la posición del colector.

b. Funcionamiento de las juntas rotativas

Una de las mayores incertidumbres del diseño técnico de la instalación DISS era el funcionamiento de las

juntas rotativas que unen tubos absorbedores adyacentes, bajo condiciones de alta temperatura y presión. El

extremo final del tubo absorbedor en cada colector se debe conectar al extremo inicial del tubo del siguiente

colector mediante una unión rotativa que permita el movimiento independiente de cada colector y

simultáneamente compense la expansión térmica de los tubos absorbedores en ambos colectores.

Aunque en las plantas SEGS los manguitos flexibles iniciales habían sido sustituidos por juntas rotativas para

trabajar a 400 ºC y 25 bar, las juntas que requería la instalación DISS debían trabajar a 400 ºC y 125 bar,

condiciones en las que nunca se habían probado juntas de este tipo. La unión de grafito se optimizó para que

no hubiera fugas, ni de agua ni de vapor. Se diseñaron además para que el par requerido para rotar la junta

rotativa a las temperaturas / presiones de trabajo más altas, fuera suficientemente bajo para evitar

deformaciones mecánicas en la estructura del colector. Estas juntas rotativas funcionaron bien durante toda la

etapa de experimentación de la planta.

c. Arranque y parada de la instalación

Uno de los primeros problemas a los que se enfrentó la instalación DISS durante su operación entre 1999 y

2000 fueron los largos tiempos de arranque de la planta. Debido al gran número de componentes metálicos

dentro del campo solar (más de 2000 metros de tubería y 26 toneladas de hierro), se tardaban cerca de 6 horas

en alcanzar las condiciones nominales de salida del vapor. El vapor que queda por la noche en las tuberías del

campo solar se enfría y condensa, y requiere por la mañana, durante el arranque, una gran demanda de

energía térmica.

Se realizó un modelo de simulación dinámica de la instalación DISS (Eck y Steinmann, 2002), que permitió

identificar las mejoras que se podrían introducir para reducir el tiempo de arranque y las pérdidas térmicas.

Estas modificaciones, que afectaron al sistema inicial de tuberías, a la operación y al aislante térmico, se

implementaron al final de 1999, y permitieron reducir el tiempo de arranque en más del 50%. Se consiguió

acortar, asimismo, el tiempo de parada.

La principal modificación que se introdujo en el sistema de tuberías fue un bypass que conectaba la salida del

campo solar con el separador agua-vapor. De esta forma, se podían utilizar todos los colectores de la fila para

el arranque y no los colectores de precalentamiento y evaporación únicamente.


58

Es importante señalar que la inercia térmica antes citada no debería ser un problema para plantas comerciales

GDV. Esto se debe a que en una planta comercial aumenta el número de filas de colectores conectadas en

paralelo, por lo que se puede despreciar la longitud de tubería pasiva frente a la tubería de colector activa. La

instalación DISS consta sólo de una fila, y son necesarias largas tuberías colectoras para unir el campo solar

al BOP.

En el año 2000 se diseño e implementó un sistema de control de la presión, entre el campo solar y el BOP,

para evitar que se produjera el vacío en las tuberías del campo solar, como consecuencia de la condensación

del vapor restante en las tuberías después de la parada. Si la presión absoluta del campo solar cae por debajo

de 1.1 bar, se inyecta agua de alimentación directamente del BOP en el campo solar.

d. Control de la presión y temperatura del vapor

Aunque las principales variables que deben ser controladas en el campo GDV son la temperatura y presión

de salida del vapor, el esquema completo de control para cualquiera de los tres modos de operación (un-solo-

paso, recirculación, inyección) requiere lazos de control adicionales. Estos sistemas son muy parecidos en los

casos de recirculación y un-solo-paso, para el caso de inyección cambian ligeramente. Los esquemas de

control se exponen de forma muy detallada en (Valenzuela et al., 2004) y (Valenzuela et al., 2005).

1.4.3. Nuevos proyectos para la instalación de plantas termosolares comerciales con generación directa de vapor

Desde la finalización del proyecto DISS, se han desarrollado dos líneas de trabajo con un objetivo similar: la

implementación de una planta pre-comercial de generación directa de vapor. Estas líneas de investigación se

han materializado en varios proyectos. Por un lado, el proyecto INDITEP y su continuación con la

construcción de la planta ALMERÍA GDV en la Plataforma Solar de Almería. Por otro lado, el proyecto

REAL-DISS juntamente con el proyecto ITES, cuyo objetivo final es la construcción de una planta de

50 MWe aunque, como paso previo, se quiere construir un lazo de pruebas y una planta pre-comercial de 5

MWe en Carboneras, también en Almería.

i. El proyecto INDITEP y la planta ALMERÍA GDV

Después de que el proyecto DISS (1996-2001) demostrara la viabilidad técnica del proceso de generación

directa de vapor en colectores cilindro parabólicos, se inició el proyecto INDITEP (Zarza, 2006) con el

objetivo de diseñar la primera planta pre-comercial con esta tecnología. En el año 2006, una vez finalizado

dicho proyecto, se firmó un consorcio español entre cuatro entidades: CIEMAT, IBERBROLA, SENER e

IDAE, con el objetivo de construir la planta diseñada en el proyecto INDITEP.

El tamaño que se pensó inicialmente para la planta, ALMERÍA GDV, fue de 5 MWe. Sin embargo, como se

constató que dicho tamaño no iba a resultar rentable en ningún caso, y que se iba a tratar más bien de una

inversión a fondo perdido en un proyecto de I+D, la potencia inicial de la planta se redujo a 3 MWe, lo que

supuso asimismo una reducción de la inversión, de 28 Mio.€ a 20 Mio.€. El tamaño de la planta constituye

uno de los parámetros básicos de diseño, junto con otros 3 criterios, que a continuación se detallan (Zarza et

al., 2008):


59

1. El condensador de agua propuesto inicialmente en el proyecto INDITEP se ha sustituido por un

aerocondensador. De esta forma, se pretende demostrar la viabilidad de este tipo de instalaciones

en zonas áridas que suelen ser zonas de gran insolación, especialmente adecuadas para la

instalación de plantas termosolares.

2. El campo solar opera en modo de recirculación, y además posee un inyector de agua en la zona de

sobrecalentamiento, para controlar la temperatura de salida del vapor. El modo de operación se

adoptó en base a los buenos resultados que la recirculación en el proyecto DISS.

3. En general, se puede decir que el bloque de potencia se ha diseñado para operar de forma muy

robusta en un amplio rango de condiciones, de forma que se asegure la fiabilidad y durabilidad de

la planta. Aunque en una planta comercial lo que prima es el rendimiento, en ALMERÍA GDV se

busca fundamentalmente demostrar la viabilidad de la planta en sí.

El campo solar de la planta está compuesto por cuatro lazos paralelos, cada uno de los cuales consta de diez

colectores Eurotrough-100 conectados en serie. El precalentamiento del agua se realiza en los tres primeros

colectores aproximadamente, y la evaporación en los cinco siguientes. El sobrecalentamiento del vapor seco

que sale del separador se realiza en los dos últimos colectores.

Figura 1.21. Esquema simplificado del campo solar de la planta ALMERÍA GDV


El campo solar que se muestra en la figura (1.21) está diseñado para producir, en el punto de diseño, 4.68

kg/s (16848 kg/h) de vapor sobrecalentado a 411 ºC / 70 bar. Para esas condiciones nominales los parámetros

de entrada al campo son 120 ºC / 75 bar.

Como ya se ha dicho, el modo de funcionamiento es recirculación, por lo que el final de la zona de

evaporación y el inicio de la zona de sobrecalentamiento están conectados por un separador de vapor. El agua

líquida separada en dicho elemento es recirculada de nuevo al inicio de la fila. Debido a que las condiciones

de este caudal de agua son próximas a las de saturación, con el fin de evitar cavitación en la bomba de

recirculación, una pequeña proporción (0.5 kg/s) del agua de entrada al campo se mezcla con dicho caudal en

la succión de la bomba de recirculación.


60

Como se ha dicho en el punto 2 de los criterios básicos de diseño, la temperatura del vapor sobrecalentado

que se produce en cada fila de colectores se controla por medio de un inyector situado a la entrada del último

colector. Se ha adoptado este tipo de esquema de control por haberse probado como eficaz en la instalación

DISS de la PSA.

El bloque de potencia está constituido por un ciclo de Rankine con una única extracción, que va a un

desgasificador y sin recalentamiento intermedio. La potencia bruta que se produce son 3.18 MWe. La turbina

de vapor es un modelo robusto, fabricado por AG Kuenhle, Kopp & Kausch (KKK), con dos niveles de

presión, que puede trabajar en principio par diferentes condiciones del vapor, aunque los valores nominales a

la entrada son 400 ºC / 65 bar. Se prevé que a carga parcial la turbina trabaje con el método de presión

deslizante. La turbina está conectada a un generador eléctrico trifásico, con las siguientes características

técnicas: 1500 r.p.m., 6.3 kV ± 10%, y un índice de protección IP44.

Como ya se ha dicho, una de las mayores diferencias entre la planta ALMERÍA GDV y el proyecto INDITEP

es el sistema de refrigeración. Frente al condensador de agua inicialmente propuesto en el proyecto, la opción

finalmente adoptada ha sido la de un aerocondensador, con dos ventiladores eléctricos de 75 kW y está

diseñado para condensar vapor de agua a 0.115 bar y 48.6 ºC, para una temperatura ambiente de diseño de

25 ºC.

La planta consta también con una caldera auxiliar de gas natural, diseñada para producir la mitad del caudal

nominal de vapor que precisa la turbina (8424 kg/h), a las condiciones de entrada a la misma (65 bar /

400 ºC), con un rendimiento del 93% y una caída de presión de 1.9 bar.

La producción anual de electricidad en ALMERÍA GDV ha sido simulada sobre la base de un año de

referencia meteorológico en la PSA (Zarza et al., 2008). Los resultados de dicha simulación se muestran en la

tabla (1.8).

Producción total de electricidad (MWhe) 2802

Consumo interno de electricidad (MWhe) 113

Horas de operación 1187

Horas equivalentes a plena carga 910

Consumo de gas natural (MWhth) 1838

Tabla 1.8. Resultados de la simulación del funcionamiento anual de la planta ALMERÍA GDV

Los resultados de la tabla (1.8) se han obtenido bajo las siguientes hipótesis:

- 15% anual de hibridación con gas natural.

- Operación de lunes a viernes, con un único cambio de 8 horas.

- Operación a carga parcial de la turbina con el método de la presión deslizante.


61

ii. El proyecto REAL-DISS

El proyecto REAL-DISS, como ya se ha dicho en la introducción, forma parte de un proyecto mucho más

ambicioso, que tiene por objetivo final la construcción de una planta comercial de generación directa de

vapor de 50 MWe, para lo cual pretende pasar por las siguientes fases (Eck et al., 2008):

- Fase 1: diseño detallado y construcción de un lazo de ensayos.

- Fase 2: diseño detallado, construcción y operación de una planta pre-comercial, de 5 MWe.

- Fase 3: diseño detallado, construcción y operación de una planta comercial, de 50 MWe.

La fase 1 es la que corresponde al proyecto REAL-DISS y en ella el principal objetivo será probar el

funcionamiento de componentes optimizados especialmente diseñados para mejorar el rendimiento del

proceso de generación directa de vapor: tubos absorbedores y uniones entre colectores para operar a

temperaturas de 500 ºC y 100 bar. A esta fase se va a dedicar la mayor parte de esta sección.

El DLR es el coordinador del conjunto del proyecto, y para acometer cada una de las fases expuestas, cuenta

con los siguientes socios: ENDESA, como coordinador de la parte española y responsable del diseño de la

planta de precomercial, así como de su ubicación. MAN Ferrostaal es el encargado del diseño de los lazos de

control, tanto en el lazo de pruebas como en la planta pre-comercial, así como de la ingeniería del bloque de

potencia. Flagsol se encargará del diseño del campo de colectores, así como del suministro y montaje de los

colectores. Senior Berghöfer desarrollará las uniones entre colectores para operar a 100 bar y 500 ºC.

SCHOTT será el encargado de fabricar y suministrar tubos absorbedores para trabajar a 100 bar y 500 ºC.

Millenio Solar se encargará de identificar y evaluar el recurso solar en distintas ubicaciones. Por último, ED.

Züblin será el socio encargado de desarrollar y probar sistemas de almacenamiento en hormigón para la zona

de precalentamiento y sobrecalentamiento.

Como paso previo a la realización de una planta comercial con tecnología GDV, se pretende probar el

funcionamiento de ciertos componentes clave a 500 ºC / 100 bar de presión: tubos absorbedores, uniones

colector-colector ó colector-tubería y almacenamiento térmico. Se describen a continuación algunas de las

características de los nuevos diseños de estos componentes.

a. Los tubos absorbedores

Los tubos absorbedores, suministrados por SCHOTT están basados en el nuevo diseño de receptor SCHOTT

PTRTM 70, cuyo rendimiento y fiabilidad se está probando en plantas convencionales de aceite (Benz et al.,

2008). El rendimiento global de la planta depende en gran medida de cuál sea el rendimiento del tubo

receptor. El nuevo absorbedor desarrollado presenta una absortividad solar alta (95%) y una emisividad

térmica baja, menor del 14% a 400 ºC. Un recubrimiento antireflejante permite aumentar la transmisividad

del tubo por encima del 96%. Las pérdidas de calor por convección se suprimen haciendo vacío en el espacio

interanular, cuya estabilidad queda garantizada mediante un cierre hermético vidrio-metal, con una gran

resistencia mecánica y térmica. Debido a que las condiciones de trabajo con generación directa de vapor (110

bar, 520 ºC) son superiores a las del aceite, SHOTT va a realizar ensayos de los tubos para dichas

condiciones.


62

b. Uniones colector-colector y colector-tubería

Hasta el momento no se han desarrollado uniones colector–colector y colector–sistema de tuberías que

puedan trabajar en las condiciones de trabajo que se pretenden adoptar para la generación directa de vapor. El

socio del proyecto encargado del desarrollo de dichas juntas es Senior Berghöfer, que está desarrollando un

sistema basado en dos elementos clave: un tubo flexible de acero inoxidable y una junta rotativa (Ortiz y

Kaufung, 2008). En la figura (1.22) se muestra un esquema simplificado del modelo elegido.

Figura 1.22. Esquema simplificado de las uniones flexibles colector-colector ó colector-tubería desarrolladas por

Senior Berghöfer (Ortiz y Kaufung, 2008)

Como puede observarse en la figura (1.22), la unión flexible puede tener configuración simple o doble,

dependiendo de dónde se sitúe dentro del lazo.

Para unir el colector a la tubería se utiliza una unión simple. Dicha unión está formada por un único tubo

flexible y una junta rotativa. El tubo flexible, equipado además con un aislante térmico, se utiliza para

compensar las expansiones del tubo absorbedor, hasta un máximo de 550 mm. La junta rotativa está diseñada

para permitir una rotación del colector de hasta 212º, en dirección alterna.

La configuración doble se coloca entre colectores. Su diseño es similar a la configuración simple, sólo que

consta de dos tubos flexibles (cada uno de los cuales es capaz de absorber expansiones de hasta 550 mm) y

una junta rotativa que permite, si es necesario, el movimiento asíncrono de los dos colectores que une.

c. El almacenamiento térmico

Respecto al almacenamiento térmico, se ha visto que es especialmente atractivo utilizar módulos de

almacenamiento adaptados a cada una de las secciones del proceso de generación directa de vapor:

precalentamiento, evaporación y sobrecalentamiento. Para la parte de precalentamiento y sobrecalentamiento,

se utilizaría el almacenamiento en forma de calor sensible, mientras que para la sección de evaporación, el

almacenamiento más adecuando es en forma de calor latente (Birnbaum et al., 2008), mediante la tecnología

de materiales de cambio de fase (Phase change material, PCM).


63

Dentro del proyecto REAL-DISS, se van a instalar dos módulos de almacenamiento demostrativos en el lazo

de pruebas, uno para la parte de evaporación/condensación y otro para la parte de sobrecalentamiento. Para el

primero, se ha elegido como material de cambio de fase el nitrato sódico (NANO3), con una temperatura de

fusión de 306 ºC. En el segundo módulo se piensa utilizar hormigón como medio sólido de almacenamiento

de calor sensible. El sistema global de almacenamiento está diseñado para una potencia total de 1 MWth y

una capacidad de 1 MWhth.

Para probar el funcionamiento de los tres componentes descritos en condiciones reales de operación, es decir,

en las condiciones en las que se probarán en la planta comercial, se va a instalar un lazo de pruebas en una

planta convencional de ENDESA, ubicada en Carboneras, entre Almería y Alicante.


64

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68

Lista de símbolos del capítulo 1

Aa: área de apertura del concentrador de un colector solar (m2)

Ar: área de apertura del receptor de un colector solar (m2)

C: razón de concentración geométrica (adimensional)

E: potencia emisiva de una superficie (W/m2)

Eb: potencia emisiva del cuerpo negro (W/m2)

G: irradiación, flujo de energía radiante que incide sobre una superficie (W/m2)

Gabs: radiación incidente que es absorbida por la superficie (W/m2)

Gref: radiación incidente que es reflejada por la superficie (W/m2)

Gtr: radiación incidente que es transmitida por la superficie (W/m2)

Gon: irradiación solar extraterrestre (W/m2)

Gsc: constante solar (1.353 kW/m2)

Ie: intensidad de radiación (W/m2-sr)

S: cantidad de energía absorbida por unidad de tiempo y área, por un colector solar (W/m2)

T*: temperatura máxima o temperatura de equilibrio radiante (ºC)

α: absortividad de una superficie (adimensional)

ε: emisividad de una superficie (adimensional)

θ: ángulo de incidencia (º)

ρ: reflectividad de una superficie (adimensional)

σ: constante de Stefan-Boltzmann (5.67·10-8W/m2·K4)

τ: transmisividad de una superficie (adimensional)


69

CAPÍTULO 2: MODELO TERMOFLUIDODINÁMICO DEL COLECTOR CILINDRO PARABÓLICO PARA GENERACIÓN DIRECTA DE VAPOR

El tema central de estudio en este capítulo es el desarrollo de un modelo termofluidodinámico del colector

cilindro parabólico cuando el fluido de trabajo es agua-vapor. Frente a otros modelos encontrados en la

bibliografía, el modelo desarrollado presenta la ventaja de que está basado en balances térmicos teóricos a las

diferentes superficies que componen el tubo receptor, en lugar de utilizar coeficientes globales de transmisión

de calor. Además, analiza con mucho detalle las correlaciones correspondientes a flujo monofásico -para

aplicar a la sección de precalentamiento del agua y sobrecalentamiento del vapor- y bifásico -para aplicar a la

zona de evaporación-, tanto en lo que se refiere a la transmisión de calor como a la pérdida de carga. Otra

novedad del modelo que se presenta en este capítulo es la incorporación de balances exergéticos. De esta

forma, se puede analizar el colector desde un punto de vista energético y desde un punto de vista exergético.

La importancia de tener en cuenta estos dos análisis radica en que la información que aportan ambas

variables -energía y exergía- son complementarias, y permiten evaluar el colector desde un marco más

completo.

De las características descritas en el párrafo anterior, se desprende que el modelo es adecuado para realizar

una optimización de los parámetros de diseño del colector, ya que al no estar basado en coeficientes de

pérdidas empíricos, permite realizar un análisis de sensibilidad variando el valor de los parámetros elegidos,

bien sean ópticos, térmicos, geométricos, o una condición de trabajo -temperatura, presión- del fluido

calorífero que circula a su través.

2.1. Caracterización óptica del colector cilindro parabólico

Como ya se ha visto en el capítulo 1, los colectores cilindro parabólicos son colectores solares de

concentración, constituidos por un espejo cilíndrico, de sección parabólica, y un receptor lineal, a lo largo del

eje de la parábola. Por ser colectores de concentración, necesitan un sistema de seguimiento que les permita

estar en todo momento enfocados al Sol, para que la radiación solar directa concentrada incida sobre el tubo

receptor.

La magnitud de la radiación solar que incide sobre el receptor depende de la posición relativa del Sol

respecto al colector, caracterizada por el ángulo de incidencia, θ. La definición del ángulo de incidencia tiene

en cuenta otros ángulos de posicionamiento del Sol y del colector, que a continuación se describen.

Capítulo 2 Modelo termofluidodinámico del colector cilindro parabólico para generación directa de vapor

70

2.1.1. Parámetros para la determinación de la posición relativa colector-Sol

i. Posicionamiento del Sol respecto a la superficie terrestre

La Tierra, en su traslación alrededor del Sol, describe una órbita elíptica de muy poca excentricidad, llamada

eclíptica, estando el Sol situado en uno de sus focos. La duración del recorrido es de 365 días, 5 horas y 48

minutos. Esta órbita está inclinada con respecto al plano del ecuador un ángulo de 23.45º y ello hace que los

rayos del Sol caigan unas veces más perpendicularmente que otras y, por tanto, que la radiación incidente

sobre una superficie determinada sea diferente en cada caso.

Por otra parte, la Tierra tiene un movimiento de rotación alrededor de su eje en el que emplea 24 horas.

Ahora bien, debido a la inclinación del eje de rotación y del movimiento orbital de la Tierra, la duración del

día y de la noche varía según la latitud ф del lugar.

En la figura (2.1) aparecen de forma gráfica algunos de los conceptos antes expuestos.

Figura 2.1. Trayectoria aparente del Sol alrededor de la Tierra y parámetros característicos asociados

Desde el punto de vista de un observador sobre la superficie de la Tierra, el Sol describe un arco desde su

salida (orto) hasta su puesta (ocaso). Por definición, a mitad de su recorrido, es decir, en el mediodía solar, el

Sol pasa por el meridiano local.

Se denomina cenit a la vertical desde un punto cualquiera de la Tierra al corte con la hipotética trayectoria de

la esfera solar.

La posición del Sol se puede referir en dos sistemas de coordenadas distintos, ambos centrados en el

observador: coordenadas horarias (declinación, δs, y ángulo horario, ωs) y coordenadas horizontales (altura

solar, hs, y azimut, as). Estas coordenadas determinan el vector solar, entendido éste como el vector con

origen en el observador y extremo en el Sol. Del vector solar se volverá a hablar al calcular el ángulo de

incidencia en un colector cilindro parabólico.


71

Las coordenadas horizontales del Sol, altura solar y azimut, varían dependiendo de la hora del día, el día del

año y la latitud del lugar. Por el contrario, las coordenadas horarias son más fáciles de obtener, la declinación

sólo depende del día del año, y el ángulo horario, de la hora. Se determinan las coordenadas horarias como

paso previo para el cálculo de las coordenadas horizontales.

Se define el tiempo solar como el tiempo basado en el movimiento angular aparente del Sol a través del cielo,

tomando como mediodía solar el instante en el que el Sol cruza el meridiano del observador.

Para las relaciones entre los ángulos solares que se exponen a continuación, el tiempo que se utiliza es el

tiempo solar, que no coincide con el tiempo del reloj local. Para convertir la hora local a hora solar, se

aplican dos correcciones (Duffie y Beckman, 1975):

- Una corrección constante para la diferencia de longitud entre el meridiano del observador y el

meridiano en el cual se basa el tiempo local estándar, sabiendo que el Sol tarda 4 minutos en

atravesar un grado de longitud.

- La segunda corrección proviene de la ecuación del tiempo, que tiene en cuenta las perturbaciones en

el valor de rotación de la Tierra, y que afectan al instante en el que el Sol cruza el meridiano del

observador.

Por tanto, para pasar la hora local a hora solar, se aplica la ecuación (2.1):

( ) ( ) tLL Locf ∆+−⋅+= Reºmin4 local hora solar Hora

(2.1)

donde:

LRef es la longitud geográfica del meridiano de referencia (º)

Lloc es la longitud del meridiano local (º)

∆t es la ecuación del tiempo (en minutos), dada por la ecuación (2.2):

( ) ( )BsenBsenBBt 204089.02cos014615.0032077.0cos001868.0000075.02.229min ⋅−⋅−⋅−⋅+⋅=∆

(2.2)

B se calcula mediante la ecuación (2.3):

( )365

3601 ⋅−= nB

(2.3)

siendo n el día del año, por tanto, 3651 ≤≤ n

a. Coordenadas horarias

La declinación (δs) es la posición angular del Sol en el mediodía solar -cuando el Sol pasa por el meridiano

local- respecto al plano del ecuador terrestre.


72

El valor de este ángulo se suele tomar cada día al mediodía solar. Esto es debido a que el eje de rotación de la

Tierra está inclinado un ángulo de 23.45º respecto al eje del plano que contiene la órbita que describe

alrededor del Sol y de ahí que el valor de la declinación varíe entre ±23.45º a lo largo del año.

El valor de la declinación δ se puede calcular a partir de la ecuación (2.4)

+⋅=

365

28436045.23

nsensδ

(2.4)

Donde n es el día del año. La declinación es una función continua del tiempo. La tasa de cambio máxima de

la declinación es en los equinoccios, con un valor aproximado de 0,5º/día.

El ángulo horario (ωs) es el desplazamiento angular del Sol (hacia el este u oeste) respecto al meridiano local

debido a la rotación de la Tierra, sobre su eje, a 15º/hora

- Por la mañana: ωs < 0

- Por la tarde ωs > 0

Para una hora solar dada, ST, el ángulo horario se calcula según la ecuación (2.5)

( )1215 −⋅= STsω

(2.5)

b. Coordenadas horizontales

La altura solar (hs) o ángulo de elevación del Sol por encima del horizonte es el ángulo entre la horizontal y

la dirección de la radiación directa. Es el ángulo complementario del ángulo cenital, por lo que su cálculo se

realiza aplicando la propiedad de que el coseno de un ángulo es igual al seno de su complementario. El

ángulo cenital es una particularización del ángulo de incidencia, tal como se verá en el apartado (iii) de esta

misma sección.

El azimut solar (as) o ángulo azimutal solar es el ángulo entre la proyección sobre un plano horizontal de la

radiación directa y el meridiano local. Se toma como origen de azimut el mediodía solar. Para el hemisferio

norte, el azimut es positivo si el colector está orientado hacia el oeste, negativo si el colector está orientado

hacia el este. La ecuación (2.6) muestra la variación del azimut solar.

º180º180 ≤≤− sa

(2.6)

- Si está orientado hacia el este as < 0º

- Si está orientado hacia el oeste as > 0º

- Y en el sur as = 0º


73

En la figura (2.2) aparecen los ángulos descritos hasta el momento, tanto en coordenadas horarias como

coordenadas horizontales.

Figura 2.2. Coordenadas horarias y horizontales para el posicionamiento del Sol

ii. Posicionamiento del colector en la superficie terrestre

La latitud y la longitud son coordenadas que localizan un punto cualquiera en la superficie terrestre.

Se llama latitud (ф) de un lugar a la distancia angular o arco, medida en grados sobre un meridiano, entre

dicho lugar y el Ecuador, que es la línea que se toma como origen de latitudes. Se mide en grados, minutos y

segundos. Varía de 0º a 90º y puede ser:

- Norte o positiva, si el lugar se encuentra por encima del Ecuador: ф > 0

- Sur o negativa, si el lugar se encuentra por debajo del Ecuador: ф < 0

Se llama longitud (λ) de un lugar a la distancia angular o arco, medida en grados sobre el Ecuador, entre el

meridiano del lugar y el meridiano de origen o de Greenwich. Se mide en grados, minutos y segundos. Varía

de 0º a 180º y puede ser:

- Este o positiva, si el lugar se encuentra a la derecha del meridiano origen: λ > 0

- Oeste o negativa, si el lugar se encuentra a la izquierda del meridiano origen: λ < 0

iii. Posición relativa del Sol respecto al colector: ángulo de incidencia

Por último, para caracterizar cómo la radiación incide sobre la superficie, se utilizan los siguientes

parámetros:


74

El ángulo de incidencia (θ) es el ángulo entre la radiación directa sobre una superficie y la normal a dicha

superficie, y es función de la latitud (ф), la declinación (δs), el ángulo horario (ωs), el azimut solar (as) y la

inclinación de la superficie sobre la horizontal (β).

La ecuación (2.7) es la expresión general para este ángulo (Duffie y Beckman, 1975).

ssssss

sssss

sensenasenasensen

asensensensen

ωβδωβφδ

ωβφδβφδβφδθ

⋅⋅⋅+⋅⋅⋅⋅+

⋅⋅⋅+⋅⋅⋅−⋅⋅=

coscoscoscos

coscoscoscoscoscoscoscos

(2.7)

Para el caso particular de β=0º (superficie horizontal), se define el ángulo cenital (θz) como el ángulo de

incidencia de la radiación solar particularizado para β=0º, ecuación (2.8).

sssz sensen ωφδφδθ coscoscoscos ⋅⋅+⋅=

(2.8)

También se define como el ángulo entre la vertical y la dirección que apunta hacia al Sol, es decir, el ángulo

de incidencia de la radiación directa sobre una superficie horizontal.

Introduciendo la definición de ángulo cenital en la expresión del ángulo de incidencia, se tiene la ecuación

(2.9):

( )cszz aasensen −⋅⋅+⋅= coscoscoscos θββθθ

(2.9)

Siendo ac el ángulo azimutal de la superficie en cuestión, es decir, el ángulo que forma la proyección sobre la

horizontal del vector normal a dicha superficie, y la dirección sur.

2.1.2. Ángulo de incidencia de un colector cilindro parabólico: definición y cálculo

A diferencia de los otros colectores de concentración (discos parabólicos y helióstatos), el sistema de

seguimiento de los colectores cilindro parabólicos posee un único grado de libertad, es decir, el espejo

concentrador puede moverse según la elevación, pero no según el azimut. Es por ello que el sistema de

seguimiento solar solo puede posicionar el colector cilindro parabólico de forma adecuada para que el vector

solar y el vector normal al plano de apertura del concentrador estén contenidos en el mismo plano,

perpendicular a la apertura del concentrador. Lo ideal sería que la radiación solar directa fuera perpendicular

al plano de apertura del concentrador pero, cuando se dispone de un único grado de libertad en el sistema de

seguimiento, esto se consigue en momentos muy concretos, y sólo en una orientación determinada del eje de

los colectores (orientación N-S). La mayor parte del tiempo en que el colector cilindro parabólico esté

funcionando, el vector solar y el vector normal al plano de apertura del concentrador formarán un ángulo de

incidencia determinado, tal como se aprecia en la figura (2.3).


75

Figura 2.3. Ángulo de incidencia de un colector cilindro parabólico

El ángulo de incidencia tiene gran importancia en el aprovechamiento térmico del colector, pues no sólo

limita la cantidad de radiación solar que resulta aprovechable por el colector ( ( )θcos⋅bI ), sino también el

área de apertura útil del concentrador, ya que influye en las pérdidas geométricas, como se verá en la sección

(2.2).

Así pues, el cálculo del ángulo de incidencia resulta imprescindible si se desea conocer el comportamiento

térmico de un colector cilindro parabólico. El cálculo concreto se realiza mediante un análisis trigonométrico

que se sale de los objetivos de este capítulo, por lo que sólo se van a poner las ecuaciones finales (ecuación

(2.10) y ecuación (2.11), que dependen si el eje de giro del colector está orientado en dirección norte-sur o

dirección este-oeste (Rabl, 1985):

- Colector con su eje de giro horizontal, orientación este-oeste:

( )( )1coscos1arccos 22 −⋅+= ss ωδθ

(2.10)

- Colector con su eje de giro horizontal, orientación norte-sur:

( )( )ssss senseng ωφδωφδθ 22tancoscoscosarccos +⋅+⋅⋅=

(2.11)

Se pueden encontrar en literatura especializada expresiones diferentes a las mostradas en estas ecuaciones,

pero todas ellas conducen a un mismo valor de ángulo de incidencia. Aunque actualmente existen

procedimientos de cálculo mucho más exactos, que pueden determinar el vector solar con una precisión

mayor de la décima de grado, a efectos de cálculos de eficiencias y pérdidas geométricas, las ecuaciones

anteriores son suficientemente precisas.


76

2.2. Pérdidas ópticas y geométricas en un colector cilindro parabólico

En el proceso de aprovechamiento térmico de la radiación solar directa por parte del colector cilindro

parabólico, aparecen una serie de pérdidas, debido a que es un proceso no ideal caracterizado por un

rendimiento. Estas pérdidas se pueden dividir en tres grupos, que en orden descendente de importancia, son:

- Pérdidas ópticas

- Pérdidas térmicas

- Pérdidas geométricas

En este apartado se verán las pérdidas ópticas y las geométricas. Las pérdidas térmicas se refieren al tubo

receptor y se verán en el apartado siguiente.

2.2.1. Pérdidas ópticas en un colector cilindro parabólico

Desde que la radiación solar pasa a través del plano de apertura del concentrador, hasta que es absorbida en el

tubo receptor, se producen una serie de pérdidas. Estas pérdidas se deben a que el espejo concentrador no es

un reflector perfecto ni tiene una forma geométrica perfecta, ni la cubierta transparente deja pasar toda la

radiación solar a su través, ni la superficie selectiva es un absorbedor perfecto. Estas pérdidas se conocen con

el nombre de pérdidas ópticas del colector cilindro parabólicos y pueden llegar a ser muy importantes. En la

figura (2.4) se muestra de forma gráfica cada una de ellas.

Figura 2.4. Parámetros ópticos del colector cilindro parabólico


En la tabla (2.1) se muestran los valores característicos de los parámetros ópticos en el colector Eurotrough.

Estos valores fueron medidos en la Plataforma Solar de Almería (PSA) (Zarza, 2006a).


77

Parámetros ópticos del colector Eurotrough

Factor de interceptación 0.92

Reflectividad del espejo 0.92

Transmisividad de la cubierta transparente 0.945

Absortividad del tubo receptor 0.94

Rendimiento óptico pico 0.75

Tabla 2.1. Parámetros ópticos del colector Eurotrough

Se describen a continuación cada uno de los cuatro parámetros que intervienen en las pérdidas ópticas.

a. Reflectividad del espejo concentrador

Ya se ha visto en el capítulo 1 que, entre los distintos materiales que se pueden utilizar para el reflector

cilindro parabólico, la técnica que se encuentra más generalizada actualmente es la de depositar una fina capa

de plata sobre vidrio grueso curvado en caliente. La reflectividad ρ que presenta el espejo así constituido

puede llegar a alcanzar el valor de 93.5%. Se desprende pues, de dicho valor, que en el proceso de reflexión

se van a introducir unas pérdidas.

Estas pérdidas son tanto más acusadas cuanto menor es la reflectividad del cristal, de ahí que uno de los

factores más importantes en el mantenimiento del campo solar sea la limpieza de los espejos. La velocidad de

ensuciamiento varía con las estaciones, siendo mayor en verano que en invierno. Como valor medio

representativo se puede decir que la suciedad reduce la reflectividad del espejo es un 2% diario (Zarza, 2002).

La limpieza puede realizarse mediante chorros de agua desmineralizada a presión, para lavados frecuentes. Si

los lavados están más espaciados, hay que recurrir a limpieza por contacto, con un cepillo, una mopa, etc.

b. Factor de interceptación

Parte de los rayos reflejados por el espejo concentrador no alcanzan el tubo absorbedor por causas de diversa

índole, entre las que se incluyen imperfecciones macroscópicas o microscópicas de las cubiertas, errores en el

posicionamiento del colector o en la posición relativa del tubo absorbedor respecto al colector, etc. Todas

estas pérdidas se cuantifican a través del factor de interceptación γ, cuyo valor máximo suele ser del 95%,

para colectores de muy buena calidad de fabricación y con un procedimiento de montaje muy cuidadoso.

Para el caso del colector Eurotrough, el valor es del 92%, según se indica en la tabla (2.1).

c. Transmisividad de la cubierta de cristal

La función de la cubierta transparente del receptor es proteger el tubo absorbedor de las inclemencias

meteorológicas y reducir las pérdidas térmicas al ambiente. Aunque el material de dicha cubierta se escoge

para que deje pasar la mayor proporción de radiación solar a su través, una parte pequeña de la radiación se

refleja o se absorbe, por lo que el cociente entre la radiación que pasa a través de la cubierta y la radiación

que incide sobre ella nos da la transmisividad, τ, de la cubierta.

El valor de la transmisividad varía entre 92%-96%. Para mejorar la transmisividad se pueden aplicar

tratamientos antireflexivos sobre las superficies interna y externa del vidrio. Estos tratamientos suelen


78

mejorar la transmisividad en un 2%, de modo que si se aplican sobre las dos caras del vidrio, la

transmisividad aumenta un 4%. El inconveniente de los tratamientos antireflexivos es que, como están

hechos a base de sílice, terminan degradándose, sobre todo en la superficie externa expuesta a la lluvia, ya

que la sílice se disuelve en agua.

d. Absortividad de la superficie selectiva

La absortividad de la superficie selectiva, α, cuantifica qué cantidad de la radiación incidente es finalmente

absorbida por el tubo. Los valores típicos de absortividad varían entre 90%-96%. Para recubrimientos

selectivos tipo cermet, la absortividad puede alcanzar el valor de 96%, mientras que en recubrimientos de

naturaleza electrolítica, a base de cromo, níquel o cobalto negro, no suele superar el 92%.

e. Rendimiento óptico pico

El producto de los cuatro parámetros anteriores, reflectividad del espejo, factor de interceptación,

transmisividad del vidrio y absortividad del tubo es lo que se denomina rendimiento óptico, ecuación (2.12):

ατγρη ⋅⋅⋅=opt

(2.12)

Los parámetros ópticos anteriores dependen del ángulo de incidencia de la radiación directa. Se consideran

que su valor nominal es el particularizado para ángulo de incidencia nulo, y en ese instante, el rendimiento

óptico presenta un límite superior, que se denomina rendimiento óptico pico, ecuación (2. 13)

º0=⋅⋅⋅=

θατγρη

picoopt

(2.13)

El valor del rendimiento óptico pico, ηopt,0º, no depende de la radiación solar directa ni de la temperatura del

fluido que circula por los tubos, debiendo permanecer constante su valor mientras no se produzca una

degradación en alguno de los cuatro parámetros ópticos que lo componen. Por ello, el fabricante del colector

da el valor del rendimiento óptico pico como uno de los parámetros característicos del colector. De lo que sí

depende el rendimiento óptico pico es del grado de ensuciamiento del colector, Fe. Normalmente, el

fabricante da el valor del rendimiento óptico pico en perfecto estado de limpieza. Así, para un grado de

limpieza del 100%, el rendimiento óptico pico tendrá el valor nominal. Para un grado de limpieza del 90%, el

valor del rendimiento óptico pico será el 90% del valor nominal, etc. El valor de ηopt,0º para el colector

Eurotrough, en perfecto estado de limpieza es de 75%.

2.2.2. Pérdidas geométricas en un colector cilindro parabólico

Además de las pérdidas ópticas ya mencionadas, existen en el colector otro tipo de pérdidas, de menor

importancia, denominadas pérdidas geométricas, que provocan una disminución del área efectiva de

captación de los captadores. Estas pérdidas se dividen a su vez en dos grupos:


79

- Pérdidas inherentes al colector, que se engloban en el modificador del ángulo de incidencia

- Pérdidas debidas a la posición relativa entre filas de colectores

Se ha considerado conveniente incluir las pérdidas geométricas en la misma sección que las pérdidas ópticas

porque en ellas influyen no sólo parámetros geométricos, también ópticos, como se verá a continuación.

a. Pérdidas inherentes al colector (Modificador del ángulo de incidencia)

Las pérdidas geométricas inherentes al colector cilindro parabólico están causadas porque este tipo de

colectores tienen seguimiento en un único eje y, por tanto, sólo poseen movimiento en elevación, lo que da

lugar a la existencia de un ángulo de incidencia entre el vector solar y el vector normal a la apertura del

concentrador.

Figura 2.5.a. Representación en tres dimensiones de las pérdidas geométricas de final de colector

Figura 2.5.b. Representación en dos dimensiones de las pérdidas geométricas de final de colector

Figura 2.5. Pérdidas geométricas de final de un colector cilindro parabólico

Como puede observarse en la figura (2.5.a), para un ángulo de incidencia no nulo, existe una parte al final del

tubo receptor que no está iluminada por los rayos reflejados procedentes del espejo concentrador. En la figura

(2.5.b) se muestra un perfil del colector cilindro parabólico para explicar, de forma muy simplificada, cómo


80

es posible que exista una parte no útil al final del tubo receptor. El área de espejo que se pierde por este

fenómeno, Ae, viene dado por la ecuación (2.14):

( )θθ tan⋅⋅=⋅= me fWlWA

(2.14)

donde W es el ancho de la parábola; θ es el ángulo de incidencia de la radiación solar directa; y fm es la

distancia media entre la superficie de la parábola y el receptor, dentro de una misma sección transversal, cuyo

valor se calcula, por geometría, de acuerdo con la ecuación (2.15).

( )( )

⋅⋅+= 2

2

48 fWf

ffm

(2.15)

donde f es la distancia focal de la parábola; la distancia focal media es el valor medio, para una misma

sección transversal, entre todos los puntos de la parábola y el foco. Esta distancia es mínima en el vértice de

la parábola y máxima en sus extremos.

Como se ha visto en la sección (2.2.1), el ángulo de incidencia afecta también a los parámetros ópticos

(reflectividad del espejo, factor de interceptación, transmisividad del vidrio y absortividad del tubo), tomando

éstos un valor máximo para ángulo de incidencia nulo y un valor mínimo para ángulo de incidencia igual a

90º. Asimismo, la existencia de un ángulo de incidencia distinto de cero provoca pérdidas geométricas de

final de colector, siendo tanto mayores dichas pérdidas cuanto mayor es el ángulo. Para cuantificar la

influencia del ángulo de incidencia, tanto en las pérdidas ópticas como geométricas, se introduce un

parámetro denominado modificador del ángulo de incidencia, K(θ), que tiene en cuenta todas las pérdidas

que ocurren para un ángulo de incidencia mayor que cero, y que no están contenidas en el rendimiento óptico

pico (el cual se refiere a ángulo de incidencia nulo): pérdidas de final de colector, bloqueo de la radiación

solar concentrada por parte de los soportes del tubo absorbedor, e influencia del ángulo de incidencia en la

absortividad y transmisividad del tubo y reflectividad de los espejos.

El modificador del ángulo de incidencia depende directamente del ángulo de incidencia, siendo K(θ)=1 para

ángulo de incidencia nulo, θ=0, y K(θ)=0 para ángulo de incidencia igual a 90º. El valor del modificador del

ángulo de incidencia se da en forma de polinomio, cuyos coeficientes se determinan experimentalmente

(Zarza y Ajona, 1987).

Para el colector Eurotrough, que es el modelo de colector que se va a utilizar en esta Tesis, el modificador

del ángulo de incidencia viene dado por la ecuación (2.16) (Zarza, 2008).

( ) ( ) θθθθ ⋅⋅−⋅⋅−= −− 04205 1025097,510859621,2cosK

(2.16)

donde θ es el ángulo de incidencia, en grados.

b. Pérdidas por sombras entre filas (Row shadowing losses)

Hasta el momento, la radiación solar efectiva absorbida por el tubo receptor puede expresarse como el

producto de la radiación solar directa en cada momento, el rendimiento óptico pico y el modificador del


81

ángulo de incidencia. Sin embargo, esto sólo es cierto si no existen sombras entre filas paralelas de colectores.

En la figura (2.6) se observa el efecto que las sombras pueden tener en el aprovechamiento de la radiación

solar (Stuetzle, 2002). En la parte superior de la figura (2.7.a) se observa que, a la salida del Sol, por la

mañana, la primera fila de colectores no sufre ningún tipo de sombra, mientras que el resto se encuentran

totalmente sombreadas. A lo largo de la mañana, conforme se vaya moviendo el Sol, existirá una sombra

parcial en las filas de colectores, en paralelo con la primera fila -figura (2.7.a), parte inferior-. La sombra

reduce el ancho efectivo de la parábola, reduciendo por tanto el área de apertura del concentrador y,

consecuentemente, la radiación solar absorbida en el receptor. Después de un determinado valor del ángulo

cenital / altura solar, dejan de producirse sombras entre colectores, como puede verse en la figura (2.7.b).

Este mismo fenómeno se observa también por la tarde.

Figura 2.6.a. Sombras producidas por la mañana Figura 2.6.b. Ausencia de sombras por la mañana

Figura 2.6. Figura esquemática de las sombras producidas entre filas paralelas de colectores CCP

(Fuente: Stuetzle, 2002)

Para cuantificar las pérdidas producidas por el efecto de las sombras entre filas paralelas, es preciso calcular

el ancho de parábola efectivo, es decir, no sombreado, que matemáticamente se puede expresar mediante la

ecuación (2.17):

WxWeff ⋅=

(2.17)

donde [ ]1,0∈x ; un valor de x nulo indica que el colector está totalmente sombreado, mientras que para x = 1,

el colector no está sometido a ningún tipo de sombra.

En la figura (2.7) se muestra de forma esquemática la sombra que produce un colector sobre otro y cómo se

puede relacionar el ancho efectivo de la parábola en el colector sombreado con magnitudes conocidas. Para el

instante considerado, el rayo de Sol tiene una dirección determinada, que viene dada por el ángulo αp tal

como aparece en la figura.


82

Figura 2.7. Representación esquemática de la sombra entre colectores paralelos

Por consideraciones trigonométricas, se puede relacionar la anchura efectiva con la separación entre

colectores (Lspacing) mediante la ecuación (2.18):

( ) WxxW

senL pSpacing ⋅=

−−=⋅2

1

2α

(2.18)

Se trata ahora de hallar el valor de x en función de ángulos conocidos. Para ello, se va a considerar un punto

P situado en la normal al colector, tal y como aparece en la figura (2.8).


83

Figura 2.8. Consideraciones geométricas en el colector solar

De acuerdo con dicha figura, si se aplica la ley del coseno para el triángulo esférico definido por el Sol

(considerado como un punto), y los puntos O, P y Z se tiene la ecuación (2. 19):

( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( )pppz sensensen αθαθαθθ ⋅=⋅−⋅+−⋅= cosº90cosº90º90coscoscos

(2.19)

Si se despeja en la expresión anterior, el seno del ángulo αp vendrá dado por la ecuación (2.20):

( ) ( )( )θθ

αcos

cos z

psen =

(2.20)

Si se introduce la ecuación (2.20) en la ecuación (2.18), se obtiene la ecuación (2.21), que nos da el valor de

x en función de parámetros conocidos:

( )( )θθ

cos

cos zspacing

W

Lx ⋅=

(2.21)


84

Como la expresión anterior puede dar cualquier valor, el valor de x se tiene que acotar entre 0 y 1, ecuación

(2.22):

( )( )

⋅= 0.1;

cos

cos;0.0maxmin

θθ zspacing

W

Lx

(2.22)

Por último, sustituyendo en la ecuación (2.17), se obtiene el ancho efectivo de la parábola, ecuación (2.23):

( )( )

WW

LW zspacing

eff ⋅

⋅= 0.1;

cos

cos;0.0maxmin

θθ

(2.23)

Las pérdidas geométricas por sombras pueden reducirse, incluso eliminarse, si se aumenta la distancia entre

filas paralelas. Sin embargo, esto trae consigo un aumento del área necesaria para el campo solar, a la vez que

un aumento en las pérdidas de bombeo y pérdidas térmicas que puedan producirse en el sistema de tuberías.

Por consiguiente, hay que adoptar un valor de compromiso para el espacio entre filas paralelas, que

normalmente se toma igual a tres veces el ancho de la parábola de los colectores.

2.3. Pérdidas térmicas en un colector cilindro parabólico

Además de las pérdidas ópticas y geométricas, en un colector cilindro parabólico, existen también pérdidas

térmicas, que ocupan el segundo lugar de orden de importancia, después de las pérdidas ópticas. Las pérdidas

térmicas se producen tanto en el tubo absorbedor del colector como en el sistema de tuberías que enlaza

colectores y lazos entre sí. De estas últimas pérdidas se hablará con más detalle en el capítulo 3. A

continuación se van a estudiar las pérdidas en el tubo absorbedor que son, además, más importantes.

Conforme el fluido calorífero va absorbiendo energía en el tubo absorbedor del colector, va aumentando su

temperatura. Debido a la diferencia entre la temperatura media del fluido en cada sección transversal y la

temperatura ambiente, va a haber unas pérdidas de calor. Tal como se aprecia en la figura (2.9), estas

pérdidas están constituidas por las pérdidas de calor por conducción a través de los soportes del tubo, las

pérdidas por convección, conducción y radiación entre el tubo absorbedor y la cubierta de vidrio y las

pérdidas por convección y radiación desde la cubierta de vidrio al ambiente. Las correlaciones para calcular

cada una de estas pérdidas se estudiarán en detalle en la sección (2.4). Lo que interesa en este punto es el

tratamiento conjunto de todas ellas.


85

Figura 2.9. Pérdidas térmicas en el tubo absorbedor de un colector cilindro parabólico

Con el objetivo de poder introducir las pérdidas térmicas en programas de simulación temporal del campo

solar, es necesario desarrollar una expresión simplificada de dichas pérdidas en forma de regresión lineal

función de diversos parámetros. Por ello, como paso previo, es preciso identificar los parámetros que más

influyen en la magnitud de las pérdidas térmicas. Así, la radiación solar incidente sobre el receptor es

determinante, ya que es un flujo de calor incidente que interviene en el balance energético a la cubierta

transparente. También influirá la temperatura y la cantidad de caudal másico que circule por los tubos, que

determinará a su vez el coeficiente de transmisión de calor por convección entre la pared interna del tubo y el

fluido. Por último, para las pérdidas de calor por convección influirá el valor de la temperatura ambiente y de

la velocidad del viento. De todos estos parámetros, los más importantes son la radiación solar incidente (y el

ángulo de incidencia), la temperatura de masa del fluido y la temperatura ambiente, de tal forma que la

regresión lineal que se desarrolle será del tipo de la ecuación (2.24).

( ) ( ) ( ) ( )[ ]θcos900012

2012

2, ⋅⋅+∆⋅+∆⋅++∆⋅+∆⋅=→

DNIbTbTbaTaTam

WQambcollectorLoss

&

(2.24)

siendo: DNI (W/m2), la radiación solar directa; θ (grados), el ángulo de incidencia de la radiación solar;

∆T (ºC), la diferencia de temperatura entre la del fluido de trabajo y la ambiente; ai, bi, coeficientes de la

correlación lineal.

Se observa que la ecuación anterior calcula la pérdida de calor en (W/m), es decir, en cada sección

transversal del colector. Si se quiere ser preciso, se puede aplicar la ecuación anterior para la temperatura

media en cada módulo que constituye el colector (en el caso del colector Eurotrough, cada módulo mide

12.27 m).

Si se quiere todavía más precisión, se puede aplicar la expresión anterior a cada módulo teniendo además en

cuenta el valor medio de las pérdidas de calor que, por definición, viene dado por la ecuación (2.25):


86

( )( )inout

T

T

ambcollector

aveambcollectorLossTT

HeatLoss

mWQ

out

in

−=∫ →

→,&

(2.25)

Donde Tout (ºC) es la temperatura de salida del módulo y Tin (ºC) es la temperatura de entrada al módulo.

Sustituyendo la expresión (2.24) en la (2.25) se obtiene la ecuación (2.26):

( )( ) ( ) ( ) ( )

( )

( ) ( ) ( ) ( ) ( )

( )inout

inoutinoutinout

inout

inoutinoutinoutinout

aveambcollectorLoss

TT

DNITTbTTb

TTb

TT

TTa

TTaTTa

TTa

mWQ

−

⋅⋅

−⋅+−⋅+−⋅

+

+−

−⋅+−⋅+−⋅+−⋅=

→

θcos90023

423

0221332

4430

221332

,&

(2.26)

Para los nuevos tubos absorbedores de Schott y Solel, los coeficientes que definen las pérdidas térmicas en un

colector Eurotrough aparecen en la ecuación (2.27):

( )( ) ( ) ( )[ ]θcos900899.242029.000036.0

899.242021.000154.0

2

2,

⋅⋅+∆⋅+∆⋅

+−∆⋅+∆⋅=→

DNITT

TTm

WQambcollectorLoss

&

(2.27)

2.4. Modelo termofluidodinámico del colector cilindro parabólico para generación directa de vapor

Se expone a continuación un modelo termofluidodinámico del receptor en un colector cilindro parabólico. El

comportamiento del tubo receptor, en el que repercuten los tres tipos de pérdidas vistas anteriormente

(ópticas, térmicas y geométricas) tiene gran influencia en el rendimiento global del colector.

Por ello, existen diversos modelos de tubo receptor en la bibliografía. En (Forristall, 2003), se realiza un

estudio detallado del tubo receptor, analizando todos los balances energéticos en las distintas paredes que

componen el mismo. La mayor limitación de este modelo reside en que ha sido desarrollado para aceite, por

lo que sólo incluye las correlaciones para la transmisión de calor en flujo monofásico. En (Odeh, 1998 y

2000) se presenta un modelo específico para generación directa de vapor en tubos colectores. En este caso, el

investigador se centra en las correlaciones de flujo bifásico, tanto para transmisión de calor como para la

pérdida de carga. Sin embargo, suple el resto de las ecuaciones de transmisión de calor, desde el fluido

calorífero al ambiente, por una correlación para calcular el calor de pérdidas. Por último, en (Eck, 2003),

también se presenta un modelo completo, analizando las correlaciones de transmisión de calor y de pérdida


87

de carga en flujo bifásico. Como en el caso anterior, el resto de los balances energéticos se sustituyen por un

coeficiente global de pérdidas.

El modelo de tubo receptor que se presenta en este apartado pretende aunar las ventajas de los modelos

anteriormente citados. Por un lado, analiza con detalle todas las ecuaciones de transmisión de calor entre las

diferentes paredes del tubo receptor; esto va a permitir hacer posteriormente un estudio de sensibilidad es

función de parámetros de diseño del colector, bien sean ópticos, térmicos o geométricos. Por otro lado,

incorpora las ecuaciones para el cálculo de la transmisión de calor y de la pérdida de carga en flujo bifásico,

que permiten calcular de forma correcta los valores de las propiedades termodinámicas del agua en régimen

de ebullición.

Para la elaboración del modelo se han adoptado una serie de hipótesis simplificadoras. La hipótesis más

importante, que es la única que se va a explicar aquí, es la de considerar flujo uniforme de radiación solar

concentrada a lo largo de todo el perímetro del tubo. La realidad es que la radiación solar concentrada sólo

incide sobre la parte del tubo que “ve” el espejo concentrador, en un ángulo aproximado de 160º, como se

muestra en la figura (2.10) (Rojas et al., 1997).

Figura 2. 10. Perfil simplificado del flujo de radiación sobre el tubo absorbedor del colector cilindro parabólico

(Fuente: Rojas et al., 1997)

Teniendo en cuenta que la conductividad del acero utilizado para el tubo absorbedor (acero A335, como se

vio en el capítulo 1 y se verá también en el apartado 2.6 de este capítulo) es de k = 36 W/m-K, para una

temperatura de 500 ºC, y que el espesor de la pared de tubo que se va a suponer es pequeño (7.5 mm), se

puede suponer que el flujo de calor en la parte del tubo sometida a radiación solar concentrada va a ser

aproximadamente igual que el flujo de calor en la otra parte del tubo, ya que se va a producir un cierto flujo

de calor en dirección circunferencial, desde la zona del tubo con concentración a la zona del tubo sin

concentración. Esta difusión circunferencial va a compensar la reducción del área de paso del flujo de calor –

que se mueve hacia diámetros de menor tamaño- conforme avanza desde la cara externa a la cara interna del

tubo. Suponer una distribución uniforme de la radiación solar concentrada sobre la superficie exterior del

tubo es una simplificación que conduce a valores teóricos mayores que los reales, pero que sigue dando

resultados muy buenos.

Explicada esta simplificación, se va a analizar las diferentes ecuaciones que componen el modelo. Dicho

modelo se basa en balances de energía, en una sección transversal del tubo receptor y a lo largo de la longitud

del colector. Las ecuaciones usadas para dichos balances de energía se exponen a continuación.


88

2.4.1. Balance energético en una sección transversal del tubo receptor

Se va a exponer en primer lugar, el balance energético, en condiciones estacionarias, para una sección

transversal del colector. En la figura (2.11) se muestra los flujos de calor que intervienen en dicho balance.

La radiación solar concentrada, procedente del concentrador, incide sobre el recetor, y una parte muy

pequeña es absorbida en la cubierta (SolAbsq5′& ); pero la mayor parte de la radiación pasa a través de la cubierta

y, afectada ya por el coeficiente de transmisividad de la misma, es absorbida en el tubo receptor (SolAbsq3′& ).

Dicha radiación se transmite por conducción a través del espesor del tubo (condq23

′& ), para transmitirse luego,

íntegramente, por convección al fluido de trabajo (convq12

′& ). Lo visto hasta ahora es el camino de la ganancia

térmica. Se explica a continuación la parte correspondiente a las pérdidas. Debido a que la pared exterior del

tubo absorbedor está más caliente que la pared interior de la cubierta y que el fluido gaseoso contenido en el

espacio interanular (en el que prácticamente hay vacío), se produce un intercambio radiativo con la cubierta

transparente (radq34

′& ) y una transmisión de calor por convección con el fluido en el espacio interanular

(convq34′& ). Estos dos intercambios de calor van a provocar que la pared interior de la cubierta transparente esté

más caliente que la pared exterior. Va a producirse por tanto una transmisión de calor por conducción a

través del espesor de la cubierta (condq45

′& ) que, junto con la pequeña cantidad de calor absorbida en la cubierta

(SolAbsq5′& ), se pierde por convección al ambiente

convq56′& y por radiación al cielo equivalente

radq57′& . Además de

estas pérdidas, va a haber una pérdida de calor a través de los soportes que sujetan el tubo a la estructura del

colector (portcondq sup,

′& ), pero esta va a ser muy pequeña. Como ya se ha dicho al inicio del apartado, el modelo

asume que todos los flujos de calor, temperaturas y propiedades térmicas u ópticas son uniformes a lo largo

de la misma línea circunferencial en una sección transversal.

Figura 2.11. Balance energético en una sección transversal del receptor de un colector cilindro parabólico


89

Los balances de energía se determinan aplicando las ecuaciones de conservación de la energía a cada una de

las superficies de la sección transversal mostrada en la figura (2.11). Las ecuaciones correspondientes,

ecuación (2.28.a) a (2.28.d) se muestran a continuación:

condconv qq 2312 ′=′ &&

(2.28.a)

portcondcondradconvSolAbs qqqqq sup,2334343′+′+′+′=′ &&&&&

(2.28.b)

condradconv qqq 453434′=′+′ &&&

(2.28.c)

radconvSolAbscond qqqq 5756545 ′+′=′+′ &&&&

(2.28.d)

En la tabla (2.2) se puede encontrar la relación de números empleados en los subíndices.

Subíndice Referencia

1 Fluido (Agua-vapor)

2 Pared interna del tubo absorbedor

3 Pared externa del tubo absorbedor

4 Pared interna de la cubierta transparente

5 Pared externa de la cubierta transparente

6 Ambiente exterior

7 Cielo equivalente

Tabla 2.2. Relación de los números empleados en los subíndices

El punto sobre los flujos de calor indica que es por unidad de tiempo, y la coma a la derecha indica que es por

unidad de longitud del receptor, es decir, se mide en (W/m). Para simplificar, los términos calor absorbido

por la cubierta transparente (SolAbsq5′& ) y por el tubo absorbedor (

SolAbsq3′& ) son tratados como flujos de calor,

pero en realidad son fenómenos volumétricos. Sin embargo, se ha demostrado (Ozisik, 1977) que la mayor

parte de la absorción en el absorbedor (material metálico opaco) ocurre muy cerca de la superficie (en una

distancia de 6 Å, aproximadamente), por lo que se puede aproximar a absorción superficial. De forma similar,

aunque en el caso de la cubierta transparente la absorción de la radiación solar se da a lo largo de todo su

espesor, por ser un material semitransparente, su absortividad es muy baja (α = 0.02), y el error que se

introduce al considerar la absorción como un fenómeno superficial es muy pequeño.

En la tabla (2.3) se definen todos los términos que intervienen en el balance explicado.


90

Transmisión de calor Flujo de calor (W/m)

Modo de transmisión de calor

desde hacia

convq12′& Convección Superficie interior del tubo absorbedor Fluido de transmisión de calor (agua-vapor)

condq23′& Conducción

Superficie exterior del tubo absorbedor

Superficie interior del tubo absorbedor

SolAbsq3′& Absorción de la

radiación solar Radiación solar incidente Superficie exterior del tubo absorbedor

convq34′& Convección Superficie exterior del tubo

absorbedor Superficie interior de la cubierta transparente

radq34′& Radiación


Superficie interior de la cubierta transparente

condq45′& Conducción

Superficie interior de la cubierta transparente

Superficie exterior de la cubierta transparente

SolAbsq5′& Absorción de la

radiación solar Radiación solar incidente Superficie exterior de la cubierta transparente

convq56′& Convección


Ambiente

radq57′& Radiación


Cielo equivalente

portcondq sup,′& Conducción


Soportes que unen con la estructura

Tabla 2.3. Definiciones de los flujos de calor que intervienen en el balance energético

i. Transmisión de calor por convección entre el tubo absorbedor y el fluido

La transmisión de calor por convección desde la pared interna del tubo al fluido de transmisión de calor viene

dada por la ley de enfriamiento de Newton, que particularizada para geometría cilíndrica toma la forma de la

ecuación (2.29).

( ) ( )122112 TTDhm

Wq conv −⋅⋅⋅=′ π&

(2.29)

donde h1 (W/m2-K) es el coeficiente de transmisión de calor por convección; D2 (m) es el diámetro interior

de la tubería; T2 (ºC) es la temperatura de la pared interior de la tubería; y T1 (ºC) es la temperatura del agua-

vapor que circula por la misma. De forma general, el coeficiente de transmisión de calor se calcula con la

ecuación (2.30):

2

11 2 D

kNuh D ⋅=

(2.30)

donde NuD2 es el número adimensional de Nusselt y k1 (W/m-K) es la conductividad térmica del fluido a la

temperatura T1.

El número de Nusselt depende del estado y del régimen del fluido que circule por el interior de los tubos, que

en este caso será agua-vapor.


91

En condiciones normales de operación, lo normal es que el fluido por el interior de los tubos tenga un

régimen turbulento. Sólo en condiciones largas de no-insolación solar, el régimen del fluido se volverá

laminar. Por tanto, para lo que nos ocupa, el régimen del fluido (agua-vapor), se considerará turbulento.

Una segunda distinción, que es necesario hacer, es la correspondiente al estado del fluido que circula por el

interior de los tubos. Este estudio trata de generación directa de vapor en el interior de los tubos. Ello

significa que habrá un precalentamiento del agua líquida (fluido monofásico), evaporación (fluido bifásico) y

sobrecalentamiento del vapor (fluido monofásico). Es preciso, por tanto, estudiar las correlaciones del

número de Nusselt tanto para fluido bifásico como para fluido monofásico.

a. Fluido monofásico

Las correlaciones para fluido monofásico se aplicarán a la zona de precalentamiento del agua y

sobrecalentamiento del vapor. Aunque la ecuación de Dittus-Boelter sirve para calcular transmisión de calor

por convección a fluidos monofásicos en régimen turbulento (Chapman, 1984), si se quiere mayor precisión,

es necesario emplear correlaciones más precisas, como la correlación de Petukhov (1970) o Gnielinski (1976).

a.1. Ecuación de Petukhov

La correlación de Petukhov para el cálculo del número de Nusselt en régimen turbulento viene dada por la

ecuación (2.31).

( )

n

s

D

Df

f

Nu

⋅

−⋅⋅+

⋅⋅

=µµ

1Pr87.1207.1

PrRe8

32

2

2

(2.31)

donde f es el factor de fricción del fluido con la tubería; ReD2 es el número de Reynolds basado en el

diámetro interior de la tubería; Pr es el número de Prandtl; µ (Pa·s) es la viscosidad del fluido a la

temperatura del fluido, T1, y µs (Pa·s) es la viscosidad del fluido a la temperatura de la pared interior de la

tubería, T2.

El valor del exponente, n, depende del régimen del fluido que circule por el tubo y de si se trata de un

calentamiento o un enfriamiento:

Por tanto, para el caso concreto que nos ocupa, n tomará el valor 0.11 para el precalentamiento del agua, y el

valor 0 para el sobrecalentamiento del vapor.

n = 0.11 para líquidos, con T2 > T1 n = 0.25 para líquidos, con T2 < T1 n = 0 para gases


92

El valor del factor de fricción dependerá si la tubería es lisa (ecuación (2.32)) o si la tubería es rugosa

(ecuación (2. 33). Lo normal, para el caso que nos ocupa, es que la tubería sea rugosa, con lo cual, el valor

que se tomaría para el cálculo sería el obtenido por la ecuación (2.33), que es la expresión matemática del

diagrama de Moody.

( )( ) 210 64,1Relog82,1

2

−−⋅= Df

(2.32)

⋅+⋅−=

f

DLog

fiaveD ,,2

Re

51,2

7,32

1 2

ε

(2.33)

Por último, queda por indicar el régimen de aplicación de la ecuación anterior:

Como se observa la ecuación de Petukhov cubre el rango de número de Reynolds comprendidos entre 104 y

5·106. Sin embargo, se considera régimen turbulento para Reynolds superiores a 2300. Para el intervalo

2300 < Re < 104, se hace preciso utilizar la ecuación de Gnielinski, que abarca un rango de aplicación mayor.

a.2. Ecuación de Gnielinski

La correlación Gnielinski para el cálculo del número de Nusselt en régimen turbulento viene dada por la

ecuación (2.34):

( )

( )

11.0

2

1

321

1

Pr

Pr

1Pr87.121

Pr1000Re8 2

2

⋅

−⋅⋅+

⋅−⋅

=f

f

NuD

D

(2.34)

donde f es el factor de fricción del fluido con la tubería; ReD2 es el número de Reynolds basado en el diámetro

interior de la tubería; Pr1 es el número de Prandtl a la temperatura del fluido, T1, y Pr2 es el número de

Prandtl a la temperatura de la pared interior de la tubería, T2.

Al igual que en el caso anterior, el valor del factor de fricción dependerá si la tubería es lisa (ecuación (2.32))

o si la tubería es rugosa (ecuación (2.33). Se ponen de nuevo ambas ecuaciones a modo de recordatorio:

0.5 < Pr < 200, con una exactitud del 6% 200 < Pr < 2000, con una exactitud del 10% 104 < ReD2 < 5·106 0 < µ/µs < 40


93

( )( ) 210 64,1Relog82,1

2

−−⋅= Df

(2.32, repetida)

⋅+⋅−=

f

DLog

fiaveD ,,2

Re

51,2

7,32

1 2

ε

(2.33, repetida)

El rango de aplicación de la ecuación de Gnilinski es el siguiente:

b. Fluido bifásico

Dentro del proceso de ebullición del agua en el interior de los tubos absorbedores del colector, se suceden

una serie de regímenes. El primer régimen que aparece es el de ebullición con líquido subenfriado, dura muy

poco, y aparece cuando la temperatura global de la fase líquida está próxima a la de saturación

correspondiente a la presión existente. Este régimen se caracteriza por la aparición de pequeñas burbujas de

vapor que parten de la superficie interna del tubo y se mezclan con la fase líquida, aumentando de este modo

la temperatura global del agua líquida. El régimen de ebullición con líquido subenfriado desaparece cuando

la temperatura global del líquido alcanza el valor de saturación, y aparece la ebullición nucleada saturada, en

el que las burbujas de vapor no desaparecen en la fase líquida.

A efectos de cálculo del coeficiente de transmisión de calor por convección, como la zona de ebullición con

líquido subenfriado es muy pequeña, puede considerarse dentro de la zona de precalentamiento del agua. De

esta forma, sólo es necesario implementar nuevas ecuaciones para la zona de ebullición nucleada. Para esta

zona, y para el caso de flujo en el interior de tuberías, se ha hecho un estudio de posibles correlaciones a

aplicar. En la tabla (2.4) se recogen las correlaciones más importantes encontradas en la bibliografía:

Investigador Detalles Correlación

Chen (1966) - Flujo vertical. - Válida para agua, metanol, ciclohexano y pentano.

NBFCTP hhh +=

Shah (1976) - Flujo vertical y horizontal. - Válida para agua, R-11, R-12, R-22, R-113 y ciclohexano.

( )lTPTP FrBoCohh ,,=

Kandlikar (1990 y 1991) - Flujo vertical y horizontal. - Válida para agua, R-11, R-12, R-114 nitrógeno y neón.

( ) fl

CC

l

C

lc

TP FBoCFrCoCh

h⋅⋅+⋅⋅⋅= 452

31,

25

Gungor y Winterton (1986 y 1987) - Flujo vertical y horizontal. - Válida para agua, R-11, R-12, R-22, R-113, R-114 y etilen-glicol

NBFCTP hhh +=

Tabla 2.4. Correlaciones para el cálculo del coeficiente global de transmisión de calor en ebullición

0.5 < Pr1 < 2000 2300 < ReD2 < 5·106


94

De acuerdo con (Rohsenow et al., 1998), una de las correlaciones más utilizadas para la transmisión de calor

en la zona de ebullición nucleada es la correlación de Chen (1966). Según esta correlación, el coeficiente de

transferencia de calor por convección forzada en flujo bifásico, hTP, viene dado por la suma de dos términos:

el coeficiente de transmisión de calor debido a la convección forzada, hFC, y el coeficiente de transmisión de

calor debido a la ebullición nucleada, hNB, tal y como se indica en la ecuación (2.35)

NBFCTP hhh +=

(2.35)

El primer término es igual al coeficiente de transmisión de calor por convección forzada obtenido mediante la

ecuación de Dittus-Boelter referido a la fase líquida, multiplicada por un factor F, que recibe el nombre de

factor de ebullición convectiva, tal y como se muestra en la ecuación (2.36).

lBoelterDittusFC hFh ,−⋅=

(2.36)

El segundo término se obtiene multiplicando el coeficiente de transmisión de calor por convección en

ebullición determinado por Forster y Zuber (1955) por un factor S, denominado factor de supresión de la

ebullición nucleada, ecuación (2.37).

ZuberForsterNB hSh −⋅=

(2.37)

Mucho de los parámetros que se han citado en esta primera correlación se volverá a poner en la exposición de

la correlación de Gungor y Winterton, por lo que no se ha querido entrar en detalle sobre cómo calcularlos,

para no complicar la explicación.

La correlación de Chen es válida únicamente para flujo en tubos verticales, por lo que no es adecuada para el

análisis que se está realizando. Además, con dicha correlación tiene desviaciones medias del orden de 17.4%

respecto los datos experimentales, lo cual resulta bastante elevado.

A continuación de la correlación de Chen, en la tabla (2.4) se tiene la correlación de Shah (1976).

Originalmente, esta correlación se dio en forma gráfica, aunque poco después se obtuvieron las ecuaciones

que se ajustaban a las curvas proporcionadas. De esta forma, el coeficiente de transmisión de calor por

convección se ajustaba mediante funciones del tipo de la ecuación (2.38).

( )lTPTP FrBoCohh ,,=

(2.38)

donde Co es el número de convección, dado por la ecuación (2.39); Bo es el número de ebullición, dado por

la ecuación (2.40); y Frl es el número de Froude para la fase líquida, dado por la ecuación (2.41).


95

5.08.01

⋅

−=

l

g

x

xCo

ρ

ρ

(2.39)

donde x es el título de vapor; ρl (kg/m3) es la densidad de la fase líquida; y ρg (kg/m3) es la densidad de la

fase gaseosa.

lg

2212

4 hm

DqBo conv

⋅⋅

⋅⋅=

&

& π

(2.40)

donde convq12&

(W/m2) es el flujo de calor transmitido por convección, por unidad de superficie; D2 (m) es el

diámetro interior de la tubería; m& (kg/s) es el caudal másico total; y hlg (J/kg) es el calor latente de

vaporización.

52

22

216

Dg

mFr

l

l ⋅⋅⋅

⋅=

ρπ&

(2.41)

donde m& (kg/s) es el caudal másico total; ρl (kg/m3) es la densidad de la fase líquida; g (9.8 m/s2) es la

aceleración de la gravedad; y D2 (m) es el diámetro interior de la tubería.

La correlación de Shah presenta la ventaja de ser válida tanto para tubos horizontales como verticales aunque,

como en la anterior, también se han encontrado desviaciones importantes, del orden del 38% respecto a datos

experimentales.

En tercer lugar, en la tabla (2.4), aparece la correlación de Kandlikar (1990 y 1991). Esta ecuación es válida

para tubos horizontales y verticales, y consigue además reducir la desviación media a un 17.1% respecto a

datos reales.

Según esta correlación, el coeficiente de transmisión de calor por convección se obtiene mediante una

expresión del tipo que se muestra a continuación, ecuación (2.42).

( ) fl

CC

l

C

lc

TP FBoCFrCoCh

h⋅⋅+⋅⋅⋅= 452

31,

25

(2.42)

donde hc,l es el coeficiente de transmisión de calor por convección forzada para la fase líquida, dado por la

ecuación de Dittus-Boelter o, para más exactitud, por la ecuación de Petukhov o Gnielinski, ecuaciones (2.31)

y (2.34); Co es el número de convección, ecuación (2.39); Frl es el número de Froude referido a la fase

líquida, ecuación (2.41); Bo es el número de ebullición, ecuación (2.40); y Ffl es un parámetro que depende

del tipo de fluido utilizado ya que, como se observa en la tabla (4.2), esta correlación es válida para varios

fluidos.


96

Las constantes C1…5, dependen de si el fenómeno dominante es la ebullición convectiva forzada o la

ebullición nucleada. De hecho, lo que se suele hacer es evaluar la ecuación anterior en los dos regímenes y

coger el mayor valor del coeficiente de transmisión de calor hTP.

Por último se ha puesto la correlación de Gungor y Winterton, válida para tubos horizontales y verticales, y

para varios fluidos, además del agua. Esta correlación se basa en la misma idea que la correlación de Chen, es

decir, el coeficiente de transferencia de calor por convección forzada en flujo bifásico, hTP, viene dado por la

suma de dos términos: el coeficiente de transmisión de calor debido a la convección forzada, hFC, y el

coeficiente de transmisión de calor debido a la ebullición nucleada, hNB. Respecto a dicha correlación,

incorpora varias mejoras, como la validez para tuberías horizontales y verticales, así como mayor sencillez de

aplicación. Aunque la mayor ventaja es que consigue disminuir las desviaciones respecto a datos

experimentales. Así, para el agua en tuberías horizontales la desviación media se reduce al 12% (Gungor y

Winterton, 1986 y 1987)

De todas las correlaciones mostradas, la que finalmente se ha implementado en el modelo térmico del

receptor ha sido la de Gungor y Winterton, por su relativa sencillez y porque, en muchos casos da resultados

mejores (Rohsenow et al., 1998) que otras ecuaciones más complejas. Se describe a continuación dicha

correlación.

b.1. Correlación de Gungor y Winterton

Al igual que en la correlación de Chen, Gungor y Winterton consideraron que el coeficiente de transferencia

de calor desde la pared interior de la tubería al fluido bifásico, hTP, viene dado por la suma de dos términos,

tal como se indica en la ecuación (2.43). El coeficiente superficial de transferencia de calor por convección

forzada, hFC, y el coeficiente superficial de transferencia de calor debido a la ebullición nucleada, hNB.

NBFCTP hhh +=

(2.43)

El coeficiente de transferencia de calor por convección forzada se calcula mediante la ecuación (2.44).

( )F

Dk

k

c

D

xmh l

l

lpl

l

FC ⋅

⋅

⋅⋅

⋅⋅−⋅⋅

⋅=2

4.0

,

2

14023.0

µ

µπ&

(2.44)

donde m& (kg/s) es el caudal másico total; x es el título de vapor; µl (Pa·s) es la viscosidad dinámica del agua

líquida; D2 (m) es el diámetro interior de la tubería; cp,l (J/kg-K) es el calor específico a presión constante del

agua saturada; kl (W/m-K) es la conductividad térmica del agua líquida; y el parámetro F es el factor de

ebullición convectiva que se calcula de acuerdo con la ecuación (2.45).

86.016.14 37.1104.21 −⋅+⋅⋅+= ttXBoF

(2.45)


97

Xtt es el parámetro de Martinelli, que representa la razón entre los gradientes de presión de la fase líquida y la

fase gaseosa y Bo es el número de ebullición. Dichos parámetros se calculan de acuerdo con la ecuación

(2.46) y ecuación (2.40), que se vuelve a poner a modo de recordatorio.

1.05.09.0

11

⋅

⋅

−

=l

g

g

l

ttx

xX

µ

µ

ρρ

(2.46)

donde x es el título de vapor; ρl (kg/m3) es la densidad de la fase líquida; ρg (kg/m3) es la densidad de la fase

gaseosa; µg (Pa·s) es la viscosidad dinámica de la fase gaseosa; µl (Pa·s) es la viscosidad dinámica del agua

líquida;

lg

2212

4 hm

DqBo conv

⋅⋅

⋅⋅=

&

& π

(2.40, repetida)

donde convq12&

(W/m2) es el flujo de calor transmitido por convección, por unidad de superficie; D2 (m) es el

diámetro interior de la tubería; m& (kg/s) es el caudal másico total; y hlg (J/kg) es el calor latente de

vaporización.

De la ecuación del número de Bo, se deduce que en esta correlación va a ser necesario iterar: suponer

inicialmente un calor transmitido por convección. Con dicho calor, calcular el número de Bo y, a

continuación, el coeficiente de transmisión de calor por convección. Por último, recalcular el flujo de calor

por convección, comparar el valor obtenido con el valor supuesto y, si es necesario, iterar.

El coeficiente de transferencia de calor debido a la ebullición nucleada, hNB, se calcula de acuerdo con la

ecuación (2. 47).

( ) ( )( ) SqPmpprh convrNB ⋅⋅⋅−⋅⋅= −−⋅− 67.0

125.055.0

10log2.012.0( log55 10 &

ε

(2.47)

donde pr es la presión reducida (adimensional), que se obtiene de dividir la presión del fluido entre la presión

crítica; ε es la rugosidad interna de la tubería; Pm es el peso molecular del fluido (gr/mol); convq12&

(W/m2) es

el flujo de calor transmitido por convección, por unidad de superficie; y el parámetro adimensional S es el

factor de supresión de la ebullición nucleada, que se calcula de acuerdo con la ecuación (2.48).

( ) 117.126 Re1015.11−− ⋅⋅⋅+= lFS

(2.48)

F es el factor de ebullición convectiva, dado por la ecuación (2.37) y Rel es el número de Reynolds referido

sólo a la fase líquida, como se observa en la ecuación (2.49):


98

( )

⋅⋅−⋅⋅

=2

14Re

D

xm

l

l µπ&

(2.49)

donde m& (kg/s) es el caudal másico total; x es el título de vapor; ; µl (Pa·s) es la viscosidad dinámica del agua

líquida; y D2 (m) es el diámetro interior de la tubería.

Para el caso de tuberías horizontales, si el número adimensional de Froude es menor que 0.05, el factor de

ebullición convectiva, F, tiene que ser corregido de acuerdo con la ecuación (2.50).

( ) ( )lFr

ltt FrXBoF⋅−− ⋅⋅+⋅⋅+= 21.086.016.14 37.1104.21

(2.50)

El número de Froude viene dado por la ecuación (2.41), que se repite de nuevo aquí.

52

22

216

Dg

mFr

l

l ⋅⋅⋅

⋅=

ρπ&

(2.41, repetida)

donde m& (kg/s) es el caudal másico total; ρl (kg/m3) es la densidad de la fase líquida; g (9.8 m/s2) es la

aceleración de la gravedad; y D2 (m) es el diámetro interior de la tubería.

Se ha comprobado que el régimen de ebullición nucleada disminuye cuando existe una fina capa de líquido

humedeciendo la cara interna de los tubos absorbedores (configuración anular no estratificada), por ello es

lógico pensar que el coeficiente de transmisión de calor por convección se vea influido por la existencia de

una mayor o menor estratificación (Zarza, 2002). El número de Froude mide, en cierto modo, el grado de

estratificación de la fase líquida, por eso se toma su valor como referencia para aplicar la ecuación corregida

(2.43).

ii. Transmisión de calor por conducción a través del espesor del tubo absorbedor

La transmisión de calor por convección a través del espesor del tubo absorbedor viene dada por la ecuación

de Fourier particularizada para el caso de geometría cilíndrica, ecuación (2.51).

( ) ( )

−⋅⋅⋅=′

2

3

232323

ln

2

DD

TTk

mWq cond

π&

(2.51)

donde k23 (W/m-K) es la conductividad térmica del tubo a la temperatura media (T2+T3)/2; T3 (ºC) es la

temperatura de la pared exterior del tubo absorbedor; T2 (ºC) es la temperatura de la pared interior del

material absorbedor; D3 (m) es el diámetro exterior del tubo; y D2 (m) es el diámetro interior del tubo.


99

La conductividad térmica del tubo depende del tipo de acero utilizado. Como ya se dijo en el capítulo 1, el

acero que actualmente se utiliza es el A335 grado P22, cuya conductividad, para el rango de temperaturas de

trabajo que se van a utilizar en este estudio, permanece prácticamente constante e igual a 36 W/m-K

iii. Transmisión de calor del tubo absorbedor a la cubierta transparente

Los mecanismos de transmisión de calor entre el tubo absorbedor y la cubierta transparente son la convección

y la radiación. El mecanismo de transmisión de calor por convección depende de la presión existente en el

espacio interanular. Para bajas presiones (menores que 1 torr) la transmisión de calor se produce por

convección libre. Para presiones más altas (mayores que 1 torr) la transmisión de calor es por convección

natural. La transmisión de calor por radiación se produce por la diferencia de temperaturas entre la pared

exterior del absorbedor y la pared interior de la cubierta. Como se verá a continuación, el cálculo de dicha

transmisión de calor se ha simplificado, suponiendo que el vidrio es opaco a la radiación infrarroja (es decir,

no se han considerado reflexiones múltiples) y que las superficies son superficies grises.

a. Transmisión de calor por convección

La transmisión de calor por convección se define, de acuerdo con la ley de enfriamiento de Newton,

mediante la ecuación (2.52)

( ) ( )4333434 TTDhm


(2. 52)

donde h34 (W/m2-K) es el coeficiente de transmisión de calor por convección; D3 (m) es el diámetro exterior

de la tubería; T3 (ºC) es la temperatura de la pared exterior de la tubería; y T4 (ºC) es la temperatura de la

pared interior de la cubierta de vidrio.

En la determinación del coeficiente de convección, h34, entra en consideración lo visto al inicio de la sección:

si existe o no vacío en el espacio interanular. Lo normal es que exista vacío o cuasi-vacío, en cuyo caso, la

ecuación a aplicar sería la primera de las que se van a ver.

a.1. Vacío en el espacio interanular

Si existe vacío en el espacio interanular, la transmisión de calor se produce por convección libre. El

coeficiente de transmisión de calor, h34, se calcula de acuerdo con la ecuación (2.53) (Rohsenow et al., 1998)

( ) ( )

+⋅⋅+⋅

=1ln2 43

34

334

DDbDD

D

kh std

λ

(2.53)

donde kstd (W/m-K) es la conductividad térmica del gas en el espacio interanular a la presión y temperatura

estándar; D3 (m) es el diámetro exterior del tubo; y D4 (m) es el diámetro interior de la cubierta transparente;


100

b (adimensional) es el coeficiente de interacción; y λ (cm) es el camino libre medio entre colisiones de una

molécula. Estos dos últimos parámetros se calculan con las ecuaciones (2.54) y (2.55)

( ) ( )( )12

592

+⋅−⋅−

=γγ

a

ab

(2.54)

( ) ( )( )2

34 15,27320331,2δ

λ⋅

+⋅−=

aP

TE

(2.55)

donde a (adimensional) es el factor de acomodación;γ (adimensional) es la razón entre calores específicos del

gas en el espacio interanular. T34 es la temperatura media (T3+T4)/2; Pa es la presión en el espacio interanular

(mmHg); y δ es el diámetro molecular del gas en el espacio interanular (cm).

Para los cálculos que se van a realizar el factor de acomodación, a, se toma igual a 1. El diámetro anular del

gas, δ, dependerá del gas que haya en el espacio interanular. Si se considera aire, que es lo más común,

δ=3.53E-08.

La correlación anterior es válida para ( )( )43444

DDDRaD −≤ , aunque sobreestima ligeramente la

transmisión de calor en caso de presiones muy bajas (<0.0001 torr).

a.2. Presión en el espacio interanular

En caso de que se pierda el vacío en el espacio interanular, el mecanismo de transmisión de calor se produce

por convección natural. Se usa entonces la correlación de Raithby y Holland’s, para convección natural en el

espacio interanular de dos cilindros horizontales, ecuación (2.56) (Rohsenow et al., 1998)

( ) ( ) ( )( )( )( ) 4

5

53

43

41

3434433434

1

Pr861.0Pr425.23

DD

RaTTk

mWq

D

conv

+

+⋅⋅−⋅⋅=′&

(2.56)

donde k34 (W/m-K) es la conductividad térmica del gas en el espacio interanular a la temperatura media

(T3+T4)/2; T3 (ºC) es la temperatura de la pared exterior del tubo absorbedor; T4 (ºC) es la temperatura de la

pared interior de la cubierta; Pr34 (adimensional) es el número de Prandtl; RaD3 (adimensional) es el número

de Rayleigh, para el diámetro D3; D3 (m) es el diámetro exterior del tubo; y D4 (m) es el diámetro interior de

la cubierta transparente;

El número de Rayleigh se define de acuerdo con la ecuación (2.57):


101

( )υα

β⋅

⋅−⋅⋅=

3343

3

DTTgRaD

(2.57)

En la fórmula anterior, g (9.8 m/s2)es la aceleración de la gravedad; β (1/K)es el coeficiente de expansión

térmica; α (m2/s) es la difusividad térmica; y ν (m2/s) es la viscosidad cinemática.

b. Transmisión de calor por radiación

El cálculo de la transmisión de calor por radiación entre la pared exterior del tubo y la pared interior de la

cubierta se estima mediante la ecuación (2.58), fórmula convencional de transmisión de calor por radiación

entre tubos concéntricos (Chapman, 1984), suponiendo que son superficies grises y que el cristal es opaco a

la radiación térmica, como ya se dijo al principio de esta sección.

( ) ( )( )

⋅⋅−+

−⋅⋅⋅=′

43

34

3

44

433

34 11D

D

TTD

mWq rad

εε

ε

πσ&

(2.58)

donde σ (5.67 W/m2-K4) es la constante de Stefan-Boltzmann; D3 (m) es el diámetro exterior del tubo; y D4

(m) es el diámetro interior de la cubierta transparente; T3 (K) es la temperatura de la pared exterior del tubo

absorbedor; T4 (K) es la temperatura de la pared interior de la cubierta; ε3 es la emisividad de la superficie

selectiva del tubo absorbedor; y ε4 es la emisividad de la cubierta.

La emisividad de la cubierta es un valor conocido y que suele variar poco de unos modelos de colector a otro.

Para el rango de temperaturas a las que trabaja la cubierta, dicho valor se puede considerar constante e igual a

ε4 = 0.86.

La emisividad de la superficie selectiva de la cubierta es un valor clave en el rendimiento del colector y,

como se vio en el capítulo anterior, es uno de los parámetros que se trata de optimizar con los nuevos

absorbedores. La razón de su importancia se basa en que la cubierta selectiva es precisamente la superficie

que se encuentra a más temperatura de todo el colector, por lo que minimizar su emisividad térmica supone

minimizar las pérdidas térmicas del colector.

Para el estudio que se va a hacer, se va a considerar el valor de emisividad medido en tubos de colectores

cilindro parabólicos pertenecientes a la PSA, ecuación (2. 59) (Zarza, 2006a).

( ) 04795.0º0002331.03 +⋅= CTε

(2.59)

iv. Transmisión de calor por conducción a través de la cubierta transparente

Debido a que la pared interna de la cubierta transparente está más caliente que la pared externa, se va a

producir una transmisión de calor a lo largo del espesor de la cubierta, que viene dada por la ecuación (2.60).


102

( ) ( )

−⋅⋅⋅=′

4

5

544545

ln

2

DD

TTk

mWq cond

π&

(2.60)

donde k45 (W/m-K) es la conductividad térmica de la cubierta a la temperatura media (T4+T5)/2; T4 (ºC) es la

temperatura de la pared interior de la cubierta; T5 (ºC) es la temperatura de la pared exterior de la cubierta;

D5 (m) es el diámetro exterior de la cubierta; y D4 (m) es el diámetro interior de la cubierta.

Para la conductividad térmica de la cubierta, se ha tomado el valor correspondiente al vidrio pirex:

k45=1.04W/m-K (Chapman, 1984)

v. Transmisión de calor de la cubierta transparente a la atmósfera

Desde la cubierta transparente se pierde calor, por convección al ambiente y por radiación al cielo

equivalente. La transmisión de calor por convección puede ser natural o forzada, dependiendo de la velocidad

del viento. Las pérdidas por radiación ocurren por la diferencia de temperatura entre el colector y el cielo

equivalente.

a. Transmisión de calor por convección

Las pérdidas de calor por convección pueden llegar a ser muy importantes, sobre todo si hay viento. En

general, dichas pérdidas vendrán dadas por la ecuación (2.61):

( ) ( )6555656 TTDhm


(2.61)

El coeficiente de transmisión de calor por convección se calcular a partir del número de Nusselt

correspondiente, ecuación (2.62).

5

5656 5 D

kNuh D ⋅=

(2. 62)

Como se va a ver a continuación, la correlación para el cálculo del número de Nusselt dependerá de si la

transmisión de calor es por convección natural (no viento) o forzada (con viento)

a.1. Caso de que no exista viento

Si no hay viento, la transmisión de calor por convección entre la cubierta de cristal y el ambiente será

convección natural. En este caso, para estimar el número de Nusselt, se utilizará la correlación desarrollada

por Churchill y Chu, ecuación (2.63) (Incropera y DeWitt, 2006).


103

( )[ ]

2

27816956

6,1

Pr559,01

387,060,0 5

5

+

⋅+= D

D

RaNu

(2.63)

donde RaD5 (adimensional) es el número de Rayleigh, para el diámetro D5; Pr56 (adimensional) es el número

de Prandtl;

El número de Rayleigh se define de acuerdo con la ecuación (2.64):

( )( )5656

3565

5 ναβ

⋅⋅−⋅⋅

=DTTg

RaD

(2.64)

En la fórmula anterior, g (9.8 m/s2) es la aceleración de la gravedad; β (1/K)es el coeficiente de expansión

térmica; α (m2/s) es la difusividad térmica; y ν (m2/s) es la viscosidad cinemática.

El número de Prandtl se define de acuerdo con la ecuación (2.65)

56

5656Pr

αν

=

(2.65)

Esta correlación es válida para 125 10105<< DRa y supone como hipótesis que se trata de un cilindro largo,

horizontal e isotermo. Todas las propiedades del fluido se determinan a la temperatura media de película

(T5+T6)/2.

a.2. Caso de que exista viento

Cuando hay viento, el mecanismo de transmisión de calor entre la cubierta y el ambiente será la convección

forzada. El número de Nusselt, en este caso, se determina con la correlación de Zhukauskas, para convección

forzada de un flujo externo y normal a un cilindro isotermo, ecuación (2.66) (Incropera y DeWitt, 2006).

41

5

66 Pr

PrPrRe

55

⋅⋅⋅= nm

DD CNu

(2.66)

con: ReD C m

1-40 0.75 0.4

40-1000 0.51 0.5

1000-200000 0.26 0.6

200000-1000000 0.076 0.7


104

La constante n dependerá del número de Prandtl:

10Pr para 36.0

10Pr para 37.0

>=

≤=

n

n

Esta correlación es válida para 500Pr7.0 6 << y 65 10Re1 << D

. Todas las propiedades del fluido se evalúan

a la temperatura atmosférica, T6, excepto Pr5, que se evalúa a la temperatura de la pared exterior de la

cubierta de vidrio.

b. Transmisión de calor por radiación

Las pérdidas de calor por convección se producen por la diferencia de temperaturas entre la cubierta de vidrio

y el cielo. Para simplificar esta transmisión de calor, se supone que la cubierta es un objeto gris convexo

embebido en una gran cavidad negra: el cielo. De esta forma, la transmisión de calor se define de acuerdo

con la ecuación (2.67):

( ) ( )47

455557 TTD

mWq rad −⋅⋅⋅=′ επσ&

(2.67)

Donde σ (5.67 W/m2-K4) es la constante de Stefan-Boltzmann; D5 (m) es el diámetro exterior de la cubierta;

T5 (K) es la temperatura de la pared exterior de la cubierta; T7 (K) es la temperatura del cielo equivalente,

que se suele suponer 8ºC-10ºC por debajo de la ambiente; ε5 es la emisividad de la superficie exterior de la

cubierta.

vi. Absorción de la radiación solar

Como ya se ha dicho al inicio del apartado 2.4.1., los fenómenos de absorción, tanto en el tubo absorbedor

como en la cubierta transparente, son tratados como flujos de calor, aunque en realidad son fenómenos

volumétricos. Esta suposición permite simplificar los cálculos, y el error que introduce es muy pequeño. La

absorción de la radiación se produce fundamentalmente en el tubo absorbedor, que ha sido diseñado

específicamente para ello. Una pequeña proporción de la radiación, sin embargo, es absorbida por la cubierta

transparente, provocando un incremento de temperatura en la misma.

En ambos casos, la radiación solar que incidente va a ser ya radiación solar concentrada procedente del

espejo. Para caracterizar dicha radiación se utilizará, en uno y otro caso, el término ( )m

Wqsi′& .

a. Absorción de la radiación solar en la cubierta transparente

La absorción de la radiación solar en la cubierta transparente vendrá dada por la ecuación (2.68):

( ) siglassmirrorSolAbs qKq ′⋅⋅⋅=′ && αρθ5

(2.68)


105

donde K(θ) es el modificador del ángulo de incidencia; ρmirror es la reflectividad del espejo; y αglass es la

absortividad de la cubierta transparente.

( )m

Wqsi′& es el flujo de radiación solar concentrada incidente en la cubierta transparente, y se define de

acuerdo con la ecuación (2.69)

( ) collectorcollector

si WidthDNIDD

WidthDNI

mWq ⋅=⋅

⋅=′ 5

5

&

(2. 69)

b. Absorción de la radiación solar en el tubo absorbedor

El flujo de radiación solar incidente en el tubo absorbedor vendrá dado por la ecuación (2.70)

( ) siabsglassmirrorSolAbs qKq ′⋅⋅⋅⋅=′ && ατρθ3

(2.70)

donde K(θ) es el modificador del ángulo de incidencia; ρmirror es la reflectividad del espejo; τglass es la

transmisividad de la cubierta; y αabs es la absortividad del tubo absorbedor. El producto de los cuatro

parámetros anteriores, es lo que se ha definido en la ecuación (2.12) como rendimiento óptico, que se vuelve

a poner a continuación a modo de recordatorio:

ατγρη ⋅⋅⋅=opt

(2.12, repetida)

Al igual que en el caso de la absorción en la cubierta, ( )m

Wq si′& es el flujo de radiación solar concentrada

incidente en el tubo absorbedor, y se define de acuerdo con la ecuación (2.71)

( ) collectorcollector

si WidthDNIDD

WidthDNI

mWq ⋅=⋅

⋅=′ 3

3&

(2. 71)

Se observa que en ambos casos el flujo de radiación solar concentrada por unidad de longitud ( )m

Wq si′&

coincide. Esta igualdad no se cumpliría si en lugar de flujos por unidad de longitud se hubieran considerado

flujos por unidad de superficie.


106

vii. Pérdida de calor a través de los soportes

Se vio en el tema anterior que el receptor se mantiene en la línea focal mediante unos brazos soporte que van

desde la estructura del colector hasta el tubo absorbedor. Estos brazos se colocan en la unión entre tubos

elementales de receptor (En inglés, Heat Collector Element, HCE), cada 4 metros aproximadamente, y

sujetos directamente al tubo absorbedor, tal y como aparece en la figura (2.12)

Figura 2. 12. Unión brazo soporte y tubo receptor en un colector cilindro parabólico

Pues bien, a través de estos elementos va a haber una pérdida de calor por conducción, que finalmente se va a

perder por convección al ambiente. Para modelar las pérdidas por convección del soporte al ambiente, se

supone que este es una aleta infinita a una temperatura en la base 10 grados por debajo de la temperatura de

la pared exterior del absorbedor, T3, en el punto donde se une el brazo soporte. La justificación de tomar una

temperatura 10 grados inferior a la temperatura de la pared del tubo se encuentra en las pérdidas de calor en

la distancia entre la unión soporte-tubo y el área transversal mínima que se supone que es la base de la aleta

(5 centímetros aproximadamente, de los cuales 4 cm son aislante).

La pérdida de carga a través del soporte se estima por tanto con la ecuación (2.72)

( ) ( )HCE

basebcsbbb

bracketcond L

TTAkPh

mWq 6,

,

−⋅⋅⋅⋅=′&

(2.72)

donde bh (W/m2-K) es el coeficiente medio de convección del soporte; Pb (m) es el perímetro del soporte; kb

(W/m-K) es el coeficiente de conducción; Acs,b (m2) es el área de la sección transversal mínima del soporte;

Tbase (ºC) es la temperatura en la base del soporte; T6 es la temperatura ambiente; LHCE (m) es la longitud del

tubo receptor elemental.

Los datos concretos que se han utilizado en el modelo son:


107

- Perímetro efectivo para la transmisión de calor: Pb = 0.2032 m.

- Área de la sección transversal mínima del soporte: Acs,b = 0.00016129 m2

- Coeficiente de conducción para el acero al carbono a 600K: kb = 48 W/m-K.

El coeficiente medio de convección del soporte bh depende de la velocidad del viento. Si no hay viento

(vwind < 0.1 m/s), el coeficiente de convección se estima con la correlación de Churchill y Chu descrita en la

sección v de este mismo apartado. En caso de que exista viento (vwind > 0.1 m/s) el coeficiente de convección

se estima con la correlación de Zhukauskas’, del mismo apartado. En ambos casos, el diámetro efectivo que

se utiliza es Db = 0.0508 m, y la temperatura media isoterma de la cubierta se estima como (Tbase+T6)/3. Esta

estimación se basa en la intuición, pero ha sido corroborada por resultados experimentales (Forristall, 2003).

2.4.1. Balance energético a lo largo de la longitud del receptor

El modelo del colector se completa con un balance energético a lo largo de la longitud del colector. Para ello,

el tubo receptor se divide en “N” segmentos de igual longitud, como el que aparece en la figura (2.13), y se

supone que existe continuidad en las temperaturas, de un segmento al siguiente.

Figura 2.13. Balance energético en sentido longitudinal a unos de los segmentos en que se divide el tubo receptor

Se supone que los flujos de calor en dirección radial son uniformes y normales a las superficies para cada

segmento de colector. Dichos flujos de calor son evaluados a la temperatura media de cada segmento, entre

entrada y salida: (Tin,i+Tout,i)/2. Se supone asimismo que la temperatura a lo largo de cada segmento varía de

forma prácticamente lineal y que el coeficiente de conducción, tanto en el tubo de acero con en el vidrio se

mantiene constante. De esta forma, los términos de conducción a la entrada y salida de cada elemento se

cancelan, y únicamente en el caso del fluido que circula por el interior del tubo (agua-vapor) se producirá una

transmisión de calor en sentido longitudinal. Con estas hipótesis, aplicando la ecuación de conservación de la

energía (Kenneth, 2001), en estado estacionario, al segmento “i”, se tiene la ecuación (2.73).


108

+−

+⋅+⋅′′=outiini

ii vhvhmAq,

2

,

2

2

1

2

10 &&

(2.73)

donde iq ′′& (W/m2) es el flujo neto de calor por unidad de área que recibe el segmento considerado; Ai (m

2) es

el área circunferencial del segmento considerado; m& (kg/s) es el caudal másico del fluido (agua-vapor); h

(J/kg) es la entalpía del fluido (agua-vapor); y v (m/s) es la velocidad media de masa.

En la ecuación (2.73), se ha tenido en cuenta el efecto de la energía potencial, porque se supone que el

receptor no va a estar inclinado.

El flujo neto de calor por unidad de área vendrá dado por la potencia incidente menos las pérdidas térmicas,

ecuación (2.74):

iiHeatLossiiSolarAbsii AqAqAq ⋅′′+⋅′′=⋅′′ ,, &&&

(2.74)

El flujo de calor absorbido se refiere tanto a la absorción en el tubo como la absorción en la cubierta,

ecuación (2.75):

iiHeatLossiiSolarAbsii AqAqAq ⋅′′+⋅′′=⋅′′ ,, &&&

(2.75)

En la ecuación (2.69) se puede introducir los flujos de calor por unidad de longitud definidos en el apartado

anterior, ecuación (2.76):

iiHeatLossiiSolarAbsii LqLqAq ⋅′+⋅′=⋅′′ ,, &&&

(2.76)

donde Li (m) es la longitud del segmento considerado.

Las pérdidas de calor incluyen la pérdida de calor por radiación desde la cubierta al cielo equivalente, la

pérdida de calor por convención desde la cubierta al ambiente, y la pérdida de calor por conducción a través

de los soportes. Empleando los flujos de calor por unidad de longitud definidos en el apartado anterior, las

pérdidas de calor se expresan mediante la ecuación (2.77)

itotalportcondiiconviiradiiLossHeat qLqLqAq ,_sup_,56,57,_ &&&& +⋅′+⋅′=⋅′′

(2.77)

El último término de pérdidas a través de los soportes, tiene en cuenta todos los soportes que haya en la

longitud de segmento considerada, ecuación (2.78):

iportcondiitotalportcond qnq ,sup_,_sup_ && ⋅=

(2.78)


109

Si se introduce la ecuación (2.70) y (2.71) en la ecuación de conservación de la energía, resulta la ecuación

(2.79):

( ) ( ) itotalportcondoutiinioutiiniiiconviradSolAbsSolAbs qvvhhmLqqqq ,_sup_2

,2

,,,,56,5753 2

1

2

10 &&&&&& −

−+−⋅+⋅′−′−′+′=

(2.79)

En la ecuación anterior, se puede despejar la entalpía de salida del segmento considerado, ecuación (2.80):

( )i

itotalportcond

outiiniiconviradSolAbsSolAbs

i

inioutim

qvvqqqq

m

Lhh

,_sup_2,

2,,56,5753,, 2

1

2

1 &&&&&

&

−

−+′−′−′+′⋅+=

(2.80)

Como las condiciones de entrada al colector son conocidas, en el modelo se irán calculando las condiciones

de salida de los diferentes segmentos, en base a las de entrada, iniciando el cálculo en el primer segmento del

colector. Las condiciones de salida de un segmento serán las de entrada del segmento siguiente.

Las correlaciones para el cálculo de la pérdida de presión a lo largo del colector dependerá de si se trata de

fluido monofásico (agua precalentada o vapor sobrecalentado) o bifásico (mezcla agua-vapor).

i. Pérdida de presión para fluido monofásico (agua precalentada o vapor sobrecalentado)

En el caso de fluido monofásico, se utilizará la ecuación de Darcy-Weisbach, ecuación (2.81):

iave

csi

iD

AmLf

P,2

2

2 ρ⋅⋅

⋅⋅

=∆

&

(2.81)

Li es la longitud del segmento considerado; m& es el caudal de agua-vapor que circula por el segmento; Acs es

el área de la sección transversal recta; D2 es el diámetro interior del tubo absorbedor; ρave,i es la densidad

media del fluido en el segmento considerado; y f es el factor de fricción que, para tuberías rugosas –que será

lo normal en los tubos receptores- se estima mediante la ecuación (2.33), que se vuelve a poner a modo de

recordatorio:

⋅+⋅−=

f

DLog

fiaveD ,,2

Re

51,2

7,32

1 2

ε

(2.33, repetida)


110

ii. Pérdida de presión para un fluido bifásico (mezcla agua-vapor)

Al igual que en el caso del coeficiente de transmisión de calor, existen en la bibliografía diversas

correlaciones para estimar la pérdida de carga en la zona de flujo bifásico, como la correlación propuesta por

Martinelli y Nelson (1948), la de Thom (1964) y la de Friedel (1979). De acuerdo con las investigaciones

llevadas a cabo durante el proyecto DISS (Eck, 2005), la correlación que mejor se adapta a los resultados

experimentales obtenidos, es la de Friedel. Se describe a continuación dicha correlación, que es la que

finalmente se eligió para el modelo termofluidodinámico.

La correlación de Friedel considera que la caída de presión del flujo bifásico será igual a un coeficiente

multiplicador de flujo bifásico por la caída de presión de la fase líquida, es decir, considerando un elemento

de tubo colector, la ecuación (2.82).

iliqibif PRP ,, ∆⋅=∆

(2.82)

R es el multiplicador de flujo bifásico y ∆Pliq,i es la caída de presión de la fase líquida, que viene dada por la

ecuación (2.75), en la sección justo anterior. El valor del coeficiente de fricción se calcularía a partir de la

ecuación (2.33), también puesta en el apartado anterior.

De acuerdo con la correlación, el coeficiente multiplicador de flujo, R, se calcularía de acuerdo con las

ecuación (2.83).

( ) 034.0047.0

89.022.08.0

24.0685.0 1143.3 −− ⋅⋅

−⋅

⋅

⋅−⋅⋅+= l

l

g

l

g

g

l WeFrxxARµ

µ

µ

µ

ρρ

(2.83)

A es una variable de cálculo, ecuación (2.84).

( )lg

gl

f

fxxA

⋅

⋅⋅+−=ρ

ρ221

(2.84)

Fr es el número de Froude, ecuación (2.44) y que se vuelve a poner aquí a modo de recordatorio:

52

22

216

Dg

mFr

l ⋅⋅⋅

⋅=

ρπ&

(2.44, repetida)

Por último, Wel es el número de Weber, ecuación (2.85).


111

l

lD

mWe

ρσπ ⋅⋅⋅

⋅=

32

2

216 &

(2.85)

donde x es el título de vapor; ρl (kg/m3) es la densidad de la fase líquida; ρg (kg/m3) es la densidad de la fase

vapor; µl (Pa·s) es la viscosidad dinámica de la fase líquida; µg (Pa·s) es la viscosidad dinámica de la fase

vapor; fg es el coeficiente de fricción si todo el caudal fuese vapor; fl es el coeficiente de fricción si todo el

caudal fuese líquido; m& (kg/s) es el caudal másico total del flujo bifásico; g (9.8 m/s2) es la aceleración de

la gravedad; D2 (m) es el diámetro interior del tubo absorbedor; σ (N/m) es la tensión superficial de las fases

líquido y vapor.

Para valores altos del título de vapor en las ecuaciones anteriores, se pueden obtener valores de caída de

presión del flujo bifásico que son superiores a los de flujo monofásico de vapor con el mismo caudal, ∆Pgas,i.

Es por ello que el modelo impone que esta caída de presión como un límite superior, de forma que si la caída

de presión bifásica excede la monofásica de vapor, se toma esta última como valor para la caída de presión en

dicho tramo, ecuación (2.86).

iaveg

csig

igasibifD

AmLf

PP,,2

2

,, 2 ρ⋅⋅

⋅⋅

=∆≤∆

&

(2.86)

2.4.2. Balance exergético del colector cilindro parabólico

Una vez obtenido el modelo energético del colector, el modelo exergético se puede establecer de forma muy

sencilla. Como lo que se va a cuantificar en los análisis de sensibilidad del apartado (2.6) son rendimientos

exergéticos globales del tubo receptor, no se ha hecho un estudio minucioso de la exergía asociada a cada

uno de los calores expuestos en los apartados anteriores, sólo se ha contabilizado la exergía de la radiación

solar incidente y la exergía asociada a la corriente agua-vapor que circula por el tubo, que son los valores que

van a intervenir en la determinación del rendimiento exergético.

La importancia del balance exergético radica en que proporciona un tipo de información que no se puede

obtener mediante un balance energético, basado sólo en transmisiones de calor. La exergía nos informa sobre

cómo de buena es dichas transmisión de calor; además, no sólo tiene en cuenta el incremento de temperatura

del fluido. También tiene en cuenta su pérdida de presión conforme se va desplazando a lo largo del colector.

i. Exergía de la radiación solar

La exergía de la radiación solar es un tema que ha sido objeto de numerosos estudios, como los de Petela

(1964), Parrot (1978) y los de Bejan (1997).

La exergía de la radiación solar térmica se puede calcular de acuerdo con la fórmula de Petela (1964).

Siguiendo sus argumentos, la exergía de la radiación de un cuerpo negro, a una temperatura T viene dada por

la ecuación (2.87).


112

( )

⋅+⋅−⋅⋅=4

0040 3

1

3

41,

T

T

T

TTTTExblackbody σ

(2.87)

donde T es la temperatura del cuerpo negro que emite la radiación; T0 es la temperatura ambiente (~300 K); y

σ (5.67 W/m2-K4) es la constante de Stefan-Boltzmann.

Si se particulariza la ecuación anterior para el caso de la radiación solar, la temperatura del Sol, considerado

como un cuerpo negro es: Ts = 5780 K. Este valor de Ts es el que se ha utilizado en la ecuación (2.88)

( )

⋅+⋅−⋅⋅=

4

0040 3

1

3

41,

ss

sssT

T

T

TTTTEx σ

(2.88)

Como el colector cilindro parabólico sólo puede concentrar la radiación solar directa, la exergía, es decir, el

trabajo útil máximo que se podría obtener de este colector, debe tener en cuenta el carácter direccional de

este tipo de radiación. Este efecto fue determinado por Parrot (1978), resultando la ecuación (2.89)

( )

⋅+−⋅⋅−⋅=

4

0410

, 3

1cos1

3

41

ss

bsT

T

T

TDNIEx δ

(2.89)

donde DNI (W/m2) es la radiación solar directa incidente ; Ts es la temperatura equivalente del Sol,

considerado como un cuerpo negro (~ 5780 K); T0 es la temperatura ambiente (~300 K); y δ es el semi-

ángulo subtendido por el disco solar (δ~0.0047 rad, es un día claro).

En la ecuación anterior, el término entre corchetes es el porcentaje de disponibilidad del Sol, que decrece a

medida que el semi-ángulo δ se incrementa, es decir, a medida que la radiación solar tiene menos carácter

direccional:

996.0 directa)solar (radiación 0047.0 , =→=DNI

Ex bsδ

931.0 difusa)solar (radiación 2, =→=

d

ds

I

Exπδ

donde Exs,d es la exergía de la radiación solar difusa e Id es la radiación solar difusa. La última fórmula se ha

obtenido suponiendo que la radiación solar difusa es un caso límite de la radiación solar directa, para un

ángulo de dispersión de 90º.


113

En cualquier caso, comparando con la potencia térmica que suministran otros combustibles, lo que sí queda

claro es que el Sol es una fuente energética de gran calidad. Dicho de otra forma: el contenido exergético del

Sol es muy importante.

ii. Exergía en la corriente de fluido que circula a través del tubo absorbedor

Como se ha visto en el apartado 2.4.1, el balance energético a lo largo de la longitud del receptor, permite

obtener la entalpía de salida en cada uno de los elementos en que se divide el tubo. Con ello, quedan

caracterizadas las propiedades termodinámicas del agua-vapor a la entrada y salida de cada uno de los tubos

elementales considerados. También se ha visto como obtener las velocidades y presiones del caudal a lo

largo del tubo.

Pues bien, conocidas todas estas propiedades, el cálculo de la exergía de la corriente es inmediato. Para un

cilindro elemental, i, las exergías de entrada, Exi,in, y salida Exi,out, del cilindro vendrán dadas por las

ecuaciones (2.90) y (2.91).

( )2

2,

0,00,,ini

iniiniini

vssThhEx +−⋅−−=

(2.90)

( )2

2,

0,00,,outi

outioutiouti

vssThhEx +−⋅−−=

(2.91)

donde hi,in y hi,out son las entalpías de entrada y salida del elemento (J/kg); si,in y si,out son las entropías de

entrada y salida del elemento (J/kg-K); vi,in y vi,out son las velocidades de entrada y salida del elementos (m/s).

Por tratarse el agua-vapor de un fluido compresible, tanto la entalpía como la exergía serán función de la

temperatura y presión. Para el modelo, todas las propiedades termodinámicas del agua-vapor se van a

determinar de acuerdo con el IAPWS (International Association for the Properties of Water and Steam,

http://www.iapws.org/ ).

El subíndice cero hace referencia al estado muerto, es decir, el punto en el que el sistema considerado y el

ambiente están en equilibrio térmico y mecánico. Esto sucede para velocidad nula, energía potencial mínima,

presión atmosférica y temperatura igual a 298 K:

=

=

=

min,

0

0

0

0

298

1

pE

v

KT

atmP


114

2.5. Rendimiento global de un colector cilindro parabólico

Como consecuencia de las pérdidas ópticas, térmicas y geométricas que existen en el colector cilindro

parabólico, no toda la potencia solar incidente se va a transformar en potencia térmica útil en el fluido, sino

que el proceso presentará un determinado rendimiento. La definición de rendimiento no es única, sino que

depende de lo que se considere entrada y salida del proceso.

En un colector cilindro parabólico, podemos definir cuatro tipos de rendimiento:

- Rendimiento global, ηglobal

- Rendimiento óptico pico, ηopt,0º

- Rendimiento térmico, ηth

- Rendimiento exergético, ηex

Se explica a continuación, con más detalle, cada uno de ellos.

a. Rendimiento global de un colector cilindro parabólico

El rendimiento global del colector considera todos los tipos de pérdidas: ópticas, térmicas y geométricas y se

definen por tanto como el cociente entre la potencia térmica útil y la potencia solar incidente sobre el colector,

ecuación (2.92).

collectorsunincident

fluidcollectorgain

globalQ

Q

→

→=,

,

&

&

η

(2.92)

La potencia solar incidente sobre el plano de apertura del concentrador viene dado por la ecuación (2.93):

( )θcos, ⋅⋅=→

DNIAQ ccollectorsunincident&

(2.93)

donde collectorsunincidentQ

→,& es la potencia radiante en la apertura del concentrador (W); Ac es el área de apertura

del concentrador (m2); DNI es la radiación solar directa (W/m2) y θ, el ángulo de incidencia (grados).

Es importante decir en este punto que, para calcular el área de apertura de colector irradiada, sólo se va a

considerar el área real de espejos. Es decir, no se consideran los intersticios entre módulos adyacentes. Así,

por ejemplo, para el colector Eurotrough, la longitud del módulo es 12.27 metros, mientras que la longitud de

espejo es 11.9 metros. Es importante hacer esta consideración porque el área total puede llegar a ser hasta un

1.5% mayor que el área de espejo, diferencia que en el rendimiento sería todavía más notable.


115

La forma más general de calcular la potencia térmica útil suministrada por el colector es en términos del salto

entálpico que experimenta el fluido a su paso por el tubo receptor, ecuación (2.94):

( )inoutfluidcollectorgain hhmQ −⋅=→

&&,

(2.94)

donde fluidcollectorgainQ

→,& es la potencia térmica útil que se lleva el fluido de trabajo (W); m& es el caudal másico

(kg/s); hin y hout son las entalpías específicas del fluido a la entrada y salida del colector (J/kg).

La ecuación (2.94) es la que se emplea para calcular la potencia térmica útil de un colector en

funcionamiento, en el que podemos medir caudal y condiciones térmicas del fluido a la entrada y salida del

mismo. En la sección (c) de este mismo apartado se verá cómo calcular la potencia térmica útil en una etapa

previa, de diseño del campo solar, cuando las propiedades del fluido a su paso por el colector no son

conocidas.

b. Rendimiento óptico pico y modificador del ángulo de incidencia de un colector cilindro

parabólico

El rendimiento óptico pico ya se ha analizado en la sección (2.2.1), al hablar de las pérdidas ópticas. Es el

rendimiento que tiene en cuenta, para ángulo de incidencia nulo, el efecto de los siguientes factores:

reflectividad de los espejos, factor de interceptación (que contabiliza toda la radiación reflejada que, por

causas diversas, no llega al receptor), transmisividad de la cubierta transparente y absortividad del tubo.

También se dijo en el mismo apartado que este rendimiento varía principalmente por el grado de

ensuciamiento del colector. Se pone a continuación la ecuación del rendimiento óptico pico, a modo de

recordatorio:

º0=⋅⋅⋅=

θατγρη

picoopt

(2.13, repetida)

Para contabilizar todas las pérdidas ópticas y geométricas para un ángulo de incidencia no nulo, se utiliza el

modificador del ángulo de incidencia, K(θ): pérdidas geométricas de final de colector, pérdidas por sombras

de los brazos soporte e influencia del ángulo de incidencia en la absortividad, transmisividad y reflectividad

de los espejos. El modificador del ángulo de incidencia se da en forma de polinomio, y depende modelo de

colector. Como ya se ha dicho, esta tesis se va a utilizar la expresión del modificador del ángulo de

incidencia para el colector Eurotrough, ecuación (2.16).

c. Rendimiento térmico de un colector cilindro parabólico

El rendimiento térmico contabiliza todas las pérdidas térmicas que tienen lugar en el colector. Este

rendimiento depende directamente de la temperatura de trabajo del tubo absorbedor, de modo que sería del

100% para una temperatura del absorbedor igual a la temperatura del cielo.

La relación entre los rendimientos hasta ahora descritos viene dada por la ecuación (2.95):


116

( ) thoptglobal K ηθηη ⋅⋅= º0,

(2.95)

En la figura (2.14) se muestra de forma esquemática el balance energético en un colector cilindro parabólico,

con el significado gráfico de cada uno de los rendimientos y el modificador del ángulo de incidencia.

Figura 2.14. Diagrama de pérdidas y rendimientos en un colector cilindro parabólico

Desde un punto de vista práctico y teniendo en cuenta el balance de energía representado en la figura (2.10),

la potencia térmica útil que nos proporciona el colector, se puede expresar en función de la radiación solar

directa que incide sobre él, el área del colector, el coseno del ángulo de incidencia y los rendimientos

parciales vistos anteriormente, según se muestra en la ecuación (2.96):

( ) ( ) ethoptcglobalcollectorsunincidentfluidcollectorgain FKDNIAQQ ⋅⋅⋅⋅⋅⋅=⋅=→→

ηθηθη º0,,, cos&&

(2.96)

Si se usa la expresión de las pérdidas térmicas que se vio en el apartado (2.3), en lugar de la de rendimiento

térmico, la ecuación (2.98) se transforma en la ecuación (2.97)

( ) ( ) ambcollectorlosseoptcglobalcollectorsunincidentfluidcollectorgain QFKDNIAQQ →→→−⋅⋅⋅⋅⋅=⋅= ,º0,,, cos θηθη&&

(2.97)

La ecuación (2.97) es la que se emplea en la fase de diseño del campo de colectores cilindro parabólicos, ya

que a partir de parámetros conocidos del colector (Ac, ηopt,0º, K(θ), Fe) y de las condiciones de contorno

previstas para el punto de diseño (DNI, θ, Tamb) se puede predecir la potencia térmica útil que dará el colector.

Debido a la falta de una normativa internacional en la definición del balance de energía, hay autores que

incluyen el coseno del ángulo de incidencia dentro del modificador del ángulo de incidencia, con lo cual, la

expresión “cos(θ)” desaparece de la expresión (2.96) y (2.97).


117

Tal es el caso del modificador del ángulo de incidencia del colector Eurotrough, ecuación (2.16), que se

vuelve a poner a modo de recordatorio:

( ) ( ) θθθθ ⋅⋅−⋅⋅−= −− 04205 1025097,510859621,2cosK

(2.16, repetida)

Como se observa, el coseno del ángulo de incidencia aparece en la expresión del modificador del ángulo de

incidencia, por lo que, a la hora de calcular la potencia térmica útil, no se incluirá el coseno del ángulo de

incidencia.

d. Rendimiento exergético de un colector cilindro parabólico

En el punto (2.4.2), se ha visto el balance exergético al colector cilindro parabólico y su interés a la hora de

hacer un análisis termofluidodinámico al colector. El último punto queda por ver es cómo calcular su

rendimiento. Pues bien, el rendimiento exergético se calcula de forma similar al rendimiento global

(energético) que se ha visto en la sección (a) de este mismo apartado, ecuación (2.94). El rendimiento

exergético viene dado por la ecuación (2.98).

collectorsunincident

fluidcollectorgain

exergéticoxE

xE

→

→=,

,

&

&

η

(2.98)

La exergía útil que se lleva la corriente de agua-vapor se calcula mediante el incremento de exergía que

experimenta la corriente de agua-vapor a su paso por el colector, ecuación (2.99).

( )inoutfluidcollectorgain ExExmxE −⋅=→

&&,

(2.99)

donde fluidcollectorgainxE

→,& es la potencia térmica útil que se lleva el fluido de trabajo (W); m& es el caudal

másico (kg/s); Exin y Exout son las entalpías específicas del fluido a la entrada y salida del colector (J/kg).

La exergía de la radiación solar directa que incide sobre el colector se calcula mediante la ecuación (2.100).

( )θcos,, ⋅⋅=→ bsccollectorsunincident ExAxE&

(2.100)

donde Ac es el área de apertura del concentrador (m2); θ es el ángulo de incidencia (º); y collectorsunincidentxE

→,&

(W/m2) es la exergía asociada a la radiación solar directa, fórmula de Parrot, que se pone de nuevo a modo

de recordatorio:


118

( )

⋅+−⋅⋅−⋅=

4

0410

, 3

1cos1

3

41

ss

bsT

T

T

TDNIEx δ

(2.83, repetida)

2.6. Análisis de sensibilidad para un lazo de colectores cilindro parabólicos con generación directa de vapor

Una de las ventajas del modelo termofluidodinámico presentado en este capítulo consiste en que se basa en

balances teóricos sobre las superficies que forman el colector cilindro parabólico, en lugar de coeficientes

globales de transmisión de calor. Por ello, es posible estudiar el efecto de variación de los parámetros

geométricos y ópticos del colector, además de las condiciones de trabajo.

Para realizar un análisis de sensibilidad sobre diferentes parámetros, se ha elegido un lazo de colectores para

generación directa de vapor funcionando en modo de recirculación. La razón de haber escogido esta

configuración reside en que de esta forma es más fácil estudiar el efecto que la variación de los parámetros de

diseño ejerce sobre la zona de evaporación (con precalentamiento) y la zona de sobrecalentamiento.

2.6.1. Parámetros nominales de partida para el lazo de colectores considerado

Para el estudio que se va a realizar en este apartado, se ha elegido un lazo tipo que se podría utilizar en una

planta termosolar GDV para generación de electricidad. Las características de este tipo de plantas se verán en

el capítulo 4, para el análisis que se propone en este capítulo interesan sólo las condiciones termodinámicas

del agua-vapor, a su paso por dicha lazo, así como los parámetros nominales de diseño del colector, tanto

ópticos como geométricos.

i. Parámetros geométricos y ópticos

Los parámetros ópticos y geométricos nominales van a ser los correspondientes a un módulo de colector

Eurotrough. En la tabla (2.5) se muestran dichos parámetros, la mayor parte de los cuales fueron

determinados experimentalmente en la PSA (Zarza, 2006a).

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

Modificador del ángulo de incidencia ( ) ( ) θθθθ ⋅⋅−⋅⋅−= −− 04205 1025097,510859621,2cosK

Emisividad térmica 0.04795 + 0.0002331*T(ºC)

Tabla 2.5. Parámetros ópticos del colector Eurotrough


119

El modificador del ángulo de incidencia que se va a utilizar es el correspondiente al colector Eurotrough,

cuya ecuación ya apareció al hablar de las pérdidas geométricas y de los rendimientos del colector.

La orientación del eje de seguimiento de los colectores es norte-sur, que es la orientación más habitual para

plantas termosolares de colectores cilindro parabólicos en España, ya que, aunque la diferencia de energía

captada en verano y en invierno es más acusada que con la orientación este-oeste, el total de energía anual

captada por el colector es mayor. Para esta orientación, el ángulo de incidencia es el correspondiente a la

ecuación (2.11), que se vuelve a poner a continuación.


(2.11, repetida)

donde θ es el ángulo de incidencia de la radiación solar; δs es la declinación solar; Ф es la latitud del lugar; y

ωs es el ángulo horario.

En la tabla (2.6) aparecen los parámetros geométricos empleados. Como se verá en el punto (ii) de este

mismo apartado, el lazo de generación directa de vapor que se ha elegido está formado por el número de

colectores necesarios para conseguir las condiciones de trabajo propuestas.

Parámetros geométricos del colector Eurotrough

Distancia focal (m) 1.71

Anchura de la parábola (m) 5.76

Longitud de cada módulo (m) 12.27

Distancia entre brazos soporte/Longitud de cada unidad de tubo absorbedor (m) 4.06

Diámetro exterior del tubo absorbedor (mm) 70

Espesor del tubo absorbedor (mm) 7.5

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

Tabla 2.6. Parámetros geométricos del colector Eurotrough

Como se observa en la tabla, el espesor del tubo absorbedor es 7.5 mm. Para tubería de aceite, el espesor

estándar es 2.5 mm. En este caso, el espesor es mayor porque se trabaja a mayor presión y temperatura.

Dicho valor se ha calculado de acuerdo con el ASME Boiling and Pressure Vessel Code section II, parte D.

Se describe a continuación cómo se ha hecho el cálculo del espesor.

De acuerdo con ASME, el espesor mínimo de la pared del tubo se determina con la ecuación (2.101).

( )A

yPSE

DPt ext

m +⋅+⋅

⋅=

2

(2.101)

donde tm (mm) es el espesor mínimo de la pared de tubo; P (kPa efectivos) es la presión de diseño; Dext (mm)

es el diámetro exterior de la tubería; SE (kPa) es la tensión máxima admisible del material a la temperatura de


120

diseño incluyendo eficiencia soldadura; y es un coeficiente que depende de la temperatura y tipo de acero; y

A es un margen de seguridad para temas diversos (roscado, soportado, erosión, corrosión, etc).

Las condiciones de trabajo más extremas que se han considerado para los tubos en cuestión son: P = 108 bar

y T = 525 ºC *. El diámetro exterior es un parámetro conocido, 70 mm.

Ya se dijo en el capítulo 1 que el material utilizado en los tubos es acero de baja aleación A335 grado P22.

Para este tipo de acero, los valores del factor y son los correspondientes a aceros ferríticos, en la tabla (2.7).

Coeficiente y

Temperatura (ºC) Aceros ferríticos Aceros austeníticos

< 482 0.4 0.4

510 0.5 0.4

538 0.7 0.4

566 0.7 0.4

593 0.7 0.5

> 621 0.7 0.7

Tabla 2.7. Valores del coeficiente y, para distintos tipos de acero, en función de la temperatura

De acuerdo con la temperatura máxima de trabajo a la que va a estar sometido el material, el valor del

coeficiente y es igual a 0.7.

El valor de la tensión máxima admisible del acero A335, para evitar deformaciones internas, en función de la

temperatura aparece en la tabla (2.8).

Temperatura (ºF) Temperatura (ºC) SE (kpsi)

-20 a 200 -10.73 a 107.3 1.71E+04

300 160.94 1.66E+04

400 214.59 1.66E+04

500 268.24 1.66E+04

600 321.89 1.66E+04

650 348.71 1.66E+04

700 375.54 1.66E+04

750 402.36 1.66E+04

800 429.18 1.66E+04

850 456.01 1.66E+04

900 482.83 1.36E+04

950 509.66 1.08E+04

1000 536.48 8.00E+03

1050 563.3 5.70E+03

1100 590.13 3.80E+03

1150 616.95 2.40E+03

1200 643.78 1.40E+03

Tabla 2.8. Valores de la tensión máxima admisible para el acero A335

* Como ya se dijo en el capítulo 1, los tubos absorbedores que existen en el mercado actualmente no aguantan temperaturas superiores a 450ºC. Se han considerado tubos optimizados que aguanten más temperaturas, pues es de esperar que en un futuro próximo dichos tubos estén disponibles en el mercado.


121

De igual forma que en el caso anterior, el valor de la tensión máxima admisible vendrá determinado por la

máxima temperatura de trabajo, T = 550 ºC. Para este temperatura, SE = 1.66·104 kpsi, que corresponde a

114540 kPa.

Por último, el valor del parámetro A es una elección que depende en gran medida del uso que se vaya a dar a

los tubos y del periodo de vida útil que se espere de los mismos. Para el proyecto DISS, por ejemplo, el valor

que se adoptó fue 1.33. Se tratará aquí de adoptar un valor parecido, pues el tipo de tecnología empleada es la

misma.

Sustituyendo los valores seleccionados en los párrafos anteriores en la fórmula (2.103), resulta un valor de

espesor mínimo de 5 mm. Sin embargo, el valor que finalmente se adoptó fue de 7.5 mm. Aunque bastaría

con un espesor de 5 mm, se ha preferido utilizar esta opción, más conservadora, ya que la tecnología de

generación directa de vapor todavía está en fase pre-comercial y no se sabe con seguridad cómo van a

responder los tubos sometidos a condiciones de temperatura y presión bastante más extremas que las que se

utilizan en aceite. Este valor está de acuerdo con las referencias bibliográficas encontradas. En (Zarza, 2002)

se dice que el espesor de la pared de los tubos utilizados para el DISS fue de 10 mm, por las mismas razones

que las anteriormente expuestas; y en (Zarza, 2006b), aparece que el espesor en los tubos absorbedores del

proyecto INDITEP (3 MWe) es de 7.5 mm, igual al valor elegido.

ii. Condiciones nominales de trabajo

Respecto a las condiciones nominales de trabajo, lo primero que se ha fijado son las condiciones del punto de

diseño. Para ello, el instante que se ha tomado como referencia son las 12:00, hora solar, del solsticio de

verano (21 de junio) en la ubicación de la Plataforma Solar de Almería (PSA). El motivo para elegir esta

ubicación ha sido que se ha considerado la PSA como un referente de energía solar en España. En la tabla

(2.9) aparecen dichas condiciones.

Condiciones en el punto de diseño (Almería, España)

Radiación solar directa (W/m2) 850

Longitud (º) 2º 21' 19” W

Latitud (º) 37º 05' 27.8” N

Altitud (m) 366

Temperatura ambiente (ºC) 25

Ángulo azimutal (º) -10º 42’ 46.8”

Ángulo cenital (º) 13º 51’ 18”

Ángulo horario (º) 0

Declinación (º) 23.44

Ángulo de incidencia de la radiación solar (º) (Orientación N-S) 13º 39’ 14.4’’

Tabla 2.9. Condiciones para el punto de diseño elegido

Ya se ha dicho al comienzo de este apartado que el lazo tipo que se va a estudiar formaría parte de una planta

de colectores cilindro parabólicos para la producción de electricidad. Como se verá en el capítulo 4, este lazo

se sitúa en paralelo con otros lazos de idéntica configuración, que forman el campo solar de la planta (El

nombre de la lazo proviene de que, en realidad, es una fila de ida, y otra de retorno, ya que las tuberías

colectoras de entrada y salida están juntas).


122

La tasa de recirculación, definida ésta como la cantidad de agua líquida que se recircula entre la cantidad de

vapor seco que pasa a la zona de evaporación (Eck, 2003), se fijará en 0.3. Teniendo en cuenta la definición

de tasa de recirculación, ecuación (2.102), se puede concluir que el título de vapor a la salida de la zona de

evaporación tiene que ser igual a 0.77.

( ) ( )x

x

xm

xmR

−=

⋅−⋅

==11

(kg/s) secovapor

(kg/s) arecirculad agua

&

&

(2.102)

Pues bien, la longitud del la zona de precalentamiento y evaporación (en módulos de 12.27 m) que garantiza

este título de vapor a la salida, para las condiciones nominales de diseño es 56 módulos, que se distribuirán

en 7 colectores de 8 módulos cada uno, es decir, 7 colectores ET-100. De forma similar, la longitud de la

zona de sobrecalentamiento, que garantiza que la temperatura del vapor seco a la salida es de 515 ºC

aproximadamente, es de 24 módulos que se distribuirán en 3 colectores de 8 módulos cada uno, es decir, 3

colectores ET-100. En la tabla (2.10) se resumen los parámetros principales de la configuración elegida.

Configuración de un lazo tipo para una planta de 50 MWe, múltiplo solar 1.5

Número de colectores en serie por lazo

10 colectores en total: � Zona de precalentamiento y evaporación: 7 colectores � Zona de sobrecalentamiento: 3 colectores

Número de módulos* por colector (* Longitud de cada modulo: 12.27 m)

� Zona de precalentamiento y evaporación (687.12 m): 8 módulos por colector � Zona de sobrecalentamiento (294.48 m): 8 módulos por colector

Tabla 2.10. Configuración para un lazo tipo de generación directa de vapor, en una planta de 50 MWe

El caudal a la salida del lazo de colectores es 1.324 kg/s. De acuerdo con la tasa de recirculación que se va a

tomar en condiciones de diseño, 0.3, el valor del caudal a la entrada del lazo tendrá que se como mínimo, de

1.722 kg/s. En la figura (2.15) y en la tabla (2.11) se muestran, además del caudal, presiones, temperaturas y

entalpías en cada punto.


123

Figura 2.15. Representación esquemática de un lazo de colectores para generación directa de vapor*

Punto Caudal másico (kg/s) Entalpía (kJ/kg) Temperatura (ºC) Presión (bar)

1 1.324 977.51 226.8 113

2 1.828 1084 249.6 113

3 1.828 2419 316.8 108

4 1.324 2710 316.8 108

5 1.324 3402 512.5 104.8

6 0.3973 1439 316.8 108

7 0.3973 1439 316.8 113

Tabla 2.11. Condiciones de entalpía, temperatura y presión para los caudales másicos de los puntos marcados en la figura (2.15)

Con las condiciones nominales descritas en esta sección y los parámetros de diseño, tanto ópticos como

geométricos, se ha simulado el comportamiento de la fila de colectores para generación directa de vapor. Los

resultados se muestran en la tabla (2.12).

Pérdida de calor (kWth)

Pérdida de presión (bar)

Rendimiento energético

Rendimiento exergético

Zona de precalentamiento + evaporación 185.20 3.92 71.15 34.74

Zona de sobrecalentamiento 149.10 3.19 66.11 36.41

Lazo completo 334.30 7.12 68.97 36.33

Tabla 2.12. Resultado de la simulación de la fila tipo GDV en condiciones nominales

Se observa que, aunque la zona de sobrecalentamiento tiene mucha menor longitud, las pérdidas de carga y

de calor son muy similares a la de la zona de precalentamiento y evaporación. Ello es debido a que en la zona

de sobrecalentamiento se trabaja con vapor a alta temperatura. Debido a las elevadas pérdidas de calor de esta

zona, el rendimiento energético es menor que en la zona de precalentamiento y evaporación. El rendimiento

exergético es sin embargo mayor, ya que la temperatura media de trabajo es mayor que en la zona de

* Para mayor claridad en el dibujo, no se ha representado el lazo real, de ida y vuelta, sino una fila recta con entrada y salida opuestas


124

evaporación. Por último, tanto el rendimiento energético como el rendimiento exergético globales están

comprendidos entre los rendimientos correspondientes de la zona de evaporación y sobrecalentamiento.

En el apartado siguiente se analizará el efecto que tiene sobre dichos rendimientos la variación de

determinados parámetros de diseño.

2.6.2. Análisis de sensibilidad en función de diferentes parámetros

Se muestran a continuación cinco estudios de sensibilidad diferentes, en función de la variación de un

parámetro de diseño del colector. Estos estudios muestran la utilidad del modelo térmico del colector cilindro

parabólico para generación directa de vapor desarrollado en este capítulo, ya que permite variar, no sólo las

condiciones de trabajo del fluido calorífero (agua-vapor en este caso), sino también parámetros geométricos u

ópticos de diseño, como la reflectividad del espejo, la emisividad de la superficie selectiva o el diámetro del

tubo absorbedor.

Los parámetros que se han seleccionado para el estudio han sido:

- Ángulo de incidencia

- Reflectividad del espejo

- Emisividad de la superficie selectiva

- Diámetro del tubo absorbedor

- Presión de entrada a la fila de colectores

En todos los casos que se exponen, la metodología que se ha seguido es la misma: primero se presenta una

gráfica con los resultados globales, y después dos gráficas más, una referida a la zona de precalentamiento y

evaporación, la otra referida a la zona de sobrecalentamiento del vapor.

i. Ángulo de incidencia

Al inicio del apartado 2.2, se dijo que las pérdidas en un colector cilindro parabólico pueden ser de tres tipos,

que en orden descendente de importancia son:

- Pérdidas ópticas

- Pérdidas térmicas

- Pérdidas geométricas


125

El ángulo de incidencia influye en las pérdidas ópticas y en las geométricas, por ello es de esperar que su

variación afecte al rendimiento global del colector. En la figura (2.16) se ha representado los resultados

globales para todo el lazo de generación directa de vapor. En las figuras (2.17) y (2.18), los mismos análisis

realizados para la parte de precalentamiento y evaporación y para la parte de sobrecalentamiento, por

separado. En el eje de abscisas se ha representado la variación en forma de cociente entre el ángulo de

incidencia considerado y el nominal (13.41º). Por tanto, para 1min =alnoθθ , el valor del ángulo de incidencia

es el nominal, para 2min =alnoθθ , el valor del ángulo de incidencia es el doble que el nominal (26.82º)

6.4

6.6

6.8

7.0

7.2

7.4

31.5

33.0

34.5

36.0

37.5

39.0

0 1 2305

310

315

320

325

330

335

340

345 Pérdida de calor (kWth)

Pérdida de calor (kW)

0 1 260.0

62.5

65.0

67.5

70.0

72.5

75.0

Áng_incidencia/Áng_incidencia nominalÁng_incidencia/Áng_incidencia nominal


Rendimiento energético (%)



Rendimiento exergético Rendimiento exergético (%)

Figura 2.16. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para el lazo de colectores GDV, en función de la variación del ángulo de incidencia respecto a su valor nominal

Se observa en la figura (2.16) que, a pesar de que las pérdidas de calor y de carga prácticamente no se

modifican, la variación en el rendimiento energético es importante, prácticamente 12 puntos porcentuales. En

el rendimiento exergético, la influencia de la variación del ángulo de incidencia es menor (5 puntos

porcentuales), debido a que este rendimiento se ve afectado principalmente por las irreversibilidades

asociadas a la transmisión de calor y por la pérdida de presión del fluido de trabajo.

En las figuras (2.17) y (2.18) se han representado análisis parecidos para la zona de precalentamiento y

evaporación, y para la zona de sobrecalentamiento. La influencia en las pérdidas de calor y de presión sigue

siendo muy pequeña. Sin embargo, en lo que se refiere a rendimiento, tanto energético como exergético, se

observa que la influencia de la variación del ángulo de incidencia sobre la variación del rendimiento es

bastante menor, cuando se analizan por separado la zona de evaporación y la zona de sobrecalentamiento.

Para la zona de precalentamiento y evaporación, el rendimiento energético se mantiene siempre en torno a

71%, y el rendimiento exergético toma valores próximos a 34.5%; mientras que para la zona de

sobrecalentamiento, el rendimiento energético está alrededor de 66%, y el rendimiento exergético varía en

torno a 36%. Es decir, en la zona de precalentamiento y evaporación, el rendimiento energético es mayor y el

rendimiento exergético es menor que los correspondientes rendimientos de la zona de sobrecalentamiento.

Esta diferencia se debe a que en la zona de sobrecalentamiento la temperatura media de trabajo es mayor, lo

que influye positivamente en el rendimiento exergético y negativamente en el rendimiento energético, al

aumentar las pérdidas de calor.


126

6.4

6.6

6.8

7.0

7.2

7.4

31.5

33.0

34.5

36.0

37.5

39.0

0 1 2305

310

315

320

325

330

335

340

345 Pérdida de calor (kWth)


0 1 260.0

62.5

65.0

67.5

70.0

72.5

75.0







Figura 2.17. Pérdida de calor, caída de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para la sección de precalentamiento y evaporación, en función de la variación del ángulo de incidencia respecto a su valor nominal

3.00

3.05

3.10

3.15

3.20

3.25

3.30

35.85

36.00

36.15

36.30

36.45

36.60

0 1 2

135.0

139.5

144.0

148.5

153.0

157.5 Pérdida de calor (kWth)


0 1 266.07

66.08

66.09

66.10

66.11

66.12

66.13

66.14







Figura 2.18. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para la sección de sobrecalentamiento, en función de la variación del ángulo de incidencia respecto a su valor nominal

A medida que aumenta el ángulo de incidencia, las pérdidas térmicas y de presión tienden a disminuir,

porque el colector trabaja a menor temperatura media (la cantidad de energía incidente que se aprovecha es

menor). En la figura (2.18) se observa que este efecto produce, en la zona de sobrecalentamiento del vapor,

variaciones opuestas en los rendimientos energético y exergético. Este último siempre disminuye al aumentar

el ángulo de incidencia y disminuir por tanto la temperatura media de trabajo del colector. Mientras que, en

un inicio, el rendimiento energético aumenta ligeramente al aumentar el ángulo de incidencia, pues las

pérdidas de calor se reducen; sin embargo, para ángulos de incidencia elevados, tiende a disminuir, como el

rendimiento exergético, pues priman las pérdidas ópticas sobre las térmicas.

ii. Reflectividad del espejo

De los parámetros analizados, la reflectividad del espejo es el segundo parámetro que provoca mayor

variación en el funcionamiento del lazo de colectores. Esto pone de manifiesto la necesidad de realizar un

buen mantenimiento de los espejos, con ciclos de lavado frecuentes. En la figura (2.19) se ha representado el


127

resultado de la simulación para el lazo completo, mientras que en las figuras (2.20) y (2.21), los resultados

parciales, para la sección de evaporación y sobrecalentamiento.

Se observa que los rendimientos globales, tanto energético como exergético, siempre están situados entre los

rendimientos correspondientes de la zona de evaporación y de la de sobrecalentamiento. Como ocurría en el

caso del ángulo de incidencia, el rendimiento energético de la zona de evaporación es siempre mayor que en

la zona de sobrecalentamiento, mientras que en el rendimiento exergético de la zona de sobrecalentamiento

es mayor que el de la zona de evaporación. La explicación de este hecho es la misma que ya se dio para el

caso del ángulo de incidencia: en la zona de sobrecalentamiento la temperatura media de trabajo es mayor, lo

que repercute de forma favorable en el rendimiento exergético, pero no en el rendimiento energético, que se

ve afectado por la mayores pérdidas de calor. En este caso, sin embargo, los rendimientos de cada una de las

zonas sí que sufren una modificación importante al cambiar la reflectividad del espejo.

Se observa asimismo que la influencia de la reflectividad en la pérdida de carga es prácticamente nula; sólo

influye de manera indirecta, afectando a la cantidad de radiación solar incidente y, por tanto, en que el fluido

esté más o menos caliente.

6.60

6.75

6.90

7.05

7.20

7.35

33

34

35

36

37

38

0.85 0.87 0.89 0.91 0.93 0.95 0.97 0.99320

325

330

335

340

345

350



Reflectividad del espejo

0.85 0.87 0.89 0.91 0.93 0.95 0.97 0.99

64.5

66.0

67.5

69.0

70.5

72.0

73.5







Figura 2.19. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para el lazo de colectores GDV, en función del valor de la reflectividad del espejo

3.6

3.7

3.8

3.9

4.0

4.1

4.2

32

33

34

35

36

37

38

0.85 0.87 0.89 0.91 0.93 0.95 0.97 0.99

181.5

183.0

184.5

186.0

187.5

189.0




0.85 0.87 0.89 0.91 0.93 0.95 0.97 0.9965

66

67

68

69

70

71

72

73

74

75

76







Figura 2.20. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para la sección de evaporación del lazo de colectores GDV, en función del valor de la reflectividad del espejo


128

3.12

3.15

3.18

3.21

3.24

3.27

33

34

35

36

37

38

39

0.85 0.87 0.89 0.91 0.93 0.95 0.97 0.99

136

140

144

148

152

156

160




0.85 0.87 0.89 0.91 0.93 0.95 0.97 0.99

61.5

63.0

64.5

66.0

67.5

69.0

70.5

Rendimiento energéticoRendimiento energético (%)





Rendimiento exergético (%)

Figura 2.21. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para la sección de sobrecalentamiento del lazo de colectores GDV, en función del valor de la reflectividad del espejo

iii. Emisividad de la superficie selectiva

La emisividad de la superficie selectiva ya no es un parámetro óptico como los anteriores, sino que su valor

influye en las pérdidas térmicas. Las mejoras que se han ido introduciendo cronológicamente en las

superficies selectivas de los colectores cilindro parabólicos han significado siempre una mejora de su

rendimiento térmico y exergético de dichos colectores. El objetivo de dichas mejoras es aumentar la

absortividad solar y disminuir la emisividad térmica de las superficies selectivas, además de aumentar la

temperatura máxima a la que pueden trabajar dichas superficies selectivas sin degradarse (Benz, 2008).

En la figura (2.22) se han representado los resultados térmicos principales para un lazo de colectores. En las

figuras (2.23) y (2.24), los mismos parámetros están referidos a la zona de precalentamiento y evaporación y

a la zona de sobrecalentamiento. Se observa que la influencia de este parámetro en las pérdidas térmicas es

muy importante; en la figura (2.20) se observa que una variación del ± 20% en torno al valor nominal puede

provocar una variación en las pérdidas térmicas igual a 100 kWth. Como es de esperar, la influencia en la

pérdida de carga es muy pequeña. En este caso se observa además, que la variación de la pérdida de carga es

contraria a los dos casos anteriores. La explicación de este hecho está en que la emisividad térmica no va a

afectar a la cantidad de energía incidente útil, y sí a las pérdidas térmicas para una misma cantidad de energía

absorbida. Es decir, en el caso del ángulo de incidencia y de la reflectividad, el aumento de las pérdidas

térmicas era consecuencia directa del aumento de la temperatura del fluido. En este caso, el aumento de la

pérdida térmica supone una disminución de la temperatura del fluido, por eso la pérdida de carga se reduce.


129

7.050

7.075

7.100

7.125

7.150

7.175

35.50

35.75

36.00

36.25

36.50

36.75

37.00

0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 1.3280

300

320

340

360

380



0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 1.367.5

68.0

68.5

69.0

69.5

70.0

70.5


Emisividad/Emisividad nominalEmisividad/Emisividad nominal





Figura 2.22. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para el lazo de colectores GDV, en función del valor de la emisividad del tubo respecto a su valor nominal

3.850

3.875

3.900

3.925

3.950

3.975

4.000

34.35

34.50

34.65

34.80

34.95

35.10

35.25

35.40

0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 1.3150

160

170

180

190

200

210

220



0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 1.3

70.8

71.4

72.0







Figura 2.23. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para la sección de evaporación, en función del valor de la emisividad del tubo respecto a su valor nominal

3.170

3.175

3.180

3.185

3.190

3.195

3.200

3.205

3.210

3.215

35.2

35.6

36.0

36.4

36.8

37.2

0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 1.3120

130

140

150

160

170

180



0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 1.3

64.5

65.0

65.5

66.0

66.5

67.0

67.5

68.0







Figura 2.24. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para la sección de sobrecalentamiento, en función del valor de la emisividad del tubo respecto a su valor nominal


130

Como se aprecia en las figuras (2.2) y (2.22), el rendimiento energético es mayor en la zona de evaporación

que en la zona de sobrecalentamiento, debido a que las pérdidas térmicas son menores, ya que en la zona de

evaporación la temperatura media de trabajo es menor. Con el rendimiento exergético ocurre lo contrario; es

mayor en la zona de sobrecalentamiento, porque en este caso lo que prima es la temperatura de trabajo más

elevada, que favorece mayores rendimientos exergéticos.

Se observa además que el rango de variación total en los rendimientos energéticos y exergéticos es bastante

inferior que en el caso del ángulo de incidencia y la reflectividad. Esto está de acuerdo con el hecho de que

las pérdidas ópticas (sobre las que influyen los dos parámetros ya estudiados) son más importantes que las

pérdidas térmicas, sobre las que tiene influencia la emisividad de la superficie selectiva.

iv. Diámetro exterior del absorbedor

Otro parámetro de diseño interesante para estudiar es el diámetro exterior del tubo absorbedor. El diámetro

nominal es 70 mm, con un espesor –calculado en la sección (2.6.1)- igual a 7.5 mm. Se han considerado otros

cuatro valores para los diámetros exteriores de los tubos, dos inferiores (50 mm y 60 mm) y dos superiores

(80 mm y 90 mm). Para cada uno de estos diámetros, se ha calculado el espesor según el ASME Boiling and

Pressure Vessel Code section II, parte D.

En la figura (2.25) se han representado los resultados de la simulación para el lazo completo. Al disminuir el

diámetro del tubo, a pesar de que se trabaja a mayor temperatura, como la superficie de pérdidas de calor

disminuye, éstas disminuyen también. La pérdida de carga, en cambio, aumenta al disminuir el diámetro del

tubo y, para un diámetro de 50 mm, de forma ya muy acusada. Este hecho no es apreciado por el rendimiento

energético, en el que únicamente influyen las pérdidas de calor, cada vez menores, conforme disminuye el

diámetro. Por eso, el rendimiento energético aumenta al aumentar el diámetro, incluso para un diámetro

exterior igual a 50 mm. El rendimiento exergético, en cambio, sí que acusa el aumento de la pérdida de

presión; aumenta al disminuir el diámetro, pero en menor medida que el rendimiento energético; y para un

diámetro de 50 mm, disminuye drásticamente.

0

10

20

30

40

50

60

35.25

35.50

35.75

36.00

36.25

36.50

36.75

40 60 80 100240

270

300

330

360

390 Pérdida de calor (kW)


Diámetro exterior del tubo absorbedor (mm)

40 60 80 100

67.5

68.0

68.5

69.0

69.5

70.0

70.5

71.0








Figura 2.25. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para el lazo de colectores GDV, en función del valor del diámetro del tubo absorbedor


131

En las figuras (2.26) y (2.27) aparecen los mismos resultados para la zona de evaporación y

sobrecalentamiento por separado. El efecto de la disminución del rendimiento exergético para diámetros muy

pequeños se aprecia en ambos casos. Por lo demás, se observa también que las evoluciones de cada una de

las variables representadas son paralelas a las correspondientes del caso total.

-5

0

5

10

15

20

25

34.0

34.1

34.2

34.3

34.4

34.5

34.6

34.7

34.8

34.9

40 60 80 100

150

165

180

195

210

225




40 60 80 10069.5

70.0

70.5

71.0

71.5

72.0

72.5







Figura 2.26. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para la sección de evaporación, en función del valor del diámetro del tubo absorbedor

0

5

10

15

20

25

30

33.5

34.0

34.5

35.0

35.5

36.0

36.5

37.0

40 60 80 100

105

120

135

150

165

180




40 60 80 10063

64

65

66

67

68

69

70








Figura 2.27. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para la sección de sobrecalentamiento, en función del valor del diámetro del tubo absorbedor

v. Presión de entrada al lazo de colectores

El último parámetro es la presión del agua a la entrada del lazo de colectores cilindro parabólicos, que entra

dentro de la categoría de condiciones de trabajo. Al variar la presión de trabajo, también cambia el espesor

del tubo absorbedor. Se han realizado los cálculos necesarios para obtener los nuevos espesores y se ha

podido comprobar que, con el margen de seguridad adoptado (parámetro A en la fórmula (2.103), para

calcular el espesor), el espesor de 7.5 mm sirve para todos los casos.


132

En la figura (2.28) se ha representado la evolución total de los parámetros térmicos en el lazo de colectores.

Como en el caso del diámetro del tubo, la evolución del rendimiento energético y exergético sigue tendencias

opuestas, al igual que las pérdidas de calor y de carga.

5

6

7

8

9

10

11

35.50

35.75

36.00

36.25

36.50

36.75

37.00

80 90 100 110 120 130 140315

320

325

330

335

340

345

350

Presión de entrada (bar)


Pérdida de calor (kW) (kW)


80 90 100 110 120 130 140

68.70

68.85

69.00

69.15

69.30 Rendimiento energético

Energy Efficiency (%)




Exergy efficiency (%)

Figura 2.28. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para el lazo de colectores GDV, en función del valor de la presión de entrada al colector

Como este caso es más complejo que el resto de casos estudiados hasta el momento, la explicación del

mismo requiere tener presentes las figuras (2.29) y (2.30), en las que se cuantifica el comportamiento térmico

para la zona de evaporación y sobrecalentamiento por separado.

Al aumentar la presión de entrada, la presión (y temperatura) a la que tiene lugar la evaporación es también

mayor; este hecho se ve favorecido porque, como se aprecia en todas las figura (2.29), al aumentar la presión

de entrada la pérdida de carga va disminuyendo. En esa misma figura se observa que, al producirse la

evaporación a mayor temperatura, la temperatura media de trabajo en esta sección aumenta. Por tanto,

aumenta las pérdidas térmicas y disminuye el rendimiento energético. Sin embargo, el rendimiento

exergético aumenta, porque la temperatura media de trabajo es mayor.

2.5

3.0

3.5

4.0

4.5

5.0

5.5

6.0

33.9

34.2

34.5

34.8

35.1

35.4

80 90 100 110 120 130 140165

170

175

180

185

190

195

200




80 90 100 110 120 130 140

70.6

70.8

71.0

71.2

71.4

71.6







Figura 2.29. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para la sección de evaporación, en función del valor de la presión de entrada al colector


133

Si se observa a continuación la figura (2.30), se apreciará este mismo efecto, pero mucho menos acusado.

Ello se debe al comportamiento del vapor. Se va a analizar, por ejemplo, el caso de haber entrado al lazo de

colectores con una presión alta. A la salida de la zona de evaporación, tanto la presión como la temperatura

(de saturación) van a ser altas. Sin embargo, las altas temperaturas influyen negativamente en la transferencia

de calor por convección de la pared interna del tubo al vapor seco, y en la pérdida de carga. Por ello, lo que

se había ganado al entrar a mayor presión, se pierde prácticamente por entero en la zona de

sobrecalentamiento, siendo la temperatura de salida en todos los casos (representada en gris en la gráfica

2.30) inferior a medida que la presión es mayor. Se observa que incluso, para presiones de entrada al lazo un

20% por encima de la presión nominal, la temperatura a la salida de la zona de sobrecalentamiento disminuye

prácticamente 15 ºC. La menor temperatura de trabajo provoca menores pérdidas térmicas, por lo que el

rendimiento energético aumenta ligeramente.

2.0

2.4

2.8

3.2

3.6

4.0

4.4

35.85

36.00

36.15

36.30

36.45

36.60

36.75

504

510

516

80 90 100 110 120 130 140

147.2

147.6

148.0

148.4

148.8

149.2




80 90 100 110 120 130 140

66.09

66.12

66.15

66.18

66.21

66.24








Temperatura de salida (ºC)

Figura 2.30. Pérdida de calor, pérdida de presión, rendimiento energético y rendimiento exergético para la sección de sobrecalentamiento, en función del valor de la presión de entrada al colector

Para terminar, comparando todos los estudios de sensibilidad realizados, se puede concluir que el parámetro

que más influye, de los cinco que se han tomado en consideración, es el ángulo de incidencia. Después, la

reflectividad de los espejos y, en último término, la emisividad de la superficie selectiva, el diámetro del tubo

absorbedor y la presión de entrada al colector.

Para todos los casos se observa que el rendimiento energético y exergético globales están siempre

comprendidos entre los rendimientos correspondientes de la zona de evaporación y sobrecalentamiento. Se

observa también que el rendimiento energético en la zona de evaporación es siempre mayor que en la zona de

sobrecalentamiento; en cambio, el rendimiento exergético en la zona de sobrecalentamiento es siempre

mayor que en la zona de evaporación. Esto se debe a que en la zona de vapor sobrecalentamiento se trabaja

siempre a mayor temperatura, pero a cambio, las pérdidas de calor son también mayores. Las pérdidas de

presión influyen poco en este caso; si se comparan, se verá que la pérdida de carga en la zona de

sobrecalentamiento es aproximadamente igual que en la zona de precalentamiento y evaporación, para cada

caso considerado.

Respecto a la pérdida de carga, se observa que el caso que más influye sobre la misma es la variación del

diámetro del tubo absorbedor. Para los diámetros considerados, la variación puede llegar a ser de más 45 bar.

En cambio, para el resto de los parámetros que se han considerado (ángulo de incidencia, reflectividad del

espejo, emisividad de la superficie selectiva y presión de entrada al colector), la variación de la pérdida de

carga al variar el parámetro en cuestión es menos pronunciada.


134

Por último, respecto a la pérdida de calor, lo que parece influir más es el valor de la emisividad térmica de la

superficie selectiva. En segundo lugar, el diámetro del absorbedor, que determina la superficie total de

pérdidas del tubo. Por último, afectando aproximadamente igual, se sitúan el ángulo de incidencia, la

reflectividad del espejo y la presión de entrada al colector.


135


[1] ASME Boiler and Pressure Vessel Code, section II, parte D, ASME, New York (EEUU), 2001.

[2] Duffie, J.A. y Beckman, W.A., 1991, “Solar Engineering of Thermal Processes”. Ed. John Wiley & Sons,

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[11] Friedel, L., 1979, “Improved Pressure Drop Correlations for Horizontal and Vertical Two-Phase Pipe

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136

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[21] Odeh, S.E. et al., 1998, “Modelling of parabolic trough direct steam generation solar collectors”, Solar

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[22] Odeh, S.E. et al., 2000, “Hydrodynamic Analysis of Direct Steam Generation Solar Collectors”, Journal

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[23] Ozisik, M.N., 1977, “Basic Heat Transfer”. Ed. Mc Graw-Hill, New York, EEUU. ISBN: 0-07-047980-

1

[24] Parrot, J.E., 1978, “Theoretical upper limit to the conversion efficiency of solar energy”, Solar Energy,

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[25] Petela, R., 2003, “Exergy of undiluted thermal radiation”, Solar Energy, 74 (6), pp. 469-488

[26] Petukhov, B.S., 1970, “Heat transfer in turbulent pipe flow with variable physical properties”. In: T.F.

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[28] Rojas, E.; Barrera, G. ; Herrmann, U. ; Yildirim, F., 1996, “Solution of Some Questions Concerning the

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[29] Rohsenow, W.M., Hartnett, J.P., Cho, Y.I., 1998. “Handbook of heat transfer”. Ed. McGraw-Hill (3ª

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[30] Shah, M.M., 1976, “A new correlation for heat transfer during boiling flow through pipes”, Transactions

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[31] Stuetzle, T., 2002, “Automatic Control of the 30 MWe SEGS VI Parabolic Trough Plant”, Ph.D. thesis,

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137

[32] Thom, J.R.S., 1964, “Prediction of pressure drop during forced circulation boiling of water”,

International Journal of Heat and Mass Transfer, Vol 7, pp. 709-724

[33] Zarza, E. y Ajona, J.L., 1987, “Overall Thermal Loss Coefficient and Incident Angle Modifier for an

ACUREX 3001 DCS: Application to the Control System”. En Proceedings of the ISES Conference celebrada

en Hamburgo del 13 al 18 de septiembre de 1987, Hamburgo (Alemania).



[35] Zarza, E., 2006. Comunicación personal. Plataforma Solar de Almería (http://www.psa.es)


(10), pp. 1270-1276.

[37] Zarza, E., 2008. Comunicación personal. Plataforma Solar de Almería (http://www.psa.es)


138


A: área de la sección recta transversal del tubo absorbedor (m2)

Ac: área de apertura del concentrador (m2)

Acs,b: área de la sección transversal mínima del brazo soporte del tubo receptor (m2)

Ae: área de espejo que no se aprovecha por pérdidas de final de colector (m2)

a: factor de acomodación del gas en el espacio interanular del tubo receptor (adimensional)

b: coeficiente de interacción del gas en el espacio interanular del tubo receptor (adimensional)

Bo: número de ebullición (adimensional)

cp : calor específico a presión constante (J/kg-K) Co: número de convección (adimensional)

DNI: radiación solar directa (W/m2)

D2: diámetro interior del tubo absorbedor (m)

D3: diámetro exterior del tubo absorbedor (m)

D4: diámetro interior de la cubierta transparente (m)

D5: diámetro exterior de la cubierta transparente (m)

Ex: exergía del fluido de trabajo (J/kg-K)

f: distancia focal (m) / factor de fricción del fluido de trabajo con el interior del tubo absorbedor

(adimensional)

fm: distancia media entre la superficie de la parábola y el receptor, dentro de una misma sección

transversal (m)

F: factor de ebullición convectiva (adimensional)

Fe: factor de ensuciamiento del colector (adimensional)

Fr: número de Froude (adimensional)

g: aceleración de la gravedad (9.8 m/s2)

hs: altura solar o ángulo de elevación del Sol (º)

h: entalpía del fluido de trabajo (J/kg)

h1: coeficiente de transmisión de calor por convección entre la pared interior del tubo absorbedor y el

fluido, en régimen monofásico (W/m2-K)

hlg: calor latente de vaporización (J/kg)

hTP: coeficiente de transmisión de calor por convección entre la pared interior del tubo absorbedor y el

fluido, en régimen bifásico (W/m2-K)

hFC: dentro del flujo bifásico, coeficiente de transmisión de calor debido a convección forzada (W/m2-K)

hNB: dentro del flujo bifásico, coeficiente de transmisión de calor debido a ebullición nucleada (W/m2-K)

h34: coeficiente de transmisión de calor por convección entre el tubo absorbedor y la cubierta

transparente (W/m2-K)

h56: coeficiente de transmisión de calor por convección entre la cubierta transparente y el ambiente

(W/m2-K)

bh coeficiente medio de transmisión de calor por convección del brazo soporte del tubo receptor

(W/m2-K)

k1: conductividad térmica del fluido a la temperatura T1 (W/m-K)

k23: conductividad térmica del tubo absorbedor a su temperatura media (W/m-K)

k34: conductividad térmica del gas en el espacio interanular a su temperatura media (W/m-K)

k45: conductividad térmica de la cubierta a su temperatura media (W/m-K)

kstd: conductividad térmica del gas en el espacio interanular del tubo receptor, a presión y temperatura

estándar (W/m-K)

kb: coeficiente de transmisión de calor por conducción del brazo soporte del tubo receptor (W/m-K)


139

Lspacing: separación entre filas de colectores consecutivas (m)

LHCE: longitud del tubo receptor elemental (m)

LRef: longitud geográfica del meridiano de referencia (º)

Lloc: longitud del meridiano local (º)

m& : caudal másico total (kg/s)

NuD2: número de Nusselt (adimensional) basado en el diámetro interior del tubo absorbedor

pr: presión reducida (adimensional)

P: presión (Pa)

Pa: presión del gas en el espacio interanular del tubo receptor (mmHg)

Pb: perímetro del brazo soporte del tubo receptor (m)

Pr: número de Prandtl (adimensional)

Pm: peso molecular del fluido (gr/mol)

convq12′& : transmisión de calor por convección desde la pared interior del tubo absorbedor hacia el fluido de

trabajo (W/m)

condq23′& : transmisión de calor por conducción a través del espesor del tubo absorbedor (W/m)

SolAbsq3′& : absorción de la radiación solar en el tubo absorbedor (W/m)

convq34′& : transmisión de calor por convección entre el tubo absorbedor y la cubierta transparente (W/m)

radq34′& : transmisión de calor por radiación entre el tubo absorbedor y la cubierta transparente (W/m)

condq45′& : transmisión de calor por conducción a través del espesor de la cubierta transparente (W/m)

SolAbsq5′& : absorción de la radiación solar en la cubierta transparente (W/m)

convq56′& : transmisión de calor por convección entre la cubierta transparente y el ambiente (W/m)

radq57′& : transmisión de calor por radiación entre la cubierta transparente y el cielo equivalente (W/m)

portcondq sup,′& : pérdida de calor por conducción a través de los brazos soporte del tubo receptor (W/m)

siq′& : absorción de la radiación solar por unidad de longitud (W/m)

fluidcollectorgainQ→,

& : potencia térmica útil del colector (W)

collectorsunincidentQ→,

& : potencia térmica incidente en el colector (W)

ambcollectorLossQ→,

& : pérdidas de calor entre el colector y el ambiente (W)

R: multiplicador de flujo bifásico (adimensional) / tasa de recirculación (adimensional)

Ra: número de Rayleigh (adimensional)

Re: número de Reynolds (adimensional)

s: entropía del fluido (J/kg-K)

S: factor de supresión de la ebullición nucleada (adimensional)

SE: tensión máxima admisible del material, a la temperatura de diseño, incluyendo soldadura (kPa)

ST: hora solar (horas)

T1: temperatura del fluido de trabajo por el interior del tubo absorbedor (ºC)

T2: temperatura de la pared interior del tubo absorbedor (ºC)

T3: temperatura de la pared exterior del tubo absorbedor (ºC)

T4: temperatura de la pared interior de la cubierta transparente (ºC)

T5: temperatura de la pared exterior de la cubierta transparente (ºC)

T6: temperatura ambiente (ºC)

T7: temperatura del cielo equivalente (ºC)

Tbase: temperatura en la base del brazo soporte del tubo receptor (ºC)

v: velocidad media de masa del fluido de trabajo en el interior del tubo receptor (m/s)


140

W: ancho de la parábola (m)

We: número de Weber (adimensional)

Weff: ancho efectivo de la parábola, teniendo en cuenta las pérdidas por sombras entre filas paralelas (m)

x: título de vapor

Xtt: parámetro de Martinelli (adimensional)

as: azimut solar o ángulo azimutal solar (º)

α: absortividad de la superficie selectiva (adimensional) / difusividad térmica de un fluido (m2/s)

β: coeficiente de expansión térmica (1/K)

γ: factor de interceptación (adimensional)

δ: diámetro molecular del gas en el espacio interanular del tubo receptor (cm) / semi-ángulo subtendido

por el disco solar (δ~0.0047 rad, es un día claro)

δs: declinación solar (º)

∆t: ecuación del tiempo (minutos)

∆T: diferencia entre la temperatura del fluido de trabajo en el interior del colector solar y la temperatura

ambiente (ºC)

ε: emisividad (adimensional) / rugosidad interna de la tubería (adimensional)

ε3: emisividad de la superficie selectiva del tubo absorbedor (adimensional)

ε4: emisividad de la superficie interior de la cubierta (adimensional)

ε5: emisividad de la superficie exterior de la cubierta (adimensional)

ηglobal rendimiento global del colector cilindro parabólico (adimensional)

ηth rendimiento térmico del colector cilindro parabólico (adimensional)

ηex rendimiento exergético del colector cilindro parabólico (adimensional)

ηopt: rendimiento óptico del colector cilindro parabólico (adimensional)

ηopt,0º: rendimiento óptico pico del colector cilindro parabólico (adimensional)

θ: ángulo de incidencia (º)

K(θ): modificador del ángulo de incidencia (adimensional)

λ: longitud (º) / Camino libre medio entre colisiones de una molécula de gas en el espacio interanular

del tubo receptor (cm)

µ: viscosidad dinámica (Pa·s)

ν: viscosidad cinemática (m2/s)

ф: latitud (º)

ρ: reflectividad (adimensional) / densidad del fluido de trabajo (kg/m3)

σ: constante de Stefan-Boltzmann (5.67·10-8W/m2·K4) / tensión superficial (N/m)

τ: transmisividad (adimensional)

ωs: ángulo horario (º)


141

CAPÍTULO 3: ANÁLISIS COMPARATIVO DE LA GENERACIÓN DIRECTA DE VAPOR CON OTRAS TECNOLOGÍAS QUE EMPLEAN DIFERENTES FLUIDOS DE TRABAJO EN EL COLECTOR CILINDRO PARABÓLICO

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 sólo condiciona el rango de temperaturas de

trabajo, como se verá más adelante, sino que determina otros aspectos de ingeniería, tales como el

almacenamiento térmico o la selección de materiales. Por esta razón, este capítulo se va a dedicar a hacer un

análisis comparativo entre la generación directa de vapor en colectores cilindro parabólicos y otras dos

opciones, englobadas en lo que se denomina tecnologías HTF (Heat Transfer Fluid), ya que se caracterizan

por emplear distintos fluidos de trabajo en el campo solar y en el bloque de potencia.

Como fluidos de trabajo se van a considerar, por tanto, tres opciones: agua-vapor, aceite (Therminol VP-1) y

sales fundidas (Solar Salt). Aunque el aceite ha sido la única opción que hasta el momento ha sido

implementada a un nivel comercial (plantas SEGS en California, la planta Nevada Solar One, Andasol-1 en

Granada, etc), tanto las sales fundidas como la generación directa de vapor parecen ser opciones

prometedoras de cara al futuro, por mejorar el rendimiento de los colectores cilindro parabólicos. En el

capítulo 1 ya se indicaron algunas características de estos fluidos de trabajo. No obstante, a modo de

introducción, en el primer punto del capítulo se van a repasar dichos conceptos e introducir algunos nuevos.

Después, el estudio se centrará en una planta termosolar tipo, de 20 MWe, con el fin de fijar una ventana

adecuada de diseño en la que todas las tecnologías puedan ser comparadas en condiciones similares.

Por último, es importante decir que el análisis que se va a realizar en este capítulo 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 insolación 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. Análisis de las distintas opciones de fluidos caloríferos que se pueden emplear en el campo solar

En el capítulo 1 se indicó que la temperatura de trabajo a la que se quiere operar en el campo de colectores

cilindro parabólicos condiciona en gran medida la idoneidad de un fluido calorífero u otro.

Si la aplicación a la que se destinan los colectores es generar calor de proceso, las temperaturas suelen ser

moderadas (<175ºC), y la utilización de agua desmineralizada como fluido de trabajo no conlleva grandes

problemas, puesto que la presión de trabajo no es excesiva. Si la aplicación a la que se destina el campo de

colectores es la producción de electricidad, el criterio cambia. En un principio, a las temperaturas de trabajo a

Capítulo 3 Análisis comparativo de la generación directa de vapor con otras tecnologías

142

las que operan lo colectores cilindro parabólicos actualmente (125 ºC < T < 400 ºC), el fluido de trabajo que

parece más adecuado es el aceite, por tener un punto de congelación y una presión de vapor bastante

adecuadas para esas temperaturas (lo cual representa una ventaja respecto al uso de sales fundidas -punto de

congelación alto- y el agua-vapor -presión de vapor baja, lo que obliga a trabajar a presiones altas-)

Investigaciones recientes (Benz, 2008) apuntan a que en breve se comercializarán nuevos tubos absorbedores,

capaces de trabajar a mayores temperaturas y presiones. Es probable, por tanto, que se pueda aumentar la

temperatura de salida del campo solar, lo que repercutiría en un aumento del rendimiento del ciclo de

potencia acoplado al mismo. En caso de que esto fuera posible, el aceite presentaría un inconveniente

importante, que es su temperatura máxima de operación, 400 ºC. Esta limitación no la presentan ni las sales

fundidas ni el agua-vapor.

Parece, pues, que no se puede descartar de momento ningún fluido de trabajo. En este apartado se pretende

mostrar las propiedades de cada uno de ellos, con sus ventajas e inconvenientes.

3.1.1. Uso de aceite como fluido de trabajo en el campo solar

Dentro de las tecnologías HTF, el uso de aceite como fluido calorífero en el campo solar es la más

convencional aunque, como veremos en el apartado de aspectos de ingeniería relacionados con el uso de

aceite, todavía quedan varios campos de investigación abiertos.

i. Tipos de aceites utilizados en el campo solar de colectores cilindro parabólicos

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, bien en forma de caldera fósil, 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, debido a que las pérdidas térmicas asociadas son

pequeñas.

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, a igualdad de

temperaturas, el Syltherm es más viscoso que el Therminol, y puede que antes de llegar a -40 ºC ya sea

inviable su uso por un aumento excesivo de su viscosidad. Otro problema de este aceite es su precio, tres

veces superior, aproximadamente, al Therminol VP-1.


143

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. En tal caso, el fluido

de trabajo ya no puede ser aceite, sino sales fundidas o agua/vapor.

ii. Aspectos de ingeniería relacionados con el uso de aceite en el campo solar

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 CCPs 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, como

consecuencia de la inflamabilidad del aceite, ya que un incendio en dicho tanque dejó la planta fuera de

servicio en 1999, 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 repetir este tipo de tecnología, con un tanque mucho menor (30 minutos de

funcionamiento a plena carga) debido a que en el estado de Nevada sólo se permite un 2% de hibridación.

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.

iii. Proyectos actuales con la tecnología del aceite

En cuanto a proyectos de plantas termosolares CCPs con aceite como fluido calorífero, actualmente hay

muchas iniciativas en marcha, como ya se dijo en el capítulo 1: la plata Nevada Solar One, de Acciona, las

plantas Solnova, de Abengoa, la central termosolar de Puertollano, de Iberdrola, la planta Andasol-1, etc.

Todas ellas responden a un esquema similar: plantas de 50 MWe (excepto Nevada Solar One, con 64 MWe)

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.

3.1.2. Uso de sales fundidas como fluido de trabajo en el campo solar

El uso de sales fundidas en el campo solar conlleva varias ventajas importantes (Kearney et al., 2004), que a

continuación se enumeran. La primera es que la temperatura de salida del campo solar puede elevarse hasta

los (450-500) ºC, incrementando el rendimiento del ciclo de potencia en 2 puntos porcentuales

aproximadamente. Además, el salto de temperaturas que experimenta el fluido de trabajo se incrementa en un


144

factor de 2.5, reduciendo el tamaño del sistema de almacenamiento para una capacidad dada. Por último, la

sal fundida es más barata y menos dañina con el medio ambiente que el aceite. Sin embargo, existen también

inconvenientes, el más importante es el elevado punto de fusión de estas sales, lo que implica serias

complicaciones a la hora de instalar una protección contra posibles solidificaciones dentro del campo solar.

Ya se ha visto en la sección anterior, que la temperatura de congelación del aceite sintético es de 12 ºC, en el

peor de los casos. Para las sales fundidas, esta temperatura se eleva hasta los 120 ºC (sal Hitec) o incluso los

220 ºC (Solar Salt). Existen otras complicaciones importantes, que hay que tener en cuenta cuando se trabaja

con sales fundidas. Por ejemplo, los materiales de las tuberías colectoras y de las uniones en el lado caliente

del lazo colector serán más caras. Además, la temperatura límite de momento está limitada por la durabilidad

y el buen funcionamiento de la superficie selectiva aunque, como ya se ha dicho, se espera subsanar en breve

este inconveniente, con nuevos tubos absorbedores.

i. Tipos de sales utilizadas en el campo solar de colectores cilindro parabólicos

Las sales que desde un principio se han empleado en aplicaciones solares (Por ejemplo, en la central de torre

Solar Two) han sido las sales de nitrato, por sus buenas propiedades comparadas con otros posibles

candidatos. En concreto, estas sales producen bajas tasas de corrosión en los materiales para tuberías

habituales; son térmicamente más estables en los altos rangos de temperatura requeridos por los ciclos

Rankine; tienen presiones de vapor muy bajas, lo que permite trabajar a presiones moderadas en el campo

solar; se pueden conseguir fácilmente y son relativamente baratas. La sal fundida que comúnmente se emplea

en aplicaciones de torre es la Solar Salt, ya que tiene una temperatura límite de operación (600 ºC) que

permite acoplar esta turbina a los ciclos de Rankine más avanzados. Además, es una de las sales de nitrato

más baratas. Sin embargo, su mayor desventaja es que tiene un punto de congelación muy alto, 220 ºC. La sal

ternaria Hitec presenta un punto de congelación mucho más bajo, en torno a 140 ºC, pero su coste es más alto

y su temperatura límite más baja. Existe otra sal, la Hitec XL, con un punto de congelación todavía más bajo,

alrededor de los 120ºC. Otras características, como la viscosidad, la densidad y el calor específico son

similares en todas las sales, como se observa en la tabla (3.1)

Características de las sales de nitrato empleadas en aplicaciones solares

Propiedad Solar Salt Hitec Hitec XL

Composición (%)

NaNO3 60 7 7

KNO3 40 53 45

NaNO2 - 40 -

Ca(NO3)2 - - 48

Punto de congelación (ºC) 220 142 120

Temperatura máxima de trabajo (ºC) 600 535 500

Densidad a 300ºC (kg/m3) 1899 1640 1992

Viscosidad a 300ºC (mPa*s) 3.26 3.16 6.37

Calor específico a 300ºC (kJ/kg-K) 1.495 1.56 1.447

Tabla 3.1. Características de las sales de nitrato empleadas en aplicaciones solares

La sal fundida que finalmente se ha elegido para el análisis comparativo que se va a realizar en este capítulo

ha sido la Solar Salt. El motivo de esta decisión es que se han considerado tubos optimizados, capaces de

aguantar temperaturas de trabajo mayores que las actuales (450 ºC), por lo que se ha querido utilizar la sal


145

fundida que permitiera trabajar a temperaturas más altas. Esta sal ya se ha utilizado en otras aplicaciones

solares, como la central de torre Solar Two; en colectores cilindro parabólicos, todavía no hay experiencias

concretas, aunque se piensa utilizar en el proyecto Archimede, del ENEA, del que se hablará brevemente en

la sección (iii) de este apartado.

Las propiedades de la sal fundida Solar Salt, utilizadas en esta tesis, se han fijado comparando tablas de datos

del Sandia National Laboratories (Kramer, 1980; Nissen, 1980), del Molten Salt Data Center (Janz et al.,

1972) y de (Nagasaka, 1991).

ii. Aspectos de ingeniería relacionados con el uso de sales en el campo solar

Cualquiera de las sales consideradas tiene un punto de fusión mucho más alto que el aceite sintético, uno de

los aspectos más importantes de la operación y mantenimiento es la estrategia de protección frente a

congelaciones durante la noche (Kearney et al., 2004). En principio, se utiliza la misma estrategia que con

aceite:

- Durante la noche se mantiene un caudal pequeño de sales recirculando por el circuito. De esta forma,

las tuberías se mantienen calientes y se evitan gradientes térmicos extremos durante el arranque.

- En caso de que la temperatura de la sal bajara por debajo de un cierto valor, se utilizaría un sistema

de calentamiento auxiliar.

Este procedimiento se mejora sensiblemente si el sistema dispone de un almacenamiento térmico, ya que el

propio tanque “frío” de sales se podría utilizar para mantener el campo caliente durante la noche,

recirculando su contenido.

Otro aspecto importante de ingeniería a considerar son los sistemas de precalentamiento del campo solar.

Tanto los colectores como el sistema de tuberías requieren un sistema de calentamiento eléctrico que realice

las siguientes funciones: precalentamiento antes del llenado con sal para minimizar las tensiones térmicas del

transitorio; y fundir la sal congelada en caso de que se hubiera producido un fallo en el sistema de circulación

de la misma. Existen dos modelos de diseño de los sistemas de precalentamiento del campo solar (Kearney et

al., 2004). Por un lado, el método basado en la resistividad de los materiales, que hace pasar una corriente

eléctrica directamente a través del tubo. Esto produce una pérdida de potencia debido a la resistividad del

material, lo que da lugar a un aumento de temperatura en el conductor. El segundo método consiste en

utilizar la resistencia térmica de un elemento colocado en el interior de la tubería o del tubo receptor. El

primer método presenta la ventaja, respecto al segundo, de un calentamiento más uniforme y de la ausencia

de elementos por el interior del tubo que provocarían pérdidas de carga importantes. Por el contrario,

presenta la desventaja de que el acero inoxidable tiene una baja resistividad, por lo que se requieren unas

corrientes muy elevadas.

En cuanto a problemas de corrosión por contacto de las sales con otros materiales, no se han encontrado

problemas graves al respecto, las sales se comportan razonablemente bien en contacto con el acero del tubo

absorbedor y demás materiales del sistema de tuberías.


146

iii. Campos de investigación dentro de la tecnología de sales fundidas

Como se nombró en el capítulo 1, tanto el ENEA (Ente per le Nuove Tecnologie, l’Energia e l’Ambiente)

como el SNL (Sandia National Laboratories) tienen abiertas líneas de investigación en el campo de las sales

fundidas.

El Sandia National Laboratories se ha centrado más en la mejora de componentes. Recientemente (Bradshaw,

2008) se presentaron nuevas mezclas de sales fundidas que parecen tener un punto de fusión bastante por

debajo de 100 ºC y ser estables a temperaturas de hasta 500 ºC. De acuerdo con la bibliografía existen

mezclas ternarias de NaNO3 y KNO3 con varios nitratos alcalinos que tienen un punto de fusión

verdaderamente bajo. El punto de fusión de la mezcla eutéctica LiNO3, NaNO3 y KNO3 es igual a 120 ºC,

mientras que la mezcla de Ca(NO3)2, NaNO3 y KNO3 funde a 133 ºC. Pues bien, el camino que han seguido

en el Sandia National Laboratories ha sido añadir a las sales de nitrato otros constituyentes que bajen su

punto de fusión. Dichos constituyentes son nitratos metálicos que, aunque no se ha revelado por el momento

la composición exacta de las sales, parecen fundir a una temperatura inferior a 95 ºC.

Además, también desde el SNL, se ha presentado un diseño de colector cilindro parabólico mejorado (Kolb,

2008), con menores pérdidas térmicas y mejoras en el rendimiento óptico (facetas más precisas y mejores

técnicas de alineación), que harían posible, junto con las nuevas sales a puntos de fusión más bajos, una

reducción en el coste del LEC (Levelized Cost of Energy) hasta el 25%.

El enfoque del ENEA ha sido mucho más práctico, con un lazo de pruebas de dos colectores de 50 metros en

serie, operando con sales fundidas en el centro de investigación que el ENEA posee en Casaccia. La sal

fundida empleada es la Solar Salt. Esta tecnología es la que piensan utilizar también en el proyecto

Archimede (Sicilia), que consiste en integrar una central termosolar de colectores cilindro parabólicos

operando con sales fundidas en la turbina de vapor de una planta de ciclo combinado ya existente (ENEA,

2001-2007).

3.1.3. Uso de agua/vapor como fluido de trabajo en el campo solar

Ya se ha dicho en el capítulo 1 que el empleo de agua-vapor a través de los colectores cilindro parabólicos de

un campo solar puede reducir hasta un 30% el coste de la energía generada, a la vez que aumenta el

rendimiento de producción, al suprimir el intercambiador de calor intermedio entre el campo solar y el

bloque de potencia. Existen otras ventajas asociadas a la generación directa de vapor, como:

- El fluido de trabajo en el campo solar no es, en ningún caso, ni contaminante ni peligroso: se

elimina el riesgo de fugas o, en el caso del aceite, de incendios.

- En la misma línea, la reposición del fluido de trabajo tampoco supone un problema. En el caso del

aceite, por ejemplo, hay que incluir una reposición anual del 4% en los costes de operación y

mantenimiento.

- La temperatura máxima de operación no está limitada por el fluido de trabajo, como en el caso del

aceite (400 ºC), y los problemas de congelación no son tan acusados como en el caso del empleo de

sales (con temperaturas de congelación entre 140 ºC y 220 ºC).


147

- Al suprimir el intercambiador de calor intermedio, que es necesario en el caso del aceite y en el caso

de las sales, el sobredimensionamiento que tiene que tener el campo solar respecto al bloque de

potencia es menor. Este punto se analizará con detalle en este mismo capítulo, al hablar del múltiplo

solar.

- Por último, se suprimen muchos de los sistemas auxiliares del circuito de aceite (sistema

antiincendios, piscina de recogida del aceite en caso de fugas, sistema de purga de inconfensables

del aceite y sistema de inertización del aceite) o al circuito de sales (elementos calefactores,

procedimientos y sistemas asociados a la protección frente a las congelaciones nocturnas, etc)

Respecto a las propiedades del agua que circula por los tubos, no se exige ningún requerimiento especial.

Únicamente, como ya se dijo en el capítulo 1, al hablar del proyecto DISS, tiene que existir un equipo de

dosificación química para inyectar hidracina y amoniaco con el fin de ajustar el pH y la conductividad

térmica del agua. Si la conductividad fuera demasiado alta (mayor de 10 µS) y el pH demasiado bajo (menor

de 8), la corrosión de todos los elementos metálicos sería muy fuerte, y su vida se vería considerablemente

acortada.

Como ya se dijo en el capítulo 2, las propiedades termodinámicas del agua-vapor usadas para estas

simulaciones se han tomado de las bases de datos del IAPWS (International Association for the Properties

of Water and Steam, http://www.iapws.org/ ).

Las correlaciones del IAPWS se realizaron en 1995 para sustituir la formulación usada hasta el momento, de

1984 (NBS/NRC Steam Tables, Hemisphere Publishing Co., 1984). Las nuevas formulaciones del IAPWS se

basan en nuevas correlaciones (Saul y Wagner, 1987), con modificaciones posteriores para ajustar dichas

correlaciones a la Escala Internacional de Temperatura de 1990. Estas modificaciones son descritas por

(Wagner y Pruss, 1993).

ii. Aspectos de ingeniería relacionados con el uso de agua en el campo solar

Aunque muchos de las cuestiones que se van a tratar aquí ya se han tratado en el capítulo 1, por similitud con

los otros dos fluidos estudiados, se van a citar aspectos importantes derivados del uso del agua en el campo

solar.

Como ya se ha citado al inicio del apartado 3.1, el uso de agua en el campo de colectores cilindro parabólicos

implica trabajar a presiones altas. Uno de los puntos más críticos es, pues, diseñar elementos (juntas rotativas

para las uniones entre colectores, tubos absorbedores, etc.) que garanticen un funcionamiento adecuado bajo

esas condiciones de trabajo. Parece que de momento esto no va a suponer un problema. Se vio en el capítulo

1 que 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 tanto juntas rotativas (Ortiz y Kaufung, 2008)

como tubos absorbedores adecuados (Benz et al., 2008).

Otro punto importante es el almacenamiento térmico. En este caso, no se ha probado, hasta la fecha, ningún

sistema de almacenamiento para generación directa de vapor. Sin embargo, parece que dentro del proyecto

REAL-DISS se van a instalar dos módulos de almacenamiento demostrativos en un lazo de pruebas, uno para


148

la parte de evaporación/condensación y otro para la parte de sobrecalentamiento. Para el primero, se ha

elegido como material de cambio de fase el nitrato sódico (NANO3), con una temperatura de fusión de

306 ºC. En el segundo módulo se piensa utilizar hormigón como medio sólido de almacenamiento de calor

sensible (Eck et al., 2008)

iii. Proyectos demostrativos dentro de la tecnología GDV

También de este punto se habló extensamente en el apartado (1.4.3) del capítulo 1, por lo que sólo se

nombrarán de nuevo, los dos proyectos de plantas pre-comerciales que se van a instalar en España. En primer

lugar, el proyecto INDITEP y su continuación en el proyecto ALMERÍA GDV para la construcción de una

planta de generación directa de vapor de 3 MWe. En segundo lugar, el proyecto REAL-DISS, juntamente con

el proyecto ITES, cuyo objetivo final es la construcción de una planta de 50 MWe aunque, como paso previo,

se piensa construir un lazo de pruebas y una planta precomercial de 50 MWe en Carboneras, Almería.

3.2. Estudio comparativo, en condiciones de diseño, de plantas termosolares de 20 MWe para cada una de las tecnologías HTF consideradas

Una revisión bibliográfica del estado del arte permite verificar que existen muy pocos estudios comparativos

entre distintas tecnologías HTF, y ninguno de ellos realiza un análisis común de los tres fluidos de trabajo

que se están investigando actualmente como posibles fluidos caloríferos en el campo solar: aceites sintéticos,

sales fundidas o agua-vapor. Por ello, dentro del trabajo de investigación de esta tesis, se presentó, en el 2008

14th Biennial CSP SolarPACES Symposium, un estudio comparativo de estos tres fluidos de trabajo, muy

similar al que ahora se presenta (Montes et al., 2008).

En (Svodoba et al., 1997) se realiza un análisis comparativo entre la generación directa de vapor y una campo

termosolar convencional de aceite. Para ello, considera para los dos casos el mismo esquema: campo solar

acoplado a la turbina de vapor de un ciclo combinado (Integrated Solar Combined Cycle Systems, ISCCS),

con una turbina de gas de 66.9 MWe y una turbina de vapor de 35.6 MWe. En el estudio también se realiza un

balance anual y un análisis económico, obteniéndose que la generación directa de vapor es más eficiente

(10%) que las plantas de aceite y los costes de inversión son menores (9%), lo que conduce también a

menores costes del kWhe (13%). Sin embargo, este estudio fue realizado hace más de 10 años, por lo que se

ha quedado algo desfasado, tanto en los modelos de colector que utiliza, como en la configuración del campo

solar o los costes de inversión. Se hace preciso, por tanto, actualizar dicha comparación.

En (Kearney et al., 2003) se realizan análisis comparativo entre la tecnología del aceite y la de las sales

fundidas. En este caso, el ciclo de potencia acoplado al campo solar es un ciclo de Rankine convencional, de

55 MWe. El estudio concluye que si se utiliza una sal fundida en lugar de aceite, en una planta de colectores

cilindro parabólicos con una temperatura máxima de 450 ºC y 6 horas de almacenamiento térmico

equivalente, el precio del kWhe se reduce en un céntimo de euro. Se indica además que, si se consigue que

los componentes del campo solar aguanten más temperatura, de forma que se pueda trabajar con temperaturas

de salida del orden de los 500 ºC, la reducción de precios es todavía mayor, del orden de 1.5 c€/kWhe. Este

aumento se debe en parte a que el aceite no se ve beneficiado por la posibilidad de trabajar a más temperatura,


149

ya que su temperatura máxima de trabajo está limitada a 400 ºC; por encima de este valor, el aceite se

degrada.

En ambos estudios se observa que lo primero que se hace es definir una ventana de diseño adecuada en la que

las tecnologías consideradas puedan ser analizadas en condiciones similares. Esto es lo primero que se va a

hacer en este estudio. Para ello, se ha considerado que las distintas tecnologías HTF consideradas van a tener

que acoplarse a un ciclo de Rankine convencional, de 20 MWe. En la medida de lo posible, se intentará que

dicho ciclo sea igual para los tres casos. Además, con el objetivo de simplificar la comparación, se ha

considerado que la planta no va a tener almacenamiento térmico ni hibridación. Es decir, cuando la radiación

solar no sea suficiente para producir 20 MWe, el ciclo de potencia trabajará a cargas parciales. Se considerará

que la turbina puede trabajar hasta un mínimo del 10% de su carga. Este valor, en turbinas convencionales es

excesivamente bajo (para cargas muy pequeñas, la turbina estaría prácticamente ventilando). Por lo que se ha

podido comprobar, en turbinas de aplicaciones solares, el fabricante garantiza el funcionamiento a cargas

muy bajas. Así, por ejemplo, la turbina que actualmente oferta Siemens para acoplar a campo solares de

colectores cilindro parabólicos puede trabajar hasta el 10% de la carga.

Es importante señalar también que para este análisis se han considerado tubos optimizados, entendiendo

como tales tubos que aguanten temperaturas superiores a 500 ºC. Existen tres motivos por los que se han

considerado este tipo de tubos:

- En primer lugar, se ha querido hacer el 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 segundo lugar, como ya se ha indicado en los capítulos 1 y 2, se espera que en breve se puedan

comercializar tubos que aguanten dichas temperaturas (Benz et al., 2008).

- Por último, este estudio, al formar parte del trabajo para una tesis doctoral, no ha querido limitarse a

lo que se encuentra disponible actualmente desde el punto de vista tecnológico, sino que pretende ir

más allá, para que tenga un rango de validez lo más extenso posible en el tiempo.

Se analizan a continuación dos aspectos importantes que definen las condiciones de contorno del campo

solar: el punto de diseño y el ciclo de potencia.

3.2.1. Punto de diseño para el campo solar

Con el fin de realizar un adecuado dimensionado de los diferentes sistemas térmicos que componen el campo

solar y del campo solar en sí respecto al ciclo de potencia, es necesario definir un punto de diseño, en el cual,

el funcionamiento del campo solar sea el nominal. Dicho punto de diseño se suele tomar, por convenio, el

mediodía solar (12:00 hora solar) del día del solsticio de verano (21 de junio) en la ubicación de la planta. La

ubicación, para las tres configuraciones de plantas que se van a estudiar, va a ser la misma: las coordenadas

correspondientes a la Plataforma Solar de Almería (PSA), por considerarse ésta un referente en energía solar,

no sólo en España, sino a nivel internacional. De esta forma, se han podido disponer también de datos de

radiación solar directa con el nivel de exactitud requerido en cada caso, como se verá en el capítulo 4. En la

tabla (3.2) se han recogido los valores que se van a utilizar para el análisis en el punto de diseño.


150

Parámetros en el punto de diseño (Almería, España)


Longitud (º) 2º 21’19’’ W

Latitud (º) 37º05’27,8’’ N Altitud (m) 366

Ángulo cenital (º) 13º 51’ 18’’

Ángulo azimutal (º) -10º 42’ 46.8’’


Ángulo de incidencia de la radiación solar para orientación N-S (º) 13º 39’ 14.4’’

Tabla 3.2. Parámetros característicos en el punto de diseño para la planta termosolar de 20 MWe

Se puede observar que el ángulo de incidencia es el correspondiente a la orientación N-S. 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.

Existe un parámetro importante asociado al punto de diseño, que nos da una idea del sobredimensionamiento

del campo solar respecto al bloque de potencia: 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, ecuación (3.1).

diseñopuntopotenciadebloqueth

solarcampoth

diseñopuntoQ

QSM

___,

_,_ &

&

=

(3.1)

Como ya se ha dicho en la introducción de este apartado (3.2), la planta termosolar considerada va a ser una

planta de 20 MWe, sin almacenamiento ni hibridación. Se puede encontrar en la bibliografía (Price, 2002 y

Nelly, 2005) que para plantas con esta configuración el múltiplo solar óptimo oscila entre 1 y 1.3. Se elige un

múltiplo solar mayor que la unidad para conseguir que la turbina trabaje en condiciones estacionarias durante

un intervalo de tiempo mayor que si se dimensionase el campo para dar la potencia térmica en un solo punto,

el de diseño, tal como aparece en la figura (3.1). 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 mayores costes

del KWhe (LEC, Levelized Cost of Energy).


151

Figura 3.1. Efectos de dimensionar el campo solar con distintos múltiplos solares

Las plantas termosolares que se van a comparar se diseñarán para que, en todas ellas, el múltiplo solar en

condiciones de diseño esté comprendido entre 1 y 1.3. El número concreto en cada caso dependerá del ajuste

que se pueda hacer con los caudales de los lazos, pero se intentará que sean lo más parecidos entre sí.

3.2.2. Estudio del bloque de potencia de la planta termosolar en condiciones nominales

El ciclo de potencia que se va a acoplar a cada uno de los tres campos solares en estudio va a ser un ciclo de

Rankine convencional. La configuración general del ciclo dependerá de su tamaño, es decir, de la potencia

eléctrica que produzca. Es necesario asimismo tener en cuenta la aplicación concreta a la que se va a destinar

el ciclo de potencia: producir energía eléctrica a partir de la energía térmica suministrada por un campo solar,

ya que muchas de las características de dicho ciclo van a estar condicionadas por el acoplamiento al campo

solar.

En la tabla (3.3) se recogen las características más comunes para ciclos de Rankine en función de la potencia

(Valdés, 2007).


152

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

Tabla 3.3. Parámetros característicos de los ciclos de Rankine en función de la potencia

Como se ha dicho en la introducción a este apartado, la potencia térmica que se va a utilizar para realizar la

comparación son 20 MWe. Según se observa en la tabla (3.3), para dicha potencia lo normal es que la

temperatura del vapor a la entrada sea 550 ºC. Sin embargo, para los casos que nos ocupan, 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 al comienzo del punto 3.2, se utilicen tubos optimizados que

trabajen a más de 500 ºC, la temperatura máxima en el caso de utilizar sales o agua puede ser mayor de

500 ºC (contabilizando las pérdidas en el generador de vapor en el caso de la sal fundida). 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 turbina es 380 ºC aproximadamente.

Para la planta de 20 MWe considerada, el ciclo de Rankine elegido tiene 3 extracciones de turbina.

Aparentemente, este número de extracciones para ciclos de tan poca potencia puede parecer excesivo, pero

en realidad no lo es. 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 sales) o directamente en el campo solar (en el caso de agua-vapor).

Esto significa que, para una potencia eléctrica y un múltiplo solar determinados, el tamaño del campo puede

reducirse, lo cual redunda en numerosas ventajas: menor inercia y mejor control; menores pérdidas de carga;

y, sobre todo, menores costes de inversión, tanto en adquisición de terreno como en colectores solares.

Respecto a la posible existencia de recalentamiento intermedio, el único caso en que se va a considerar un

recalentamiento es en 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 la salida de la turbina

sería excesiva. Las gotas de agua chocarían contra los últimos álabes de la turbina, reduciendo la vida útil de

la misma. En los casos de los ciclos de potencia acoplados al campo solar de sales y al de generación directa

de vapor, las temperaturas de entrada a turbina son las adecuadas 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 tres ciclos de potencia, con sus inevitables diferencias debido a

las diferentes tecnologías HTF de los campos solares a los que están acoplados, ya se está en disposición de

hacer un análisis de dichos ciclos, primero en condiciones nominales, para posteriormente, en el siguiente

apartado, hacer el análisis a cargas parciales.


153

i. Caracterización del ciclo de potencia en condiciones nominales

Ya se ha dicho que, si bien se ha intentado que los ciclos de Rankine utilizados para este análisis comparativo

fueran lo más parecidos posible, han sido inevitables ciertas diferencias, debido a exigencias impuestas por el

fluido de trabajo utilizado en el campo solar. En la tabla (3.4) se recogen los parámetros principales de cada

bloque de potencia en condiciones nominales.

Parámetros principales de los componentes del ciclo de potencia en condiciones de diseño

Fluido de trabajo en el campo solar Therminol VP-1 Solar Salt Agua-vapor

Turbina

Temperatura de entrada a turbina (ºC) 380 500 510

Presión de entrada a turbina (bar) 80 80 81

Rendimiento isentrópico 0.85 0.85 0.85

Rendimiento electro-mecánico del alternador 0.98 0.98 0.98

Recalentamiento intermedio

Presión de salida al recalentamiento 23.21 - -

Pérdida de carga en la línea del recalentamiento intermedio (% respecto 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 - -

Primera extracción

Presión de salida de la primera extracción (bar) 23.21 26.5 26.96

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

3% 3% 3%

Segunda extracción

Presión de salida de la segunda extracción (bar) 5.354 6.064 6.222


4.7% 4.7% 4.7%

Tercera extracción

Presión de salida de la tercera extracción (bar) 0.8152 0.8583 0.873


3.5% 3.5% 3.5%

Bomba de condensado P1

Rendimiento isentrópico de la bomba 0.75 0.75 0.75

Rendimiento electro-mecánico del motor de la bomba de condensado

0.98 0.98 0.98

Bomba de alimentación P2

Rendimiento isentrópico de la bomba 0.75 0.75 0.75


0.98 0.98 0.98

Cambiador de superficie del agua de condensado

Terminal Temperature Difference (ºC) 1.5 1.5 1.5

Drain Cooling Approach (ºC) 5.5 5.5 5.5

Cambiador de superficie del agua de alimentación

Terminal Temperature Difference (ºC) 1.5 1.5 1.5

Drain Cooling Approach (ºC) 5.5 5.5 5.5

Condensador

Presión de condensación (bar) 0.07 0.07 0.07

Tabla 3. 4. Parámetros en condiciones nominales de los ciclos de potencia elegido para cada tecnología HTF


154

Se observa que sólo se ha considerado un rendimiento isentrópico de la turbina cuando ésta, como se verá en

las figuras (3.5), (3.7) y (3.9) están constituida por un cuerpo de alta presión y un cuerpo de media-baja

presión. Lo normal es que el cuerpo de alta tenga un rendimiento ligeramente inferior al cuerpo de media-

baja presión. Para la potencia que se ha considerado, dichos rendimientos suelen oscilar entre 84% y 86%,

por lo que se ha considerado un rendimiento medio 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, tal y como aparece en la figura (3.2). Se demuestra (Kostiyuk y Frolov, 1985; Schegliaiev,

1978) que esta disposición conduce, para cada número de extracciones que se considere, a un rendimiento

máximo.

6000 7000 8000 9000 10000

2.0x106

2.5x106

3.0x106

3.5x106

s [J/kg-K]

h [J/kg]

8.100E+06 Pa

2.696E+06 Pa 622200 Pa

87300 Pa

7000 Pa

0.8

0.9

SteamIAPWS

7

8

9

10

11

ΛΛΛΛhi

ΛΛΛΛhi

ΛΛΛΛhi

ΛΛΛΛhi

Figura 3.2. Disposición óptima de las presiones de extracción de turbina para el ciclo regenerativo considerado

El valor de la presión de condensación es el correspondiente a un condensador de agua de esta potencia. En

caso de haber considerado un aerocondensador, dicha presión sería mayor, del orden de 0.1 bar.

a. Precalentadores del sistema de agua de circulación

En cuanto a los precalentadores del sistema de agua de circulación, para todos los ciclos existen tres

cambiadores:

- Un cambiador de superficie en el sistema de agua de condensado.

- Un desgasificador o desaireador.

- Un cambiador de superficie del sistema de agua de alimentación.


155

El desgasificador, por ser un cambiador de mezcla, queda definido por su presión. Como se verá en tablas

posteriores, dicha presión oscila, para cada uno de los ciclos considerados, entre 5 bar y 6 bar.

De acuerdo con la HEI (Heat Exchange Institute), los cambiadores de superficie o cambiadores de carcasa y

tubos quedan definidos a partir de las diferencias terminales de temperatura. Se denomina TTD (Terminal

Temperature Difference) y DCA (Drain Cooling Approach) a las diferencias térmicas en los extremos del

cambiador, entre el vapor/condensado procedente de la extracción y el agua a calentar. En la figura (3.3) se

expresan de forma gráfica dichas definiciones.

Figura 3.3. Esquema de temperaturas en un precalentador de superficie del ciclo de potencia

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 agua del cambiador. 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 -según aconseja HEI- es +1 ºC / +2 ºC. Un valor óptimo, sobre todo

en alta presión, sería - 1 ºC / - 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.

El DCA se refiere a un intercambio de calor líquido-líquido, entre el agua fría de entrada y el vapor

subenfriado que sale del cambiador. Un valor económico de este parámetro -según aconseja HEI- es +5 ºC /

+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.

Los valores de estos dos parámetros (TTD y DCA) varían cuando el cambiador trabaja a cargas parciales. En

general, tienden a ser menores porque, aunque a cargas parciales la transmisión de calor es peor, los caudales

son también menores. Como se verá en el apartado (3.3.2), para poder calcular su valor en dichas condiciones

de operación, es necesario trabajar con el coeficiente global de transmisión de calor, UA (W/K). Por ello, en

cada uno de los ciclos de Rankine que se han simulado en condiciones nominales, se han calculado los

valores de dicho parámetro, y de la eficiencia del intercambiador, del modo que se explica a continuación

(Chapman, 1984). Para ello, se va a considerar el cambiador de superficie genérico, para agua de condensado

o agua de alimentación, de la figura (3.4).


156

Figura 3.4. Esquema de un intercambiador de superficie genérico

Los precalentadores de superficie son cambiadores en los que una de las dos corrientes de fluido -la

procedente de la extracción-, cambia de estado. Por ello, la capacidad calorífica mínima coincide con la del

fluido que no cambia de estado, es decir, el agua de circulación. Con la notación de la figura, esta capacidad

calorífica viene dada por la ecuación (3.2).

( )( ) ( ) aguaagua

inaguaoutagua

inaguaoutagua

agua mcpC

kWCTT

hh

CkgkJcp &⋅=→

−

−=

⋅ ºº min,,

,,

(3.2)

donde cpagua (kJ/kg-ºC) es el calor específico medio del agua de circulación en el intervalo de temperaturas

considerado; hagua,in (kJ/kg) y hagua,out (kJ/kg) son las entalpías del agua a la entrada y salida del cambiador,

respectivamente; Tagua,in (ºC) y Tagua,out (ºC) son las temperaturas del agua a la entrada y salida del cambiador,

respectivamente; Cmin (kW/ºC) es la capacidad calorífica mínima; y aguam& (kg/s) es el caudal másico de agua

en el cambiador.

El calor máximo que pueda intercambiar el cambiador se define como dicha capacidad calorífica mínima por

la máxima diferencia de temperaturas: la temperatura del vapor de la extracción a la entrada del cambiador y

la temperatura del agua fría también a la entrada. Con la notación de la figura (3.4), se tiene las ecuación

(3.3)

( ) ( )inaguainvapormáx TTCkWQ ,,min −=&

(3.3)

donde máxQ& (kW) es el calor máximo intercambiado; Cmin (kW/ºC) es la capacidad calorífica mínima;

Tagua,in (ºC) es la temperatura de entrada de la corriente de agua al cambiador de valor; y Tvapor,in (ºC) es la

temperatura de entrada del vapor al cambiador de calor.

Una vez calculado el calor máximo se puede calcular la eficiencia del cambiador, definida como la razón

entre el calor que realmente se transmite y el calor máximo. Si se consideran cambiadores adiabáticos, dicho

calor es igual se calcule del lado del vapor que del lado del agua. Para el cambiador considerado, la eficiencia

ε vendrá dada por la ecuación (3.4).


157

( )máx

inaguaoutaguaagua

máx Q

hhm

Q

Q

&

&

&

&,, −⋅

==ε

(3.4)

La ecuación (3.5) relaciona la eficiencia (ε) con el número de unidades de transmisión (NTU). Esta expresión

varía en función del tipo de cambiador. En este caso, tanto para cambiadores de agua de condensado como de

agua de alimentación, se utiliza la misma ecuación, por tratarse ambos de cambiadores en los que se produce

cambio de fase (Incropera, 2006).

)exp(1 NTU−−=ε

(3.5)

Por último, la ecuación (3.6) relaciona el coeficiente global de transmisión de calor (UA) con el número de

unidades de transmisión.

minC

UANTU =

(3.6)

Siendo Cmin (kW/ºC) es la capacidad calorífica mínima del cambiador.

Estas ecuaciones son las que se van a utilizar, en cada uno de los ciclos simulados, para sacar el valor de los

parámetros que rigen la transferencia de calor en los precalentadores de superficie del ciclo.

b. El generador de vapor (para los casos de aceite o sal fundida en el campo solar)

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 o sales como fluido calorífero en los colectores cilindro parabólicos. En el caso del 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 es en realidad un intercambiador de calor entre dos corrientes de fluidos distintos.

Como tal, se va a modelar de forma muy parecida a los cambiadores vistos en la sección anterior. En una

primera aproximación, el generador de vapor se puede dividir en tres secciones:

- Precalentador

- Evaporador

- Sobrecalentador

En el caso del aceite habrá, además, un recalentamiento del vapor en el propio generador.


158

Como en el caso anterior, para conocer el comportamiento de estos sistemas a cargas parciales, es preciso

calcular los valores de los parámetros que definen su comportamiento térmico en condiciones nominales.

Para ello, se van a estudiar por separado cada uno de los cambiadores que componen el generador de vapor.

b.1. Precalentador

En el precalentador, el agua procedente del último intercambiador de mezcla es calentada mediante la

corriente de fluido (aceite/salen fundidas) en su última etapa antes de volver al campo solar, después de haber

pasado por el sobrecalentador, el recalentador en caso de que lo hubiera y el evaporador.

En este tipo de cambiador de calor no existe cambio de fase. Por tanto, ya no se cumple que la capacidad

calorífica mínima coincide con la corriente que no experimenta el cambio de fase, sino que es preciso

comparar las capacidades caloríficas de los dos fluidos. Para su cálculo se procede de la forma indicada en

las ecuaciones (3.7) y (3.8).

( )( ) ( ) aguaprhaguaprhagua

inprhaguaoutprhagua

inprhaguaoutprhagua

prhagua mcpC

kWCTT

hh

CkgkJcp &⋅=→

−

−=

⋅ ,;,,,,

,,,,, ºº

(3.7)

( )( ) ( ) HTFprhHTFprhHTF

inprhHTFoutprhHTF

inprhHTFoutprhHTF

prhHTF mcpC

kWCTT

hh

CkgkJcp &⋅=→

−

−=

⋅ ,,,,,,

,,,,, ºº

(3.8)

El subíndice HTF hace referencia al fluido de trabajo (aceite o sales), y el subíndice prh se refiere al

precalentador.

La transmisión de calor máxima será el producto de la capacidad calorífica mínima por el máximo

incremento de temperaturas, ecuación (3.9).

( ) ( )inprhaguainprhHTFprhmáx TTCkWQ ,,,,min, −=&

(3.9)

donde Cmin será la capacidad calorífica mínima de las dos calculadas: ( )prhHTFprhaguaprh CCC ,,min, ,min=

La eficiencia del precalentador se define como el calor realmente intercambiado y el calor máximo calculado

en la ecuación anterior.

El generador de vapor no se va a considerar adiabático, sino que va a tener un 10% de pérdidas. Ello significa

que la transmisión de calor no es igual en ambas corrientes: la corriente de fluido procedente del campo solar

cede más de calor que el que recibe el agua, ya que parte de su calor se va en pérdidas. La hipótesis de no

adiabático se va a considerar en todos los cambiadores que componen el generador de vapor. Para todos ellos,

el calor a partir del que se va a calcular la eficiencia va a ser el calor suministrado al agua/vapor, pues

interesa caracterizar en condiciones nominales el lado correspondiente al ciclo de potencia, ya que de esta

forma se podrá caracterizar el ciclo a cargas parciales.


159

Por tanto, para el precalentador, la eficiencia se define según la ecuación (3.10).

( )máx

inprhaguaoutprhaguaagua

máx Q

hhm

Q

Q

&

&

&

&,,,, −⋅

==ε

(3.10)

La eficiencia se relaciona con el número de unidades de transmisión mediante la ecuación (3.11). En este

caso, la ecuación que se aplica es la correspondiente a intercambio de calor sensible entre dos fluidos en

contracorriente (Incropera, 2006).

( )[ ]( )[ ]rr

r

CNTUC

CNTU

−⋅−⋅−

−⋅−−=

1exp1

1exp1ε

(3.11)

donde Cr es la razón entre la capacidad calorífica mínima y máxima, ecuación (3.12)

max

min

C

CCr =

(3.12)

Por último, la ecuación (3.13) relaciona el coeficiente global de transmisión de calor (UA) con el número de

unidades de transmisión.

minC

UANTU =

(3.13)

b.2. Evaporador

En este caso las ecuaciones son muy parecidas a las empleadas en los cambiadores de superficie del circuito

de precalentamiento del agua, puesto que también en este caso existe un fluido que cambia de fase. La

capacidad calorífica mínima será, por tanto, la correspondiente al fluido de trabajo del campo solar, ecuación

(3.14).

( )( ) ( ) HTFevapHTFevapHTF

inevapHTFoutevapHTF

inevapHTFoutevapHTF

evapHTF mcpC

kWCCTT

hh

CkgkJcp &⋅=≡→

−

−=

⋅ ,,min,,,,

,,,,

, ºº

(3.14)

El máximo calor transmitido será el producto de la capacidad calorífica mínima por el máximo incremento de

temperaturas, ecuación (3.15).


160

( ) ( )inevapaguainevapHTFevapmáx TTCkWQ ,,,,min, −=&

(3.15)

La eficiencia, definida como en el caso anterior, del lado del agua-vapor, viene dada por la expresión (3.16).

( )máx

inevapvaporoutevapvaporvapor

máx Q

hhm

Q

Q

&

&

&

&,,,, −⋅

==ε

(3.16)

La relación entre la eficiencia y el número de unidades de transmisión, y entre este parámetro y UA, viene

dado por las mismas fórmulas que en los precalentadores de superficie, ecuaciones (3.5) y (3.6), que se ponen

de nuevo a modo de recordatorio.

)exp(1 NTU−−=ε

(3.5, repetida)

minC

UANTU =

(3.6, repetida)

b.3. Sobrecalentador (y recalentador)

Por último, se van a estudiar conjuntamente las ecuaciones correpondientes al sobrecalentador y recalentador,

ya que ambos sistemas son muy parecidos: intercambiadores de calor entre dos fluidos monofásicos: vapor

seco y el fluido de trabajo del campo solar.

En este caso, no se sabe a priori cuál de las dos corrientes tendrá la capacidad calorífica mínima, por lo que

es necesario hacer el cálculo de las dos, ecuaciones (3.17) y (3.18).

( )( ) ( ) vaporshvaporshvapor

inshvaporoutshvapor

inshvaporoutshvapor

shvapor mcpC

kWCTT

hh

CkgkJcp &⋅=→

−

−=

⋅ ,,,,,,

,,,,

, ºº

(3.17)

( )( ) ( ) HTFshHTFshHTF

inshHTFoutshHTF

inshHTFoutshHTF

shHTF mcpC

kWCTT

hh

CkgkJcp &⋅=→

−

−=

⋅ ,,,,,,

,,,,, ºº

(3.18)

El subíndice sh sería perfectamente intercambiable con rh en caso de que se tratase de un recalentamiento.

El calor máximo en el sobrecalentador será el producto de la capacidad calorífica mínima por el máximo

incremento de temperaturas, ecuación (3.19).


161

( ) ( )inshvaporinshHTFshmáx TTCkWQ ,,,,min, −=&

(3.19)

donde Cmin será la capacidad calorífica mínima de las dos calculadas: ( )shHTFshvaporsh CCC ,,min, ,min=

La eficiencia del sobrecalentador se define tomando como referencia el calor absorbido por el vapor,

ecuación (3.20).

( )máx

inshvaporoutshvaporvapor

máx Q

hhm

Q

Q

&

&

&

&,,,, −⋅

==ε

(3.20)

A partir de aquí, el resto de las ecuaciones son idénticas a las ya utilizadas en el caso del precalentador,

ecuaciones (3.11), (3.12) y (3.13), que se vuelven a poner aquí a modo de recordatorio

( )[ ]( )[ ]rr

r

CNTUC

CNTU

−⋅−⋅−

−⋅−−=

1exp1

1exp1ε

(3.11., repetida)

max

min

C

CCr =

(3.12., repetida)

minC

UANTU =

(3.13., repetida)

ii. Resultados de la simulación del ciclo de potencia en condiciones nominales

a. Ciclo de potencia de 20 MWe acoplado a un campo CCP con Therminol VP-1 como fluido

calorífero

En la figura (3.5) se ha representado el diagrama de flujo para el ciclo de Rankine acoplado al campo solar

refrigerado por Therminol VP-1, y en la figura (3.6) el diagrama de Mollier correspondiente. Por último, en la

tabla (3.5) se han representado los valores de los puntos señalados en la figura (3.6).


162

Figura 3.5. Diagrama de flujo para el ciclo de potencia de 20MWe acoplado al campo termosolar refrigerado por Therminol VP-1

1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 10000 11000

5.0x105

1.0x106

1.5x106

2.0x106

2.5x106

3.0x106

3.5x106

4.0x106

s [J/kg-K]

h [J/kg]

8.000E+06 Pa

2.321E+06 Pa 2.049E+06 Pa

535400 Pa

81520 Pa

7000 Pa

0.4

0.6

0.8

0.9

SteamIAPWS

1 2

3

45

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

16

17


refrigerado por Therminol VP-1

María José M

ontes Pita

Tesis Doctoral

16

3

Punto

Descripción

Presión

(bar)

Tem

peratura

(ºC)

Entalpía

(kJ/kg)

Entropía

(kJ/kg-K)

Caudal

másico

(kg/s)

Título de

vapor

1 Salida del condensador/entrada bomba de condensado

0.070

39.00

163.4

0.559

17.380

0

2 Salida de la bomba de condensado/entrada cambiador de superficie C1

5.102

39.05

164.0

0.560

17.380

-100

3 Salida del cambiador de superficie C1/ entrada al desgasificador

5.102

92.49

387.9

1.221

17.380

-100

4 Salida del desgasificador/entrada a la bomba de alimentación

5.102

152.60

643.4

1.868

22.200

0

5 Salida de la bomba de alimentación/entrada al cambiador de superficie C2

82.500

154.10

654.6

1.875

22.200

-100

6 Salida del cambiador de superficie C2/entrada al precalentador del generador de vapor

82.500

218.50

938.5

2.493

22.200

-100

7 Salida del precalentador/entrada al evaporador del generador de vapor

82.000

296.70

1327.0

3.224

22.200

0

8 Salida del evaporador/entrada al sobrecalentador del generador de vapor

81.000

295.90

2757.0

5.738

22.200

1

9 Salida del sobrecalentador del generador de vapor/entrada a la turbina de alta presión

80.000

380.00

3082.0

6.279

22.200

100

10

Salida de la turbina de alta presión al recalentamiento intermedio

23.210

232.90

2841.0

6.364

22.200

100

11

Salida de la primera extracción de turbina

23.210

232.90

2841.0

6.364

2.909

100

12

Entrada a la turbina de media-baja presión desde el recalentamiento

20.490

380.00

3203.0

7.051

19.290

100

13

Salida de la segunda extracción de turbina

5.354

229.20

2916.0

7.154

1.913

100

14

Salida de la tercera extracción de turbina

0.815

93.99

2629.0

7.327

1.592

0.984

15

Salida de la turbina/entrada al condensador

0.070

39.00

2342.0

7.538

15.780

0.905

16

Salida de la extracción nº 1 del cambiador de superficie C1

0.787

44.55

186.6

0.633

1.592

-100

17


22.51

159.60

674.8

1.937

2.909

-100

Tabla 3.5. Propiedades termofísicas, en condiciones nominales, de los puntos principales del ciclo de Rankine acoplado a un cam

po solar refrigerado por Therminol V

P-1


164

Los resultados de la simulación del ciclo aparecen en la tabla (3.6)

Resultados de la simulación del ciclo de potencia en condiciones nominales

(Caso: 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 (intercambiador aceite-agua) (MWth) 47.58

Calor aportado en el recalentamiento (intercambiador aceite-agua) (MWth) 6.988

Potencia eléctrica suministrada a la bomba de condensado (kWe) 11.98

Potencia eléctrica suministrada a la bomba de alimentación (kWe) 255.1

Tabla 3.6. Resultados globales de la simulación en condiciones nominales del ciclo de Rankine acoplado al campo solar refrigerado por Therminol VP-1

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 que debe aportar

el campo solar para hacer trabajar el ciclo de potencia en condiciones de diseño es la suma de la potencia

térmica aportada en el generador de vapor y la potencia térmica del recalentamiento intermedio, es decir,

54.568 MWth.

Ya se ha dicho anteriormente que para la simulación a cargas parciales del ciclo hacen falta los parámetros

térmicos de los intercambiadores, ya que las diferencias terminales de temperatura (Terminal Temperature

Difference, TTD, y Drain Cooling Approach, DCA) se modifican ligeramente a cargas parciales. Dicho

valores aparecen en la tabla (3.7).

UA (kW/ºC) NTU Eficiencia (ε)

Cambiador de agua de condensado 262.1 3.601 0.9727

Cambiador de agua de alimentación 166.3 1.7 0.8173

Precalentador 162.7 1.477 0.7412

Evaporador 583.9 0.931 0.6058

Sobrecalentador 189.1 2.207 0.8697

Recalentador 92.03 1.683 0.8004

Tabla 3. 7. Parámetros térmicos de los cambiadores de calor del ciclo de potencia acoplado al campo solar refrigerado por Therminol VP-1

b. Ciclo de potencia de 20 MWe acoplado a un campo CCP con Solar Salt como fluido

calorífero

En figura (3.7) se ha representado el diagrama de flujo para el ciclo de Rankine acoplado al campo solar

refrigerado por Solar Salt, y en la figura (3.8) el diagrama de Mollier correspondiente. Por último, en la tabla

(3.8) se han representado los valores de los puntos señalados en la figura (3.7).


165

Figura 3.7. Diagrama de flujo para el ciclo de potencia de 20MWe acoplado al campo solar refrigerado por Solar Salt

1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 10000 11000

5.0x105

1.0x106

1.5x106

2.0x106

2.5x106

3.0x106

3.5x106

4.0x106

s [J/kg-K]

h [J/kg]

8.000E+06 Pa

2.650E+06 Pa

606400 Pa

85830 Pa

7000 Pa

0.4

0.6

0.8

0.9

SteamIAPWS

1 2

3

45

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

Figura 3. 8. Diagrama de Mollier en condiciones nominales del ciclo de potencia acoplado al campo solar refrigerado por Solar Salt

Capítulo 3

Análisis comparativo de la generación directa de vapor con otras tecnologías

16

6

Punto

Descripción

Presión

(bar)

Tem

peratura

(ºC)

Entalpía

(kJ/kg)

Entropía

(kJ/kg-K)

Caudal

másico

(kg/s)

Título de

vapor


0.070

39.00

163.4

0.559

17.030

0


5.779

39.06

164.1

0.560

17.030

-100

3

Salida del cambiador de superficie C1/ entrada al desgasificador

5.779

93.89

393.8

1.237

17.030

-100


5.779

157.40

664.0

1.916

21.750

0


82.500

158.90

675.3

1.923

21.750

-100

6 Salida del cambiador de superficie C2/entrada al precalentador del generador de vapor

82.500

225.60

970.8

2.558

21.750

-100

7 Salida del precalentador/entrada al evaporador del generador de vapor

82.000

296.70

1327.0

3.224

21.750

0

8 Salida del evaporador/entrada al sobrecalentador del generador de vapor

81.000

295.90

2757.0

5.738

21.750

1

9 Salida del sobrecalentador del generador de vapor/entrada a la turbina de alta presión

80.000

500.00

3400.0

6.727

21.750

100

10

Salida de la primera extracción de turbina

26.500

348.80

3121.0

6.807

2.651

100

11


6.064

196.40

2842.0

6.946

2.074

100

12


0.858

95.39

2564.0

7.127

1.645

0.954

13


0.070

39.00

2285.0

7.357

15.380

0.881

14


0.827

44.56

186.7

0.633

1.645

-100

15


25.7

164.40

695.7

1.984

2.651

-100

Tabla 3. 8. Propiedades termofísicas, en condiciones nominales, de los puntos principales del ciclo de Rankine acoplado a un cam

po solar refrigerado por Solar Salt


167

Los resultados de la simulación del ciclo de potencia aparecen en la tabla (3.9)


(Caso: Solar Salt)



Rendimiento del generador de vapor (%) 95



Potencia eléctrica suministrada a la bomba de alimentación (kWe) 249

Tabla 3.9. Resultados de la simulación del ciclo de Rankine acoplado a un campo solar refrigerado por Solar Salt

Como en el caso anterior, el rendimiento del ciclo está calculado sin tener en cuenta el rendimiento del

generador de vapor ni los consumos internos de las bombas. Se observa que es superior al del ciclo acoplado

al aceite (tabla 3.6) debido fundamentalmente a que, en este caso, la temperatura del vapor a la entrada de la

turbina es mayor.

Debido a la no existencia de un recalentamiento, el calor que hay que aportar al ciclo en condiciones de

diseño es inferior al del caso del aceite (52.83 MWth frente a 54.568 MWth).

De la misma forma que en el caso anterior, se han obtenido los parámetros térmicos de los precalentadores de

superficie y de los cambiadores del generador de vapor, tabla (3.10).

UA (kW/ºC) NTU Eficiencia ε



Precalentador 136.1 1.252 0.6521

Evaporador 325.8 1.168 0.6889

Sobrecalentador 226.7 3.312 0.9371

Tabla 3.10. Parámetros térmicos de los cambiadores de calor del ciclo de potencia acoplado al campo solar refrigerado por Solar Salt

Estos parámetros térmicos se van a emplear para estudiar el comportamiento de dichos cambiadores en

condiciones de carga parcial, apartado (3.3.2)

c. Ciclo de potencia de 20 MWe acoplado a un campo CCP con agua/vapor como fluido

calorífero

Por último, se ha simulado el ciclo de Rankine acoplado al campo de generación directa de vapor. En la

figura (3.9) se ha representado el diagrama de flujo para el ciclo de Rankine acoplado al campo solar GDV, y

en la figura (3.10) el diagrama de Mollier correspondiente. Por último, en la tabla (3.11) se han representado

los valores de los puntos señalados en la figura (3.9).


168

Figura 3.9. Diagrama de flujo para el ciclo de potencia de 20MWe acoplado al campo solar GDV

1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 10000 11000

5.0x105

1.0x106

1.5x106

2.0x106

2.5x106

3.0x106

3.5x106

4.0x106

s [J/kg-K]

h [J/kg]

8.100E+06 Pa

2.696E+06 Pa

622200 Pa

87300 Pa

7000 Pa

0.4

0.6

0.8

0.9

SteamIAPWS

1 23

45

6

7

8

9

10

11

12

13

Figura 3.10. Diagrama de Mollier en condiciones nominales del ciclo de potencia acoplado al campo solar GDV

María José M

ontes Pita

Tesis Doctoral

16

9

Punto

Descripción

Presión

(bar)

Tem

peratura

(ºC)

Entalpía

(kJ/kg)

Entropía

(kJ/kg-K)

Caudal

másico

(kg/s)

Título de

vapor


0.07

39

163.4

0.559

16.83

0


5.93

39.06

164.1

0.5597

16.83

-100


5.93

94.35

395.8

1.243

16.83

-100


5.93

158.4

668.4

1.926

21.48

0


81

159.9

679.4

1.933

21.48

-100

6 Salida del cambiador de superficie C2/entrada al campo solar

81

226.5

975.1

2.567

21.48

-100

7 Salida del campo solar/entrada a la turbina de alta presión

81

510

3423

6.751

21.48

100

8 Salida de la primera extracción de turbina

26.96

358

3141

6.832

2.602

100

9 Salida de la segunda extracción de turbina

6.222

204.4

2859

6.97

2.056

100

10


0.873

95.85

2577

7.156

1.63

0.9595

11


0.07

39

2295

7.389

15.2

0.8852

12


0.8416

44.56

186.7

0.6328

1.63

-100

13


26.15

165.4

700

1.994

2.602

-100

Tabla 3.11. Propiedades termofísicas en los puntos principales del ciclo de Rankine acoplado a un cam

po solar GDV


170

Los resultados de la simulación del ciclo de Rankine aparecen en la tabla (3.12).


(Caso: GDV)





Potencia eléctrica suministrada a la bomba de alimentación (kWe) 240.9

Tabla 3.12. Resultados de la simulación del ciclo de Rankine acoplado a un campo solar GDV

Se observa que el rendimiento es mayor que el rendimiento del ciclo de Rankine acoplado al campo solar de

sales fundidas. La razón de esta pequeña diferencia reside en que, para este caso, la temperatura y presión de

entrada a turbina son ligeramente superiores que para el caso anterior, ya que, aunque se intentó que fueran

iguales, no fue posible por los condicionantes impuestos por el campo solar de generación directa.

Se observa además que la potencia eléctrica suministrada a la bomba de alimentación es inferior a la del ciclo

anterior, pese a que la configuración de ambos ciclos es muy parecida. Esto se debe a que en el caso anterior

se ha considerado la pérdida de carga del agua en el generador de vapor (en total 2.5 bar), mientras que en

este caso no se ha considerado la pérdida de carga en el campo solar de generación directa de vapor, ya que

esa pérdida de carga es asumida por la bomba de entrada al campo solar, por lo que se tendrá en cuenta al

calcular el rendimiento del campo solar y, seguidamente, en el cálculo del rendimiento global de la

instalación.

Como en los casos anteriores, se han calculado los valores nominales de los parámetros térmicos de los

cambiadores. Para el caso de generación directa de vapor, no hay generador de vapor, únicamente se han

considerado los precalentadores de superficie, tabla (3.13).

UA (kW/ºC) NTU Eficiencia ε



Tabla 3.13. Parámetros térmicos de los cambiadores de calor del ciclo de potencia acoplado al campo solar GDV

Para terminar este apartado, en la tabla (3.14) se han puesto las características principales de cada uno de los

ciclos estudiados.

Parámetros principales de los ciclos de potencia estudiados

Fluido calorífero en el campo solar Aceite Sales Agua-Vapor

Rendimiento térmico del ciclo (%) 36.65 38.15 38.33

Caudal nominal de vapor (kg/s) 22.2 21.75 21.48

Calor aportado en el generador de vapor (MWth) 47.58 52.83 52.59

Calor aportado en el recalentamiento (intercambiador aceite-agua) (MWth) 6.988 - -

Potencia eléctrica suministrada a la bomba de condensado (kWe) 11.98 13.32 13.51

Potencia eléctrica suministrada a la bomba de alimentación (kWe) 255.1 249 240.9

Rendimiento del generador de vapor (%) 95 95 -

Tabla 3.14. Parámetros principales de los ciclos de potencia acoplados a cada uno de los campo solares


171

Como se observa en la tabla (3.14), el hecho de que con las sales fundidas y la generación directa de vapor se

pueda conseguir que aumente la temperatura del vapor a la entrada de la turbina, supone ya de por sí un

aumento del rendimiento térmico del ciclo de potencia de 2 puntos porcentuales aproximadamente. Se verá a

continuación si esta ventaja se mantiene al hacer el análisis global de la planta.

3.2.3. Estudio del campo solar de la planta termosolar en condiciones de diseño

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 cambiadores de calor, en caso de que los haya. La

primera sección de este apartado se ha dedicado a exponer las posibles configuraciones del sistema de

tuberías dentro del campo solar.

i. Posibles configuraciones del campo solar

La configuración que finalmente se disponga para el campo solar es muy importante, ya que las tuberías de

interconexión pueden suponer hasta un 10% del coste de inversión (Kelly y Kearney, 2006). Dichas tuberías

afectan también al funcionamiento del campo. La potencia de bombeo que se requiere para dicho sistema

constituye una de las pérdidas parásitas más importantes. Además, aunque en menor medida, las pérdidas de

calor en dichas tuberías van a reducir la potencia térmica útil que puede aportar el campo solar.

Para optimizar dicho sistema, es necesario encontrar la velocidad óptima a la que debe de circular el fluido de

trabajo a través de ellas. Esta velocidad dependerá del tipo de fluido utilizado: aceite, sales fundidas o agua-

vapor.

Como se explicará más adelante, el diseño óptimo de las tuberías colectoras que distribuyen el fluido de

trabajo a lo largo del campo solar, consiste en ir cambiando su diámetro conforme va variando su caudal

másico, de forma que la velocidad se mantenga siempre constante. De esta forma, la tubería colectora que va

distribuyendo el fluido frío, va disminuyendo su diámetro, mientras que la tubería colectora que recoge el

fluido caliente procedente de los lazos de colectores va aumentando su diámetro.

La disposición óptima del sistema de tuberías será aquélla que haga que los siguientes tres elementos tomen

valores mínimos:

- El coste de inversión en tuberías, aislantes y soportes.

- El coste equivalente en pérdidas térmicas a través del aislante.

- El coste equivalente de energía eléctrica necesaria para el bombeo.

Parece claro que, cuanto menor recorrido tenga el sistema de tuberías, menores serán los elementos antes

citados, aunque también hay que tener en consideración el volumen de caudal a mover en cada caso.


172

De forma genérica, se puede decir que existen dos posibles configuraciones del campo solar: la configuración

en “H”, para campos con un área de colectores mayor que 400 000 m2, y la configuración en “I” para campos

con un área de colectores menos que 400 000 m2.

a. Configuración del campo solar en “H”

Un ejemplo de campo solar con configuración en “H” lo representa la planta de Andasol, en España, con un

área de colectores de 513 257 m2. En la figura (3.11) se ha representado la configuración de dicha planta.

Figura 3.11. Configuración en “H” del campo de colectores CCP para la planta termosolar Andasol 1

(Fuente: Hermann, 2008)

En este tipo de configuración 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 conforme va distribuyendo el caudal, de forma que se mantenga la

velocidad en el circuito.

En el lazo, el fluido va aumentando su temperatura conforme recorre la fila de ida, invierte dirección y vuelve

al mismo punto, donde es recogido por la tubería colectora caliente. La pérdida de carga del fluido cuando

llega al lazo más externo es la que va a condicionar la presión de entrada en todos los lazos, mediante

válvulas, ya que en todos ellos se intenta que haya la misma pérdida de presión.

La tubería colectora caliente, conforme va recogiendo el fluido de los lazos, va aumentando su diámetro para

mantener la velocidad de diseño.


173

b. Configuración del campo solar en “I”

Este tipo de configuración se emplea para plantas de menor superficie colectora, es decir, de menor potencia,

como la planta SEGS-VI, de 30 MWe. La configuración es la que se representa en figura (3.12).

Figura 3.12. Configuración en “I” del campo de colectores CCP para la planta termosolar SEGS VI

En este tipo de configuración, 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 en dirección este-oeste, disminuyendo su diámetro conforme distribuye el fluido en los

diferentes lazos, para mantener constante su velocidad. De forma parecida, la tubería colectora caliente va

aumentando su diámetro conforme va recogiendo el fluido procedente de los lazos.

c. Configuración elegida para la planta termosolar de 20 MWe

De acuerdo con la potencia que se va a manejar en la planta que se está simulando (20MWe), se espera que el

área de colectores sea inferior a 400 000 m2. Por ello, la configuración que se va a elegir va a ser la

configuración en “I”.

Para que el sistema esté estabilizado, el número de lazos que se van a manejar va a ser siempre múltiplo de 2.

No hace falta que sea múltiplo de 4, lo que implicaría idéntico número de lazos en las secciones este y oeste,

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.


174

c. Caudal másico de fluido de trabajo en el campo solar para la planta termosolar de 20 MWe

De acuerdo con el múltiplo solar que se ha adoptado en este estudio (1 < SM < 1.3), la potencia térmica

mínima y máxima que tiene que suministrar el campo solar en condiciones de diseño será la que se muestra

en la tabla (3.15), que da lugar a unos caudales másicos mínimos y máximos para cada uno de los fluidos de

trabajo considerados, tal y como se indica en la misma tabla.

Fluido calorífero Therminol VP-1 Solar Salt Agua-vapor

Potencia necesaria en el generador de vapor del lado del BOP (MWth) 54.57

(47.58+6.988)*

52.83 52.59

Rendimiento del generador de vapor (%) 95 95 -

Potencia en el generador de vapor del lado del campo solar (MWth) 57.44 55.61 52.59

Múltiplo solar mínimo 1

Potencia térmica mínima en el campo solar (MWth) 57.44 55.61 52.59

Caudal másico mínimo de fluido calorífero (kg/s) 241.1 161.6 21.48

Múltiplo solar máximo 1.3

Potencia térmica máxima en el campo solar (MWth) 74.67 72.29 68.37

Caudal másico máximo de fluido calorífero (kg/s) 313.4 210.1 27.93

Tabla 3.15. Potencia térmica y caudal de fluido calorífero necesario en condiciones de diseño para cada uno de los casos considerados

El caudal total que finalmente resulte en el campo solar deberá estar comprendido entre el valor máximo y

mínimo marcados en la tabla (3.15).

ii. El lazo de colectores cilindro parabólicos

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; no deben ponerse lazos diferentes dentro de una misma planta, porque provocaría

inestabilidades térmicas y fluido-mecánicas importantes.

La configuración del lazo para cada una de las tecnologías consideradas se ha inspirado en plantas o

proyectos de plantas termosolares de similar potencia, excepto en el caso del agua-vapor, principal tema de

esta tesis, ya que no existe ninguna planta ni ningún proyecto desarrollado al nivel de potencia considerado

en el análisis comparativo.

Las uniones colector-colector dentro de un mismo lazo tienen una configuración aproximada a la mostrada en

la tabla (3.16), aunque el esquema concreto dependerá de cada planta.

* En el caso del aceite se ha incluido también, en el generador de vapor, la potencia térmica que precisa el recalentamiento intermedio


175

Configuración de las conexiones entre colectores en un mismo lazo

Materiales Espesor (mm)

Elementos

hidraúlicos**

Número/ /Longitud

Lequivalente/Dinterior

Acero al carbono 2.5/3/7.5*** Codos a 90º 4 30

Microtherm 50 Juntas rotativas 3 30 Unión colector-colector (misma fila dentro del lazo)

Aluminio 0.6 Tubería recta 9

Acero al carbono 2.5/3/7.5 Codos a 90º 4 30

Microtherm 50 Juntas rotativas 6 30 Unión colector-colector (filas paralelas en un mismo lazo)

Aluminio 0.6 Tubería recta 17.5

Acero al carbono 2.5/3/7.5 Codos a 90º 4 30

Microtherm 50 Juntas rotativas 2 30 Unión colector - tubería colectora

Aluminio 0.6

Tubería recta 4.5

Tabla 3.16. Configuración de las conexiones entre colectores para un mismo lazo

Se ha comprobado que las pérdidas de calor y presión que introducen dichas conexiones intermedias son

despreciables en el cómputo global del lazo por lo que, para el análisis que se expone a continuación, no se

han tenido en cuenta.

a. Configuración del lazo de colectores para la planta termosolar de 20 MWe refrigerada por

Therminol VP-1

De acuerdo con la revisión del estado del arte para nuevas plantas termosolares de colectores cilindro

parabólicos que emplean aceite como fluido calorífero, la configuración del lazo de colectores que se está

utilizando actualmente es la siguiente: 4 colectores Eurotrough-150 en serie, compuestos a su vez por 12

módulos de 12.27 metros, por lo que se tienen lazos de 600 metros de longitud (300 metros de ida y 300

metros de vuelta). En la figura (3.13) se muestra un esquema del lazo tipo que se va a analizar:

Figura 3.13. Configuración del lazo de colectores para el campo solar refrigerado por Therminol VP-1

** Tanto los elementos hidráulicos como la separación entre filas paralelas del mismo lazo están referidas a una orientación N-S de los colectores. *** Espesor referido al tubo receptor del aceite/sales/agua-vapor


176

En la tabla (3.17) aparecen los principales parámetros geométricos del lazo. Las propiedades ópticas son las

correspondientes al colector Eurotrough -ver tabla (2.1) del capítulo anterior-.

Parámetros geométricos para el lazo de colectores ET-150

Diámetro exterior del tubo absorbedor (m) 0.07

Diámetro interior del tubo absorbedor (m) 0.065

Diámetro exterior de la cubierta transparente (m) 0.115

Diámetro interior de la cubierta transparente (m) 0.109

Número de colectores 4

Número de módulos por colector 12

Longitud de cada modulo (m) 12.27

Tabla 3.17. Parámetros geométricos del lazo de colectores para el campo solar refrigerado por Therminol VP-1

El caudal másico de aceite que se hace circular por este tipo de lazos oscila en torno a 7.5 kg/s, con el fin de

conseguir que el aceite experimente en el lazo un salto de temperaturas de 100 ºC (de 293 ºC a 393 ºC).

De acuerdo con todos los valores anteriores, se ha obtenido una primera simulación del lazo en condiciones

de diseño, que es la que aparece en la tabla (3.18), donde se muestran las variables termofísicas del aceite,

módulo a módulo, a lo largo del lazo.

María José M

ontes Pita

Tesis Doctoral

17

7

Colector Modulo Tem

peratura

de entrada

(ºC)

Tem

peratura

de salida

(ºC)

Coeficiente de

transm

isión de

calor por

convección

(W/m

2 -K)

Presión

de

entrada

(bar)

Presión

de salida

(bar)

Entalpía

de

entrada

(kJ/kg)

Entalpía

de

salida

(kJ/kg)

Velocidad

de entrada

(m/s)

Velocidad

de salida

(m/s)

Reynolds

de entrada

Reynolds

de salida

1 293

295.3

4778

3.00E+01 2.99E+01

537.8

543

2.825

2.834

660784

668296

2 295.3

297.5

4798

2.99E+01 2.98E+01

543

548.2

2.834

2.842

668296

675810

3 297.5

299.8

4819

2.98E+01 2.97E+01

548.2

553.4

2.842

2.851

675810

683296

4 299.8

302

4839

2.97E+01 2.96E+01

553.4

558.6

2.851

2.859

683296

690725

5 302

304.2

4859

2.96E+01 2.95E+01

558.6

563.8

2.859

2.868

690725

698038

6 304.2

306.4

4878

2.95E+01 2.94E+01

563.8

569

2.868

2.876

698038

704952

7 306.4

308.7

4895

2.94E+01 2.93E+01

569

574.2

2.876

2.884

704952

711779

8 308.7

310.9

4913

2.93E+01 2.92E+01

574.2

579.3

2.884

2.891

711779

718565

9 310.9

313.1

4929

2.92E+01 2.91E+01

579.3

584.5

2.891

2.899

718565

725357

10

313.1

315.3

4946

2.91E+01 2.90E+01

584.5

589.7

2.899

2.907

725357

732207

11

315.3

317.4

4963

2.90E+01 2.89E+01

589.7

594.8

2.907

2.916

732207

739416

1

12

317.4

319.6

4980

2.89E+01 2.88E+01

594.8

600

2.916

2.924

739416

746867

1 319.6

321.8

4998

2.88E+01 2.87E+01

600

605.2

2.924

2.933

746867

754402

2 321.8

323.9

5016

2.87E+01 2.86E+01

605.2

610.3

2.933

2.941

754402

761991

3 323.9

326.1

5033

2.86E+01 2.85E+01

610.3

615.4

2.941

2.95

761991

769602

4 326.1

328.2

5051

2.85E+01 2.84E+01

615.4

620.6

2.95

2.96

769602

777098

5 328.2

330.4

5067

2.84E+01 2.83E+01

620.6

625.7

2.96

2.969

777098

784490

6 330.4

332.5

5084

2.83E+01 2.82E+01

625.7

630.8

2.969

2.979

784490

791855

7 332.5

334.6

5100

2.82E+01 2.81E+01

630.8

636

2.979

2.988

791855

799200

8 334.6

336.7

5116

2.81E+01 2.80E+01

636

641.1

2.988

2.998

799200

806528

9 336.7

338.8

5131

2.80E+01 2.79E+01

641.1

646.2

2.998

3.008

806528

813865

10

338.8

340.9

5146

2.79E+01 2.78E+01

646.2

651.3

3.008

3.017

813865

821221

11

340.9

343

5161

2.78E+01 2.76E+01

651.3

656.4

3.017

3.027

821221

828569

2

12

343

345.1

5176

2.76E+01 2.75E+01

656.4

661.5

3.027

3.037

828569

835908

Tabla 3.18. Propiedades termofísicas del Therminol V

P-1, m

ódulo a módulo, a lo largo del lazo de colectores en condiciones de diseño

(Colectores 1 y 2)

Capítulo 3


17

8

Colector Modulo Tem

peratura

de entrada

(ºC)

Tem

peratura

de salida

(ºC)

Coeficiente de

transm

isión de

calor por

convección

(W/m

2 -K)

Presión

de

entrada

(bar)

Presión

de salida

(bar)

Entalpía

de

entrada

(kJ/kg)

Entalpía

de

salida

(kJ/kg)

Velocidad

de entrada

(m/s)

Velocidad

de salida

(m/s)

Reynolds

de entrada

Reynolds

de salida

1 345.1

347.2

5190

2.75E+01 2.74E+01

661.5

666.5

3.037

3.047

835908

843233

2 347.2

349.3

5204

2.74E+01 2.73E+01

666.5

671.6

3.047

3.056

843233

850538

3 349.3

351.3

5218

2.73E+01 2.72E+01

671.6

676.7

3.056

3.066

850538

857800

4 351.3

353.4

5231

2.72E+01 2.71E+01

676.7

681.8

3.066

3.076

857800

865048

5 353.4

355.4

5244

2.71E+01 2.70E+01

681.8

686.8

3.076

3.085

865048

872284

6 355.4

357.5

5257

2.70E+01 2.69E+01

686.8

691.9

3.085

3.095

872284

879514

7 357.5

359.5

5270

2.69E+01 2.68E+01

691.9

696.9

3.095

3.106

879514

886740

8 359.5

361.5

5283

2.68E+01 2.67E+01

696.9

702

3.106

3.117

886740

893993

9 361.5

363.5

5296

2.67E+01 2.66E+01

702

707

3.117

3.128

893993

901257

10

363.5

365.5

5310

2.66E+01 2.65E+01

707

712

3.128

3.14

901257

908522

11

365.5

367.6

5323

2.65E+01 2.64E+01

712

717

3.14

3.151

908522

915787

3

12

367.6

369.5

5337

2.64E+01 2.63E+01

717

722

3.151

3.163

915787

923050

1 369.5

371.5

5350

2.63E+01 2.61E+01

722

727.1

3.163

3.175

923050

930314

2 371.5

373.5

5364

2.61E+01 2.60E+01

727.1

732.1

3.175

3.185

930314

937583

3 373.5

375.5

5377

2.60E+01 2.59E+01

732.1

737

3.185

3.196

937583

944841

4 375.5

377.5

5390

2.59E+01 2.58E+01

737

742

3.196

3.207

944841

952082

5 377.5

379.4

5402

2.58E+01 2.57E+01

742

747

3.207

3.218

952082

959300

6 379.4

381.4

5414

2.57E+01 2.56E+01

747

752

3.218

3.23

959300

966488

7 381.4

383.3

5425

2.56E+01 2.55E+01

752

756.9

3.23

3.242

966488

973676

8 383.3

385.3

5435

2.55E+01 2.54E+01

756.9

761.9

3.242

3.255

973676

980833

9 385.3

387.2

5446

2.54E+01 2.53E+01

761.9

766.8

3.255

3.268

980833

987928

10

387.2

389.1

5456

2.53E+01 2.51E+01

766.8

771.8

3.268

3.281

987928

994947

11

389.1

391.1

5466

2.51E+01 2.50E+01

771.8

776.7

3.281

3.294

994947

1.00E+06

4

12

391.1

393

5476

2.50E+01 2.49E+01

776.7

781.6

3.294

3.307

1.00E+06

1.01E+06

Tabla 3.18. Propiedades termofísicas del Therminol V

P-1, m

ódulo a módulo, a lo largo del lazo de colectores en condiciones de diseño

(Colectores 3 y 4)


179

En la tabla (3.19) aparecen los resultados globales de dicha simulación, incluido el rendimiento exérgetico.

Resultados de la simulación

Rendimiento energético 70.23

Rendimiento exergético 36.27

Potencia térmica útil (MWth) 1.884

Pérdidas de calor (kWth) 178.4

Pérdida de carga (bar) 5.095

Caudal másico de aceite (kg/s) 7.725

Tabla 3.19. Resultados de la simulación del lazo de colectores de Therminol VP-1 en condiciones de diseño

Se observa que en el punto de diseño, el caudal nominal de aceite es 7.725 kg/s por lazo. 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 (Tabla 3.15).

Si se consideran 38 lazos, el caudal másico total de aceite es 293.55 kg/s. Este tamaño de campo generará, en

condiciones de diseño 71.592 MWth, por lo que el múltiplo solar, en dichas condiciones, viene dado por la

ecuación (3.21). Se ha supuesto que el rendimiento del generador de vapor es igual a 95%.

246.144.57

592.71

,

_,

_ ===th

th

diseñoBOPth

solarcampoth

diseñopuntoMW

MW

Q

QSM

&

&

(3.21)

b. Configuración del lazo de colectores para la planta termosolar de 20 MWe refrigerada por

Solar Salt

En caso de utilizar una sal fundida en el campo solar, los parámetros de diseño han sido fijados de acuerdo

con la experiencia del ENEA en esta tecnología, en concreto, en el proyecto Archimide (ENEA, 2001). La sal

fundida que se va a emplear es la misma que está utilizando el ENEA, Solar Salt. Sus propiedades, función

de la temperatura, se fijaron de acuerdo con diversas referencias bibliográficas, tal y como se dijo en el

apartado (3.1.2).

Cada lazo consiste en 6 colectores constituido por 8 módulos de 12.27 metros cada uno, tal y como se indica

en la figura (3.14).


180

Figura 3.14. Configuración del lazo de colectores para el campo solar refrigerado por Solar Salt

En este caso, el caudal de sal fundida que se aconseja oscila en torno a los 5 kg/s, para conseguir un salto

térmico de aproximadamente el doble que el aceite. En el caso que se ha simulado, el caudal de Solar Salt es

5.255 kg/s, y el incremento de temperatura va desde 290 ºC hasta 515 ºC. La temperatura de entrada es

elevada, y de hecho, en este caso se hace necesario mantener temperaturas altas ya que, como se vio en el

apartado 3.1.2, la temperatura de solidificación de esta sal es igual a 220 ºC.

En el mismo documento del ENEA (ENEA, 2001), se dice que la presión de entrada al colector no tiene

porqué ser muy alta, ya que la caída de presión es pequeña, como se verá a continuación. En dicho

documento se aconseja una presión de entrada comprendida entre 8 bar y 10 bar. Para la simulación que se va

a realizar, se ha elegido una presión de 10 bar.

En la tabla (3.20) aparecen los valores de las propiedades termofísicas de la sal, módulo a módulo, según

avanza por el lazo de colectores.

María José M

ontes Pita

Tesis Doctoral

18

1

Colector Modulo Tem

peratura

de entrada

(ºC)

Tem

peratura

de salida

(ºC)

Coeficiente de

transm

isión de

calor por

convección

(W/m

2 -K)

Presión

de

entrada

(bar)

Presión

de salida

(bar)

Entalpía

de

entrada

(kJ/kg)

Entalpía

de

salida

(kJ/kg)

Velocidad

de entrada

(m/s)

Velocidad

de salida

(m/s)

Reynolds

de entrada

Reynolds

de salida

1 290

295.1

2011

10.00

9.97

107.4

115.3

0.8572

0.8587

29851

30955

2 295.1

300.2

2048

9.97

9.94

115.3

123.1

0.8587

0.8602

30955

32092

3 300.2

305.3

2085

9.94

9.90

123.1

131

0.8602

0.8616

32092

33259

4 305.3

310.4

2123

9.90

9.87

131

138.9

0.8616

0.8631

33259

34456

5 310.4

315.5

2160

9.87

9.84

138.9

146.7

0.8631

0.8646

34456

35682

6 315.5

320.6

2197

9.84

9.81

146.7

154.5

0.8646

0.8661

35682

36934

7 320.6

325.6

2235

9.81

9.78

154.5

162.3

0.8661

0.8675

36934

38212

1

8 325.6

330.6

2272

9.78

9.74

162.3

170.1

0.8675

0.869

38212

39514

1 330.6

335.7

2309

9.74

9.71

170.1

177.8

0.869

0.8705

39514

40837

2 335.7

340.6

2346

9.71

9.68

177.8

185.6

0.8705

0.872

40837

42179

3 340.6

345.6

2383

9.68

9.65

185.6

193.3

0.872

0.8735

42179

43538

4 345.6

350.6

2419

9.65

9.62

193.3

201

0.8735

0.8749

43538

44910

5 350.6

355.5

2455

9.62

9.59

201

208.7

0.8749

0.8764

44910

46293

6 355.5

360.5

2491

9.59

9.56

208.7

216.3

0.8764

0.8779

46293

47683

7 360.5

365.4

2526

9.56

9.53

216.3

223.9

0.8779

0.8794

47683

49077

2

8 365.4

370.3

2560

9.53

9.50

223.9

231.5

0.8794

0.8808

49077

50472

1 370.3

375.2

2594

9.50

9.47

231.5

239.1

0.8808

0.8823

50472

51863

2 375.2

380

2627

9.47

9.44

239.1

246.7

0.8823

0.8838

51863

53247

3 380

384.8

2660

9.44

9.41

246.7

254.2

0.8838

0.8853

53247

54621

4 384.8

389.7

2692

9.41

9.38

254.2

261.7

0.8853

0.8867

54621

55981

5 389.7

394.5

2722

9.38

9.35

261.7

269.2

0.8867

0.8882

55981

57323

6 394.5

399.2

2752

9.35

9.32

269.2

276.6

0.8882

0.8897

57323

58644

7 399.2

404

2782

9.32

9.29

276.6

284

0.8897

0.8911

58644

59941

3

8 404

408.7

2810

9.29

9.26

284

291.4

0.8911

0.8926

59941

61210

Tabla 3.20. Propiedades termofísicas de la Solar Salt, módulo a módulo, a lo largo del lazo de colectores en condiciones de diseño

(Colectores 1, 2 y 3)

Capítulo 3


18

2

Colector Modulo Tem

peratura

de entrada

(ºC)

Tem

peratura

de salida

(ºC)

Coeficiente de

transm

isión de

calor por

convección

(W/m

2 -K)

Presión

de

entrada

(bar)

Presión

de salida

(bar)

Entalpía

de

entrada

(kJ/kg)

Entalpía

de

salida

(kJ/kg)

Velocidad

de entrada

(m/s)

Velocidad

de salida

(m/s)

Reynolds

de entrada

Reynolds

de salida

1 408.7

413.4

2837

9.26

9.23

291.4

298.8

0.8926

0.8941

61210

62450

2 413.4

418.1

2864

9.23

9.20

298.8

306.1

0.8941

0.8955

62450

63656

3 418.1

422.8

2889

9.20

9.17

306.1

313.4

0.8955

0.897

63656

64829

4 422.8

427.5

2914

9.17

9.14

313.4

320.7

0.897

0.8985

64829

65965

5 427.5

432.1

2937

9.14

9.11

320.7

327.9

0.8985

0.8999

65965

67063

6 432.1

436.7

2960

9.11

9.08

327.9

335.1

0.8999

0.9014

67063

68123

7 436.7

441.3

2982

9.08

9.05

335.1

342.2

0.9014

0.9028

68123

69144

4

8 441.3

445.8

3002

9.05

9.02

342.2

349.4

0.9028

0.9043

69144

70126

1 445.8

450.3

3022

9.02

8.99

349.4

356.5

0.9043

0.9057

70126

71069

2 450.3

454.8

3042

8.99

8.96

356.5

363.5

0.9057

0.9071

71069

71974

3 454.8

459.3

3060

8.96

8.93

363.5

370.5

0.9071

0.9086

71974

72842

4 459.3

463.8

3077

8.93

8.91

370.5

377.5

0.9086

0.91

72842

73674

5 463.8

468.2

3094

8.91

8.88

377.5

384.5

0.91

0.9114

73674

74472

6 468.2

472.6

3111

8.88

8.85

384.5

391.4

0.9114

0.9129

74472

75239

7 472.6

476.9

3126

8.85

8.82

391.4

398.2

0.9129

0.9143

75239

75976

5

8 476.9

481.3

3141

8.82

8.79

398.2

405.1

0.9143

0.9157

75976

76687

1 481.3

485.6

3156

8.79

8.76

405.1

411.9

0.9157

0.9171

76687

77373

2 485.6

489.9

3170

8.76

8.73

411.9

418.6

0.9171

0.9185

77373

78039

3 489.9

494.1

3184

8.73

8.70

418.6

425.3

0.9185

0.9199

78039

78687

4 494.1

498.4

3197

8.70

8.67

425.3

432

0.9199

0.9213

78687

79320

5 498.4

502.6

3210

8.67

8.64

432

438.6

0.9213

0.9227

79320

79943

6 502.6

506.7

3223

8.64

8.61

438.6

445.2

0.9227

0.9241

79943

80558

7 506.7

510.9

3236

8.61

8.58

445.2

451.7

0.9241

0.9255

80558

81170

6

8 510.9

515

3249

8.58

8.55

451.7

458.2

0.9255

0.9268

81169

81780

Tabla 3.20. Propiedades termofísicas de la Solar Salt, módulo a módulo, a lo largo del lazo de colectores en condiciones de diseño



183

En la tabla (3.21) se muestran los resultados globales de la simulación







Caudal másico de Solar Salt (kg/s) 5.255

Tabla 3.21. Resultados de la simulación del lazo de colectores de Solar Salt en condiciones de diseño

Se observa que, en el punto de diseño, el caudal nominal de Solar Salt es 5.255 kg/s por lazo. 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 sal fundida en el campo (Tabla 3.15).

Si se consideran 38 lazos, el caudal másico total de sal es 199.69 kg/s. Este tamaño de campo generará, en

condiciones de diseño 70.034 MWth, por lo que el múltiplo solar, en condiciones de diseño, viene dado por la

ecuación (3.22). Para el cálculo se ha supuesto que el rendimiento del generador de vapor es igual a 95%.

259.161.55

034.70

,

_,

_ ===th

th

diseñoBOPth

solarcampoth

diseñopuntoMW

MW

Q

QSM

&

&

(3.22)

c. Configuración del lazo de colectores para la planta termosolar GDV de 20 MWe

En caso de utilizar agua-vapor como fluido de trabajo en el campo solar, el caudal másico 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

(Zarza et al., 2006). Para la planta de 20 MWe que se está estudiando, el caudal de vapor que se obtiene en

cada fila es igual a 1.115 kg/s.

El modo de funcionamiento adoptado para el lazo GDV es el de recirculación, con el que 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 sobrecalentado (Eck et al., 2003), ecuación (3.23).

( ) ( )x

x

xm

xmR

−=

⋅−⋅

==11

(kg/s) vapor de Caudal

(kg/s) agua delión recirculac de Caudal&

&

(3.23)

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 repercute en mayores pérdidas por

potencia de bombeo. Ello hace necesario identificar la recirculación óptima, que será la mínima que garantice

una adecuada refrigeración de los tubos. Esto fue uno de los objetivos del proyecto DISS; al operar la sección

de precalentamiento y evaporación con diferentes tasas de recirculación, se puso de manifiesto que no existía

una dependencia explícita entre la tasa de recirculación y la refrigeración de los tubos absorbedores (Eck et

al., 2003). Una tasa de recirculación suficiente para garantizar una adecuada refrigeración del tubo es 0.25;

los valores típicos oscilan entre 0.3, 0.4 y 0.5 (Zarza et al., 2006).


184

Para el estudio que se plantea, se ha adoptado una tasa de recirculación de 0.3, lo que implica que el título de

vapor a la salida de la zona de evaporado es 0.769. Con dicha tasa de recirculación y el caudal másico de

vapor que se obtiene a la salida del lazo, el caudal de agua de alimentación a la entrada de la fila viene dado

por la ecuación (3.24).

( )s

kgmRm looploopinlet 4495.1115.13.01)1(, =⋅+=⋅+= &&

(3.24)

donde loopinletm ,& es el caudal de agua de alimentación a la entrada del lazo y

loopm& es el caudal de vapor

obtenido a la salida del lazo.

La configuración del lazo se ha diseñado 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. En el caso que nos ocupa, esto supone 6 colectores de 8 módulos cada uno, es decir,

6 colectores ET-100.

La zona de sobrecalentamiento se diseña de igual forma. Su longitud será la suficiente para garantizar, en

condiciones de diseño, que el vapor seco sale a la temperatura y presión requeridas, en este caso, 524.5 ºC y

83.21 bar. Eso supone colocar 2 colectores de 10 módulos en serie, es decir, dos colectores de 125 metros

aproximadamente, un tamaño intermedio entre el ET-100 y ET-150.

En la figura (3.15) se ha representado, de manera esquemática, la configuración de un lazo.

Figura 3.15. Configuración del lazo de colectores para el campo solar GDV

En la tabla (3.22) y (3.23) se muestran los valores de las propiedades termofísicas del agua-vapor, módulo a

módulo, según avanza por el lazo de colectores.

María José M

ontes Pita

Tesis Doctoral

18

5

Sección de precalentamiento + ebullición

Colector Modulo Tem

peratura

de entrada

(ºC)

Tem

peratura

de salida

(ºC)

Coeficiente

de película

(W/m

2 -K)

Presión

de

entrada

(bar)

Presión

de

salida

(bar)

Entalpía

de

entrada

(kJ/kg)

Entalpía

de

salida

(kJ/kg)

Velocidad

de

entrada

(m/s)

Velocidad

de

salida

(m/s)

Reynolds

de

entrada

Reynolds

de

salida

Título

de

entrada

Título

de

salida

1 244.1

250.2

6294

89.00

88.99

1058

1087

0.7502

0.7586

304207

312442

-100

-100

2 250.2

256.2

6365

88.99

88.98

1288

1116

0.7586

0.7674

312442

320697

-100

-100

3 256.2

262

6439

88.98

88.97

1515

1144

0.7674

0.7766

320697

328990

-100

-100

4 262

267.8

6516

88.97

88.96

1742

1173

0.7766

0.7862

328990

337340

-100

-100

5 267.8

273.5

6596

88.96

88.95

1970

1202

0.7862

0.7963

337340

345772

-100

-100

6 273.5

279.1

6682

88.95

88.95

2197

1231

0.7963

0.807

345772

354309

-100

-100

7 279.1

284.5

6773

88.95

88.94

1087

1259

0.807

0.8182

354309

362990

-100

-100

1

8 284.5

289.9

6871

88.94

88.93

1317

1288

0.8182

0.8301

362990

371846

-100

-100

1 289.9

295

6979

88.93

88.92

1544

1317

0.8301

0.8427

371846

380908

-100

-100

2 295

300.1

7098

88.92

88.91

1771

1345

0.8427

0.8561

380908

390234

-100

-100

3 300.1

302.5

7231

88.91

88.90

1998

1373

0.8561

0.989

390234

398125

-100

0.01069

4 302.5

302.4

7257

88.90

88.88

2225

1402

0.989

1.232

398125

404547 0.01069 0.03121

5 302.4

302.4

8118

88.88

88.86

1116

1430

1.232

1.475

404547

411184 0.03121 0.05175

6 302.4

302.4

8832

88.86

88.83

1345

1459

1.475

1.718

411184

418042 0.05175 0.07228

7 302.4

302.4

9472

88.83

88.80

1572

1487

1.718

1.962

418042

425141 0.07228 0.09284

2

8 302.4

302.4

10064

88.80

88.77

1799

1515

1.962

2.206

425141

432488 0.09284 0.1134

1 302.4

302.3

10621

88.77

88.73

2026

1544

2.206

2.45

432488

440090

0.1134

0.134

2 302.3

302.3

11149

88.73

88.69

2254

1572

2.45

2.695

440090

447971

0.134

0.1545

3 302.3

302.3

11655

88.69

88.64

1144

1600

2.695

2.94

447971

456141

0.1545 0.1751

4 302.3

302.2

12141

88.64

88.59

1373

1629

2.94

3.186

456141

464614

0.1751 0.1957

5 302.2

302.2

12610

88.59

88.54

1600

1657

3.186

3.432

464614

473408

0.1957 0.2163

6 302.2

302.1

13065

88.54

88.48

1828

1686

3.432

3.679

473408

482535

0.2163 0.2368

7 302.1

302.1

13506

88.48

88.42

2055

1714

3.679

3.926

482535

492026

0.2368 0.2574

3

8 302.1

302

13935

88.42

88.36

2282

1742

3.926

4.174

492026

501897

0.2574

0.278

Tabla 3.22. Propiedades termofísicas del agua-vapor, módulo a módulo, a lo largo de la zona de precalentamiento y ebullición, en condiciones de diseño


Capítulo 3


18

6

Sección de precalentamiento + ebullición

Colector Modulo Tem

peratura

de entrada

(ºC)

Tem

peratura

de salida

(ºC)

Coeficiente

de película

(W/m

2 -K)

Presión

de

entrada

(bar)

Presión

de

salida

(bar)

Entalpía

de

entrada

(kJ/kg)

Entalpía

de

salida

(kJ/kg)

Velocidad

de

entrada

(m/s)

Velocidad

de

salida

(m/s)

Reynolds

de

entrada

Reynolds

de

salida

Título

de

entrada

Título

de

salida

1 302

302

14353

88.36

88.29

1173

1771

4.174

4.422

501897

512163

0.278

0.2985

2 302

301.9

14761

88.29

88.22

1402

1799

4.422

4.671

512163

522863

0.2985 0.3191

3 301.9

301.9

15160

88.22

88.15

1629

1828

4.671

4.921

522863

534016

0.3191 0.3397

4 301.9

301.8

15549

88.15

88.07

1856

1856

4.921

5.171

534016

545652

0.3397 0.3602

5 301.8

301.7

15931

88.07

87.99

2083

1884

5.171

5.422

545652

557802

0.3602 0.3808

6 301.7

301.7

16305

87.99

87.90

2311

1913

5.422

5.674

557802

570491

0.3808 0.4013

7 301.7

301.6

16670

87.90

87.81

1202

1941

5.674

5.927

570491

583774

0.4013 0.4218

4

8 301.6

301.5

17029

87.81

87.72

1430

1970

5.927

6.181

583774

597683

0.4218 0.4423

1 301.5

301.4

17381

87.72

87.62

1657

1998

6.181

6.435

597683

612253

0.4423 0.4628

2 301.4

301.3

17726

87.62

87.52

1884

2026

6.435

6.69

612253

627552

0.4628 0.4833

3 301.3

301.3

18065

87.52

87.41

2112

2055

6.69

6.947

627552

643625

0.4833 0.5038

4 301.3

301.2

18397

87.41

87.30

2339

2083

6.947

7.204

643625

660531

0.5038 0.5243

5 301.2

301.1

18723

87.30

87.18

1231

2112

7.204

7.462

660531

678335

0.5243 0.5447

6 301.1

301

19043

87.18

87.06

1459

2140

7.462

7.722

678335

697097

0.5447 0.5651

7 301

300.9

19357

87.06

86.94

1686

2168

7.722

7.982

697097

716923

0.5651 0.5856

5

8 300.9

300.8

19664

86.94

86.81

1913

2197

7.982

8.244

716923

737891

0.5856

0.606

1 300.8

300.7

19965

86.81

86.68

2140

2225

8.244

8.507

737891

760084

0.606

0.6263

2 300.7

300.5

20260

86.68

86.54

2367

2254

8.507

8.771

760084

783646

0.6263 0.6467

3 300.5

300.4

20548

86.54

86.40

1259

2282

8.771

9.037

783646

808686

0.6467

0.667

4 300.4

300.3

20830

86.40

86.26

1487

2311

9.037

9.303

808686

835346

0.667

0.6873

5 300.3

300.2

21104

86.26

86.13

1714

2339

9.303

9.57

835346

863791

0.6873 0.7076

6 300.2

300.1

21371

86.13

85.99

1941

2367

9.57

9.837

863791

894183

0.7076 0.7279

7 300.1

300

21629

85.99

85.85

2168

2396

9.837

10.11

894183

926775

0.7279 0.7481

6

8 300

299.9

21879

85.85

85.71

2396

2424

10.11

10.37

926775

961791

0.7481

0.769

Tabla 3.22. Propiedades termofísicas del agua-vapor, módulo a módulo, a lo largo de la zona de precalentamiento y evaporación, en condiciones de diseño


María José M

ontes Pita

Tesis Doctoral

18

7

Sección de sobrecalentamiento

Colector Modulo Tem

peratura

de entrada

(ºC)

Tem

peratura

de salida

(ºC)

Coeficiente

de película

(W/m

2 -K)

Presión

de

entrada

(bar)

Presión

de

salida

(bar)

Entalpía

de

entrada

(kJ/kg)

Entalpía

de

salida

(kJ/kg)

Velocidad

de

entrada

(m/s)

Velocidad

de

salida

(m/s)

Reynolds

de

entrada

Reynolds

de

salida

Título

de

entrada

Título

de

salida

1 299

306.1

4080

85.71

85.62

2750

2787

10.19

10.64

1.31E+06 1.29E+06

100

100

2 306.1

313.2

3735

85.62

85.53

2787

2823

10.64

11.09

1.29E+06 1.27E+06

100

100

3 313.2

321.1

3458

85.53

85.44

2823

2860

11.09

11.55

1.27E+06 1.25E+06

100

100

4 321.1

329.7

3234

85.44

85.34

2860

2896

11.55

12.02

1.25E+06 1.22E+06

100

100

5 329.7

339

3050

85.34

85.23

2896

2933

12.02

12.49

1.22E+06 1.20E+06

100

100

6 339

348.8

2897

85.23

85.13

2933

2968

12.49

12.96

1.20E+06 1.17E+06

100

100

7 348.8

359.2

2770

85.13

85.01

2968

3004

12.96

13.43

1.17E+06 1.15E+06

100

100

8 359.2

370.1

2664

85.01

84.9

3004

3040

13.43

13.9

1.15E+06 1.12E+06

100

100

9 370.1

381.3

2576

84.9

84.78

3040

3075

13.9

14.37

1.12E+06 1.10E+06

100

100

1

10

381.3

392.9

2503

84.78

84.66

3075

3110

14.37

14.84

1.10E+06 1.07E+06

100

100

1 392.9

404.8

2443

84.66

84.53

3110

3144

14.84

15.3

1.07E+06 1.05E+06

100

100

2 404.8

416.9

2393

84.53

84.4

3144

3178

15.3

15.76

1.05E+06 1.02E+06

100

100

3 416.9

429.1

2352

84.4

84.26

3178

3211

15.76

16.22

1.02E+06 1.00E+06

100

100

4 429.1

441.4

2318

84.26

84.12

3211

3245

16.22

16.67

1.00E+06 982222

100

100

5 441.4

453.8

2290

84.12

83.98

3245

3277

16.67

17.12

982222

962345

100

100

6 453.8

466.1

2268

83.98

83.83

3277

3309

17.12

17.56

962345

943422

100

100

7 466.1

478.4

2250

83.83

83.68

3309

3341

17.56

17.99

943422

925446

100

100

8 478.4

490.5

2236

83.68

83.53

3341

3372

17.99

18.42

925446

908399

100

100

9 490.5

502.5

2225

83.53

83.37

3372

3402

18.42

18.83

908399

892280

100

100

2

10

502.6

514.4

2216

83.37

83.21

3402

3431

18.83

19.25

892256

877011

100

100

Tabla 3.23. Propiedades termofísicas del agua-vapor, módulo a módulo, a lo largo de la zona de sobrecalentamiento, en condiciones de diseño


188

En tabla (3.24) se han representado los resultados globales de la simulación.







Caudal másico de vapor a la salida de la fila (kg/s) 1.115

Tabla 3.24. Resultados de la simulación del lazo de colectores GDV en condiciones de diseño

Se observa que, en el punto de diseño, el caudal nominal de vapor es 1.115 kg/s por lazo. 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 vapor del campo (Tabla 3.15).

Si se consideran 24 lazos, el caudal másico total de vapor es 26.76 kg/s. Este tamaño de campo generará, en

condiciones de diseño 65.76 MWth, por lo que el múltiplo solar, en condiciones de diseño, viene dado por la

ecuación (3.25)

25.159.52

76.65

,

_,

_ ===th

th

diseñoBOPth

solarcampoth

diseñopuntoMW

MW

Q

QSM

&

&

(3.25)

Se observa que el valor del múltiplo solar es muy parecido al adoptado en el caso de aceite y en el caso de sal

fundida, con un valor próximo a 1.25, para todos ellos. Como se verá en el capítulo siguiente, el

sobredimensionamiento óptimo del campo solar para plantas termosolares sin almacenamiento ni hibridación

es próximo a este valor.

Es importante señalar que el rendimiento energético y exergético del lazo GDV se calcula en base a las

condiciones del agua de alimentación a la entrada del lazo, antes de mezclarse con la corriente de

recirculación, ya que el calentamiento de dicha corriente también se ha realizado en la sección de

precalentamiento y evaporación, luego la energía asociada a dicha corriente tiene que ser tenida en cuenta.

Para realizar una mejor comparación con los casos anteriores, en la tabla (3.25) se han recogido los

resultados globales de la simulación del lazo para cada una de las tres tecnologías.

Therminol VP-1 Solar Salt Agua-vapor

Rendimiento energético 70.23 68.72 72.32

Rendimiento exergético 36.27 38.27 37.1

Potencia térmica útil (MWth) 1.884 1.843 2.74

Pérdidas de calor (kWth) 178.4 283.025 271.50

Pérdida de carga (bar) 5.095 1.446 5.79

Caudal másico de aceite (kg/s) 7.725 5.255 1.12

Tabla 3.25. Comparación entre los resultados de la simulación del lazo de colectores para cada una de las tecnologías HTF, en condiciones de diseño


189

Se observa que el lazo agua-vapor es el que presenta la mayor potencia térmica útil. Esto hace que, aunque

las pérdidas de calor sean elevadas, el rendimiento energético en este caso sea mayor que en los otros casos.

El lazo con Solar Salt es el que presenta mayor rendimiento exergético, pues es el que trabaja a mayor

temperatura media (debido a que la temperatura de solidificación de la sal es elevada), y el que tiene menores

pérdidas de carga. También es el que tiene menor rendimiento energético, pues sus pérdidas de calor son

elevadas. En cuanto al aceite, es el que tiene menor rendimiento exergético, pues el que trabaja a menor

temperatura y sus pérdidas de carga, aunque menores que las del agua, son también muy elevadas.

iii. El sistema de tuberías colectoras de la planta

Ya se ha dicho que las tuberías colectoras son las que se encargan de distribuir el caudal fluido entre los

distintos colectores. 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, como se ha indicado en la tabla

(3.26). En la misma tabla se han puesto el resto de los elementos que forman las tuberías de entrada y salida,

así como sus espesores.

Tuberías colectoras

Materiales Espesor (mm) Elemento hidráulico Número / metros Lequivalente/Dinterior

Acero A106 GrB Variable según el tramo Codo a 90º 4 30

Microtherm 50 T estándar 1 20

Aluminio 0.6 Longitud tubería recta (m) 35

Tubería colectora fría de entrada al campo

solar

Contracción brusca 1 7

Acero A335 P11 Variable según el tramo Codo a 90º 4 30

Microtherm 70 T estándar 1 20

Aluminio 0.6 Ensanchamiento brusco 1 7

Tubería colectora caliente de salida del

campo solar

Longitud tubería recta (m) 35

Tabla 3.26. Configuración de las tuberías colectores de la planta termosolar

Como se observa en la tabla 3.26, la longitud de tubería recta entre lazos de colectores es igual a 35 metros.

Esto corresponde a una separación entre filas 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 cada tramo se ha considerado asimismo un ensanchamiento brusco, correspondiente al cambio

de diámetro de la tubería, y una T estándar, en la que se bifurcan los caudales de fluido calorífero,

dirigiéndose hacia los lazos situados en las secciones norte y sur del subcampo correspondiente. También se

han considerado 4 codos en cada uno de los tramos, destinados a constituir una lira para la absorción de las

dilataciones térmicas de la tubería.

Se muestran a continuación los resultados de la simulación para cada una de las tuberías colectoras del

campo, la tubería de fluido frío y la tubería de fluido caliente. Como se indicará, para estos cálculos se han

obtenido en primer lugar los diámetros teóricos que hacen que la velocidad de fluido se mantenga


190

exactamente, para repetir posteriormente el mismo cálculo con diámetros normalizados de tubería. Dichos

diámetros se han elegido lo más próximos posibles a los diámetros teóricos.

a. Configuración de las tuberías colectoras de entrada y salida para la planta termosolar de 20

MWe refrigerada por Therminol VP-1

El campo solar del Therminol VP-1 consta de 38 lazos. El número de lazos en una configuración de campo en

“I” tiene que ser par, pero no necesariamente múltiplo de 4, es decir, no hace falta que los sub-campos este y

oeste estén perfectamente equilibrados, como ocurre en este caso, en el que el campo este consta de 20 lazos,

mientras que el campo oeste se compone de 18 lazos. Dichos lazos se reparten de forma equilibrada en las

secciones norte y sur de los sub-campos este y oeste, de tal forma que el número de lazos en cada sección

será 10 y 9, respectivamente.

Para el sub-campo oeste hay 8 tramos entre colectores y 1 tramo de enlace entre el bloque de potencia y el

primer par de lazos. Es decir, para la tubería colectora de entrada al campo oeste habrá que considerar 9

tramos en total, tal y como aparece en la tabla (3.27).

Tramo

Diámetro interior teórico de la tubería

(mm)

Tubería comercial

correspondiente (Denominación)

Caudal másico (kg/s)

Temperatura de entrada

(ºC)


Presión de entrada

(bar)

Presión de salida (bar)

1 276.1 12" 139.1 295 295 32 31.85

2 260.3 12" 123.6 295 294.9 31.85 31.72

3 243.5 10" 108.2 294.9 294.9 31.72 31.59

4 225.4 10" 92.7 294.9 294.9 31.59 31.45

5 205.8 10" 77.25 294.9 294.8 31.45 31.29

6 184.1 8" 61.8 294.8 294.8 31.29 31.13

7 159.4 8" 46.35 294.8 294.8 31.13 30.94

8 130.1 6" 30.9 294.8 294.7 30.94 30.72

9 92.03 4" 15.45 294.7 294.6 30.72 30.42

Tabla 3.27. Propiedades termofísicas del Therminol VP-1, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de entrada al sub-campo oeste (aceite frío)

En la tabla anterior se han puesto los diámetros teóricos y los diámetros normalizados con los que finalmente

se ha hecho el cálculo de la pérdida de presión y de calor. Dichas pérdidas son de 1.584 bar y 29.79 kWth

respectivamente.

Para la tubería colectora fría de entrada al campo este se ha considerado un tramo más, ya que tiene un par de

lazos más que el campo oeste. Los valores de presión y temperatura del aceite, junto con los diámetros

considerados para dicha tubería, se muestran en la tabla (3.28).


191

Tramo


(mm)

Tubería comercial




(ºC)


Presión de entrada

(bar)


1 291.1 12" 154.5 295 295 32 31.86

2 276.1 12" 139.1 295 294.9 31.86 31.74

3 260.3 12" 123.6 294.9 294.9 31.74 31.61

4 243.5 10" 108.2 294.9 294.9 31.61 31.47

5 225.4 10" 92.7 294.9 294.8 31.47 31.33

6 205.8 10" 77.25 294.8 294.8 31.33 31.17

7 184.1 8" 61.8 294.8 294.8 31.17 31.01

8 159.4 8" 46.35 294.8 294.7 31.01 30.82

9 130.1 6" 30.9 294.7 294.7 30.82 30.6

10 92.02 4" 15.45 294.7 294.6 30.6 30.3

Tabla 3.28. Propiedades termofísicas del Therminol VP-1, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de entrada al sub-campo este (aceite frío)

En este caso, la pérdida de presión es igual a 1.703 bar y las pérdidas de calor son iguales a 34.3 kWth, muy

pequeñas, como en el caso anterior.

La caída de presión en la tubería colectora del campo este es ligeramente superior a la del campo oeste, por

tener un tramo más. Como la presión de entrada a los lazos la marca la presión con la que el aceite llega al

lazo más alejado del bloque de potencia, esto quiere decir que la presión de entrada al lazo será inferior a

30.6 bar, para todos los colectores. Como se observa en la tabla (3.18), la presión de entrada al lazo de

colectores es 30 bar.

En las tablas (3.29) y (3.30) se ha representado el mismo análisis para las tuberías colectoras de salida del

campo solar.

La tabla (3.29) corresponde a la tubería colectora de salida del sub-campo oeste.

Tramo


(mm)

Tubería comercial




(ºC)


Presión de entrada

(bar)


1 91.92 4" 15.45 393 392.9 24.9 24.53

2 130 6" 30.9 392.9 392.9 24.53 24.25

3 159.2 8" 46.35 392.9 392.8 24.25 24.02

4 183.8 8" 61.8 392.8 392.8 24.02 23.81

5 205.5 10" 77.25 392.8 392.8 23.81 23.61

6 225.1 10" 92.7 392.8 392.7 23.61 23.43

7 243.1 10" 108.2 392.7 392.7 23.43 23.25

8 259.9 12" 123.6 392.7 392.7 23.25 23.09

9 275.7 12" 139.1 392.7 392.6 23.09 22.9

Tabla 3.29. Propiedades termofísicas del Therminol VP-1, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de salida del sub-campo oeste (aceite caliente)


192

Como en los casos anteriores, el cálculo final de la pérdida de presión y de calor se ha hecho sobre los

diámetros comerciales más próximos a los diámetros teóricos calculados. Para el caso del sub-campo oeste,

dichas pérdidas son iguales a 2 bar y 30.08 kWth, respectivamente.

Tramo


(mm)

Tubería comercial




(ºC)


Presión de entrada

(bar)


1 91.92 4" 15.45 393 392.9 24.9 24.53

2 130 6" 30.9 392.9 392.9 24.53 24.25

3 159.2 8" 46.35 392.9 392.8 24.25 24.02

4 183.8 8" 61.8 392.8 392.8 24.02 23.81

5 205.5 10" 77.25 392.8 392.8 23.81 23.61

6 225.1 10" 92.7 392.8 392.7 23.61 23.43

7 243.1 10" 108.2 392.7 392.7 23.43 23.25

8 259.9 12" 123.6 392.7 392.7 23.25 23.09

9 275.7 12" 139.1 392.7 392.6 23.09 22.93

10 290.6 12" 154.5 392.6 392.6 22.93 22.75

Tabla 3.30. Propiedades termofísicas del Therminol VP-1, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de salida del sub-campo este (aceite caliente)

Para terminar, se ha realizado el mismo cálculo sobre la tubería colectora de salida del sub-campo este,

resultando una pérdida de presión igual a 2.15 bar y una pérdida de calor igual a 34.55 kWth.

Como en el caso de las tuberías colectoras frías, la pérdida de calor es muy pequeña, 30.08 kWth y

34.55 kWth, lo que prácticamente no afecta a la temperatura. La pérdida de presión en este caso es mayor,

como corresponde al hecho de que la velocidad a la salida es mayor, ya que se ha tomado como velocidad de

diseño, la velocidad de salida del Therminol VP-1 del lazo de colectores.

Al inicio de cada una de las tuberías colectoras de entrada, se sitúa una bomba que impulsa el aceite a lo

largo de las mismas, de forma que la presión del aceite después de pasar por todo el campo solar, a la entrada

del generador de vapor, sea igual al valor marcado como referencia, 22.75 bar. Si se supone que la pérdida de

presión del aceite en el generador de vapor es igual a 2.5 bar, la presión del aceite en la aspiración de la

bomba es igual a 20.25 bar. Teniendo en cuenta las pérdidas de presión calculadas, tanto para las tuberías

colectoras de entrada y salida, como para el lazo de colectores, la presión en la impulsión debe ser igual a

32 bar. Todo ello supone que la potencia eléctrica de bombeo total, suma de las potencias de las bombas de

entrada a los sub-campos este y oeste, es igual a 535.4 kWe.

b. Configuración de las tuberías colectoras de entrada y salida para la planta termosolar de 20

MWe refrigerada por Solar Salt

Al igual que en el caso del Therminol VP-1, el campo solar con Solar Salt como fluido calorífero consta de

38 lazos. Esto implica, de acuerdo con la configuración “I” adoptada para la planta, que el sub-campo oeste

tiene 18 lazos y el sub-campo este consta de 20 lazos. Como en el caso del aceite, los lazos se reparten de

forma equilibrada entre las secciones norte y sur de cada sub-campo, de tal forma que el número de lazos por

sección en los sub-campos oeste y este será igual a 9 y 10, respectivamente.


193

En la tabla (3.31) se muestran los valores de la presión y temperatura de la sal fundida a lo largo de la tubería

colectora de entrada al sub-campo oeste, con 9 tramos en total.

Tramo


(mm)

Tubería comercial




(ºC)


Presión de entrada

(bar)


1 271.8 12" 94.59 295 294.9 10.5 10.46

2 256.2 12" 84.08 294.9 294.9 10.46 10.42

3 239.7 10" 73.57 294.9 294.8 10.42 10.38

4 221.9 10" 63.06 294.8 294.7 10.38 10.34

5 202.5 8" 52.55 294.7 294.6 10.34 10.3

6 181.2 8" 42.04 294.6 294.6 10.3 10.25

7 156.9 8" 31.53 294.6 294.5 10.25 10.2

8 128.1 5" 21.02 294.5 294.3 10.2 10.14

9 90.58 4" 10.51 294.3 294.2 10.14 10.05

Tabla 3.31. Propiedades termofísicas de la sal Solar Salt, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de entrada al sub-campo oeste (sal fría)

La pérdida de calor total que experimenta la sal fundida en este tramo es igual a 29.41 kWth, y la pérdida de

presión es igual a 0.45 bar. Estos valores se han calculado a partir de los diámetros normalizados que se han

elegido para esta tubería colectora.

En la tabla (3.32) se han hecho los mismos cálculos referidos a la tubería colectora de entrada al sub-campo

este, que tiene un tramo más de tubería por tener 20 lazos en lugar de 18.

Tramo


(mm)

Tubería comercial




(ºC)


Presión de entrada

(bar)


1 286.5 12" 105.1 295 294.9 10.5 10.46

2 271.8 12" 94.59 294.9 294.9 10.46 10.43

3 256.2 12" 84.08 294.9 294.8 10.43 10.39

4 239.7 10" 73.57 294.8 294.7 10.39 10.35

5 221.9 10" 63.06 294.7 294.7 10.35 10.31

6 202.5 8" 52.55 294.7 294.6 10.31 10.27

7 181.2 8" 42.04 294.6 294.5 10.27 10.22

8 156.9 8" 31.53 294.5 294.4 10.22 10.17

9 128.1 5" 21.02 294.4 294.3 10.17 10.1

10 90.57 4" 10.51 294.3 294.1 10.1 10.02

Tabla 3.32. Propiedades termofísicas de la sal Solar Salt, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de entrada al sub-campo este (sal fría)

Las pérdidas de calor y de carga son ligeramente superiores a las de la tubería colectora del campo oeste,

debido a que la longitud de tubería es mayor. En concreto, la pérdida de presión es igual a 0.48 bar y la

pérdida de calor es igual a 33.87 kWth.


194

La presión de entrada a los lazos está condicionada, como en el caso anterior, por la presión con la que la sal

llega al lazo más alejado. Como se observa en la tabla (3.32), dicha presión es igual a 10.1 bar, por lo que la

presión de entrada al lazo es igual a 10 bar, tal y como aparece en la tabla (3.20).

En la tabla (3.33) se ha hecho el mismo análisis para la tubería colectora caliente de salida del sub-campo

oeste.

Tramo


(mm)

Tubería comercial




(ºC)


Presión de entrada

(bar)


1 90.51 4" 10.51 515 514.7 8.554 8.471

2 128 5" 21.02 514.7 514.6 8.471 8.41

3 156.8 8" 31.53 514.6 514.4 8.41 8.358

4 181 8" 42.04 514.4 514.3 8.358 8.311

5 202.4 8" 52.55 514.3 514.2 8.311 8.267

6 221.7 10" 63.06 514.2 514.1 8.267 8.226

7 239.4 10" 73.57 514.1 514 8.226 8.188

8 256 12" 84.08 514 513.9 8.188 8.15

9 271.5 12" 94.59 513.9 513.7 8.15 8.108

Tabla 3.33. Propiedades termofísicas de la sal Solar Salt, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de salida del sub-campo oeste (sal caliente)

La pérdida de presión es muy parecida a la de las tuberías colectoras de entrada, 0.45 bar, mientras que la

pérdida de calor es ligeramente mayor, 41.12 kWth, ya que, aunque se ha puesto un espesor de aislante mayor,

la sal fundida está a más temperatura.

En la tabla (3.34) se presenta el cálculo correspondiente a la tubería caliente de salida del sub-campo este.

Tramo


(mm)

Tubería comercial




(ºC)


Presión de entrada

(bar)


1 90.51 4" 10.51 515 514.7 8.554 8.471

2 128 5" 21.02 514.7 514.6 8.471 8.41

3 156.8 8" 31.53 514.6 514.4 8.41 8.358

4 181 8" 42.04 514.4 514.3 8.358 8.311

5 202.4 8" 52.55 514.3 514.2 8.311 8.267

6 221.7 10" 63.06 514.2 514.1 8.267 8.226

7 239.4 10" 73.57 514.1 514 8.226 8.188

8 256 12" 84.08 514 513.9 8.188 8.15

9 271.5 12" 94.59 513.9 513.8 8.15 8.115

10 286.2 12" 105.1 513.8 513.7 8.115 8.074

Tabla 3.34. Propiedades termofísicas de la sal Solar Salt, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de salida del sub-campo oeste (sal caliente)

La pérdida de presión es parecida al caso anterior, 0.48 bar, al igual que la pérdida de calor, 47.22 kWth.

Como en el caso del aceite, se ha calculado la potencia de bombeo correspondiente a las bombas de los sub-

campos este y oeste, en el punto de diseño. Para ello, se ha supuesto que la pérdida de presión en el generador


195

de vapor es igual a 2 bar, con lo cual, si la sal llega al generador a 8 bar, la presión en la aspiración será igual

a 6 bar. Además, para conseguir que a la salida del campo solar la presión de la sal sea igual a 8 bar, la

presión en la impulsión debe ser igual a 10.5 bar. Conocidas las presiones de las bombas en la aspiración y en

la impulsión, así como el caudal en cada una de ellas y su temperatura, se puede calcular la potencia eléctrica

de bombeo total, que resulta igual a 60.25 kWe.

c. Configuración de las tuberías colectoras de entrada y salida para la planta termosolar GDV

de 20 MWe

Ya se ha visto en el apartado anterior que, para que la planta termosolar GDV tenga un múltiplo solar en

condiciones de diseño similar a los adoptados en el caso de emplear aceite o sales, un número adecuado de

lazos es 24 que, además de par, es múltiplo de 4, con lo cual el campo solar de configuración en “I” estará

perfectamente equilibrado en cada una de sus secciones, que tendrá 6 lazos. Como en los casos anteriores, la

presión de entrada a todos los lazos será igual, y vendrá condicionada por la presión con la que el agua llegue

a los lazos más alejados.

Para los dos sub-campos este y oeste, el número de pares de lazos es 6, luego el número de tramos entre lazos

es 5. Si se considera también el tramo de enlace con el bloque de potencia, resultan en total 6 tramos, tal y

como se muestra en la tabla (3.35).

Tramo


(mm)

Tubería comercial




(ºC)


Presión de entrada

(bar)


1 187.1 8" 13.38 226.7 226.7 90 89.99

2 170.7 8" 11.15 226.7 226.6 89.99 89.98

3 152.7 6" 8.92 226.6 226.5 89.98 89.97

4 132.2 6" 6.69 226.5 226.4 89.97 89.96

5 108 5" 4.46 226.4 226.3 89.96 89.95

6 76.33 3" 2.23 226.3 226.1 89.95 89.94

Tabla 3.35. Propiedades termofísicas del agua, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de entrada a los sub-campos este y oeste del campo solar GDV

Para este caso, la pérdida de presión en cada una de las tuberías colectoras de entrada a los sub-campos este y

oeste es igual a 0.063 bar, , menor que en los casos anteriores, debido a la menor viscosidad del agua líquida

respecto al aceite o a la sal fundida y debido también a que el tramo de tubería colectoras es inferior a los

otros casos (el campo es más pequeño). Las pérdidas de calor son también muy pequeñas, 11.08 kWth. Este

valor más pequeño es otra de las ventajas de operar con campos más reducidos en el caso de generación

directa de vapor.

En la tabla (3.36) aparecen los valores correspondientes a las tuberías colectoras de salida de los sub-campos

este y oeste.


196

Tramo


(mm)

Tubería comercial




(ºC)


Presión de entrada

(bar)


1 77.77 3" 2.23 514.4 513.3 83.21 82.57

2 110.3 5" 4.46 513.3 512.8 82.57 82.23

3 135.4 6" 6.69 512.8 512.4 82.23 81.94

4 156.6 8" 8.92 512.4 512 81.94 81.69

5 175.3 8" 11.15 512 511.6 81.69 81.45

6 192.2 8" 13.38 511.6 511.3 81.45 81.24

Tabla 3.36. Propiedades termofísicas del vapor, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de salida de los sub-campos este y oeste del campo solar GDV

En este caso, la pérdida de carga es mayor que con el agua líquida, 1.97 bar. La pérdida de calor es

prácticamente igual, 10.03 kWth. Ninguno de los dos valores provoca variaciones importantes en la presión o

temperatura del vapor respecto a su valor a la salida del lazo de colectores, y ello hace que el vapor llegue a

la entrada de la turbina a alta temperatura y presión (510 ºC y 81 bar).

Como en los casos anteriores, se ha calculado la potencia eléctrica de bombeo para las bombas de entrada al

campo solar, que resulta igual a 36.7 kWe, menor que en cualquiera de los otros casos, por ser un campo más

compacto.

3.2.3. Rendimiento global de la planta termosolar en condiciones nominales

En la tabla (3.37) se muestran los resultados del balance global a la planta termosolar en condiciones de

diseño, para cada uno de los tres fluidos de trabajo considerados. Para ello, se han tenido en cuenta los

consumos eléctricos en cada una de las bombas de la planta termosolar, tanto en el bloque de potencia

(bomba de condensado y bomba de alimentación) como en el campo solar (bomba de entrada al campo solar

y bomba de recirculación, en caso de que exista). Se han tenido también en cuenta las pérdidas de calor y de

carga en el sistema de tuberías.


197

Therminol VP-1 Solar Salt GDV

Potencia generada (MWe) 20 20 20

Radiación directa incidente (W/m2) 850 850 850

Número de lazos 38 38 24

Número de colectores por lazo 4 6 -

Precalentamiento + evaporación - - 6

Sobrecalentamiento - 2

Número de módulos por colector 12 8 -

Precalentamiento + evaporación - - 8

Sobrecalentamiento - - 10

Longitud del espejo de la parábola 11.9 11.9 11.9

Anchura de la parábola 5.76 5.76 5.76

Potencia bomba de condensado (kWe) 11.98 13.32 13.51

Potencia bomba de alimentación (kWe) 255.1 249.0 240.9

Potencia bomba de entrada al campo solar (kWe) 535.40 60.25 36.70

Potencia bomba recirculación por lazo (kWe) - - 0.30

Rendimiento neto 18.06 18.52 20.72

Tabla 3.37. Rendimiento global de la planta termosolar en condiciones nominales para cada una de las tres tecnologías HTF consideradas

Se observa que el rendimiento neto es mayor en el caso del agua, más de dos puntos por encima de los otros

dos casos. Existen múltiples factores que favorecen esta situación, como la ausencia de pérdidas asociadas al

generador de vapor, o el hecho de que se pueden ir a lazos más largos y, por tanto, campos más reducidos en

los que se refiere a tuberías de interconexión entre lazos. Es importante señalar, no obstante, que estos

resultados se han obtenido bajo hipótesis muy concretas: planta termosolar, sin almacenamiento ni

hibridación, y con múltiplo solar igual a 1.25 aproximadamente. Además, hay aspectos de ingeniería que no

se pueden evaluar mediante un rendimiento térmico y que pueden condicionar el hecho de que una tecnología

sea viable y otra no. Tales aspectos, son, entre otros: la facilidad de disponer de un almacenamiento térmico,

el control del campo solar, el comportamiento de los materiales de los sistemas en contacto el fluido caliente,

etc. Así, por ejemplo, en (Kearney et al, 2003) se dice claramente que la opción de sales es atractiva si se

considera conjuntamente con el almacenamiento térmico.

3.3. Balance anual de plantas termosolares de 20 MWe para cada una de las tecnologías HTF consideradas

Para terminar este capítulo se va a proceder a realizar un análisis del comportamiento anual de cada una de

las tres tecnologías HTF propuestas. A partir de este balance se puede obtener la producción anual de energía

en cada una de las tres plantas termosolares. Con el dato de producción anual es posible calcular el coste del

kWhe producido, que será otra de las variables que se utilicen en el análisis comparativo.

Para llevar a cabo el balance anual, es necesario:

- Obtener datos de radiación directa en la ubicación de la planta, con el grado de precisión que se

requiera. Para este estudio concreto, en el que no hay ni almacenamiento ni hibridación, es

suficiente tener datos horarios.


198

- Obtener el funcionamiento del campo solar a cargas parciales, a distintos niveles de radiación

directa.

- Obtener el comportamiento del ciclo de potencia, también a cargas parciales, para diferentes niveles

de producción de energía eléctrica.

Se desarrollan a continuación cada uno de estos apartados.

3.3.1. Datos de radiación solar directa

Los datos de radiación directa utilizados son datos obtenidos a partir de imágenes extraterrestres, procedentes

del satélite Meteosat (http://www.satel-light.com/core.htm), en la ubicación de la planta, la Plataforma Solar

de Almería (37º05’27.8’’ N, 2º21’19’’ W). Son datos semi-horarios correspondientes a los años: 1996, 1997,

1998, 1999 y 2000.

Los datos que se han suministrado son datos de radiación directa sobre superficie horizontal. Por ello, para

obtener los valores sobre la normal, se ha dividido entre el ángulo cenital, en cada momento -calculado en el

centro del intervalo de media hora-.

Además, para tener en cuenta que el seguimiento del colector cilindro parabólico es sólo en elevación, y que

por tanto, lo único que se puede conseguir es que los rayos solares estén contenidos siempre en el plano

normal a la apertura del espejo concentrador, se ha introducido el ángulo de incidencia del colector, con una

orientación norte-sur, en cada momento -calculado en el centro del intervalo de media hora-.

Dicho ángulo de incidencia, para orientación norte-sur, viene dado por la ecuación (2.11), que se vuelve a

poner aquí a modo de recordatorio.


(2.11, repetida)

donde δs es la declinación solar, ф es la latitud y ωs es el ángulo horario.

Este ángulo de incidencia afecta directamente a la radiación solar directa incidente en la apertura del colector.

Dicha influencia se cuantifica mediante el modificador del ángulo de incidencia. Para el colector Eurotrough,

el modificador del ángulo de incidencia viene dado por la siguiente ecuación (2.16), que se vuelve repite de

nuevo aquí.

( ) ( ) θθθθ ⋅⋅−⋅⋅−= −− 04205 1025097,510859621,2cosK

(2.16, repetida)

donde θ es el ángulo de incidencia, en grados.

Como ya se ha dicho al inicio de este apartado, se dispone de datos de radiación directa, en intervalos semi-

horarios, para 5 años. Por ello, es preciso comparar dichos datos con los de un año meteorológico tipo, con el

fin de evitar valores atípicos.


199

Los datos del año meteorológico tipo se han obtenido de la base de datos del proyecto de energía solar y

meteorología (Surface meteorology and Solar Energy Project, SSE, en http://eosweb.larc.nasa.gov/sse/),

dentro de un programa de investigación llevado a cabo por la NASA (National Aeronautics and Space

Administration); el año tipo se ha calculado en base a 22 años (Desde julio de 1983 hasta junio de 2005), y

con imágenes satélite.

Los datos que se obtienen son medias mensuales, con su valor máximo y mínimo, tal y como se muestra en

las tablas (3.38) y (3.39).

Monthly Averaged Direct Normal Radiation (kWh/m2/day)

Lat 38.73 Annual

Lon -0.925 Jan Feb Mar Apr May Jun Jul Aug Sep Oct Nov Dec

Average

22-year Average

4.3 4.85 5.45 5.87 6.16 7.68 7.89 6.92 5.64 4.58 4.05 3.75 5.6

Tabla 3.38. Medias mensuales de los datos de radiación directa para un año meteorológico tipo

Minimum And Maximum Difference From Monthly Averaged Direct Normal Radiation (%)

Lat 38.73

Lon -0.925 Jan Feb Mar Apr May Jun Jul Aug Sep Oct Nov Dec

Minimum -15 -21 -13 -13 -20 -13 -5 -5 -15 -10 -18 -23

Maximum 25 37 25 23 15 9 8 11 5 29 22 22

Tabla 3.39. Desviaciones máximas y mínimas respecto a los valores mensuales de radiación directa

En la tabla (3.40), se muestran los valores medios mensuales obtenidos para los años escogidos para la

simulación.

Radiación solar directa (kWh/m2/día)

Mes Año tipo Mínimo Máximo 1996 1997 1998 1999 2000

Enero 4.30 3.66 5.38 3.36 2.50 3.94 4.03 4.17

Febrero 4.85 3.83 6.64 5.06 6.15 4.50 5.85 6.43

Marzo 5.45 4.74 6.81 5.23 7.30 6.80 6.80 6.44

Abril 5.87 5.11 7.22 6.11 5.67 7.14 8.32 6.47

Mayo 6.16 4.93 7.08 6.84 7.11 5.63 7.45 6.62

Junio 7.68 6.68 8.37 8.47 8.11 8.36 8.31 9.05

Julio 7.89 7.50 8.52 8.28 8.17 8.89 8.59 8.79

Agosto 6.92 6.57 7.68 7.26 6.70 7.39 7.84 7.37

Septiembre 5.64 4.79 5.92 5.27 5.42 5.27 6.36 6.68

Octubre 4.58 4.12 5.91 5.50 5.06 6.03 3.69 5.21

Noviembre 4.05 3.32 4.94 4.52 4.09 4.60 4.34 4.30

Diciembre 3.75 2.89 4.58 2.62 3.28 4.19 3.57 3.55

Media anual 5.60 4.84 6.59 5.71 5.80 6.06 6.26 6.26

Tabla 3.40. Comparación del año tipo con los valores de los años escogidos para la simulación

Se observa que, aunque existen variaciones con respecto al año meteorológico tipo, la media anual está

dentro de los límites máximo y mínimo, incluyendo años con menos radiación que el año de referencia y

años con más radiación.


200

Una vez transformados los datos de radiación directa incidente sobre el plano horizontal, en datos de

radiación directa incidente sobre el plano de apertura del concentrador, ya se puede proceder a estudiar el

comportamiento de la planta bajo distintas condiciones de radiación solar. Estas condiciones van a provocar

que tanto el bloque de potencia como el campo solar trabajen a cargas parciales. Por ello, en los dos

apartados siguientes se va a caracterizar el funcionamiento de ambos sistemas a cargas parciales.

3.3.2. Caracterización del bloque de potencia operando a cargas parciales

Para caracterizar el rendimiento global del ciclo de Rankine operando a cargas distintas de la nominal, es

necesario caracterizar el funcionamiento de los diferentes sistemas que lo componen operando a carga parcial,

tarea que se va a realizar en el siguiente apartado.

i. Ecuaciones características que rigen el comportamiento de un ciclo de Rankine a cargas parciales

a. La turbina

a.1. Rendimiento isentrópico de la turbina

El rendimiento de los distintos escalonamientos de turbina varía a cargas parciales respecto de su valor de

diseño. De acuerdo con (Bartlett, 1958), para el tipo de turbina utilizado en el ciclo de potencia, su

rendimiento isentrópico en función del caudal de vapor que pasa a través de ella queda caracterizado por las

ecuaciones (3.26) y (3.27):

( ) ( )2218.0409.0191.0Re% refref mmmmduction &&&& ⋅+⋅−=

(3.26)

( ) alnoturbinaturbinas duction min,, Re%1 ηη ⋅−=

(3.27)

Donde m& es el caudal de vapor actual que pasa a través de la turbina; refm& es el caudal de vapor en

condiciones nominales; ηs,turbina es el rendimiento isentrópico actual de la turbina; y ηtubina, nominal es el

rendimiento isentrópico de la turbina en condiciones nominales.

En la figura (3.16) aparece representado el porcentaje de reducción del rendimiento isentrópico de la turbina

en función del grado de carga.


201

0.0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.00.00

0.05

0.10

0.15

0.20

% Reducción

% Reducción en el rendimiento

Carga (m/mref)

Figura 3.16. Variación del rendimiento isentrópico de la turbina en función del grado de carga

a.2. Modificación de la presión en las extracciones en función del grado de carga

La caída de presión en cada escalonamiento de turbina también varía con la proporción entre el caudal

másico actual que pasa a través de ella y el caudal nominal. Si se conocen las condiciones de diseño

(presiones nominales y caudales nominales) se puede calcular la presión en cada escalonamiento según la ley

de la elipse, ecuación (3.28) (Stodola, 1945).

2

2,2

2,1

22

21

=

−

−

refrefrefm

m

PP

PP

&

&

(3.28)

De acuerdo con esta ecuación, conocidas las condiciones nominales y dos propiedades, podemos conocer la

tercera. En el ciclo de potencia que se está estudiando, el caudal másico lo fija el generador de vapor, y la

presión de salida en la turbina de baja presión es la presión de condensación, que también es un dato de

entrada en el modelo. Conocidos estos dos valores, se iría desde el escalonamiento de más baja presión de la

turbina, calculando sucesivamente las presiones de entrada a cada escalonamiento, hasta el escalonamiento

de más alta presión donde, aplicando la ecuación (3.28) podemos obtener la presión de entrada a la turbina.

a.2. Modificación de la presión en las extracciones en función del grado de carga

El rendimiento del alternador es función de la razón entre la potencia actual y la potencia nominal. La

variación de dicho rendimiento suele ser muy pequeña, entre 92.5% y 98% aproximadamente. Para el ciclo

de 20 MWe que se está simulando, la variación del rendimiento del generador se ha tomado igual que en la

planta SEGS-VI, de similar potencia, ecuación (3.29) (Lippke, 1995).


202

32 12.03.0258.0908.0 LoadLoadLoadgenerador ⋅+⋅−⋅+=η

(3.29)

donde Load es la razón entre la potencia actual de la turbina y la potencia a plena carga: alno

turbina

W

WLoad

min

&=

En la figura (3.17) se ha representado gráficamente la variación del rendimiento del generador.

0.0 0.4 0.8

90

93

96

99

Rendimiento alternador (%)

Rendimiento del alternador (%)

Carga (Load/Loadref)

Figura 3.17. Rendimiento del turbo-generador en función de la carga

a.3. Control de la turbina funcionando a cargas parciales

El control de la turbina de vapor funcionando a cargas parciales puede hacerse básicamente de dos formas

(Muñoz et al., 2001):

- Manteniendo constante el salto isentrópico de la turbina, ∆hs, es decir, manteniendo constante la

presión y temperatura de entrada a la turbina y la presión de condensación y, por tanto, básicamente

el rendimiento del ciclo. Este tipo de regulación se puede hacer por estrangulamiento o laminado;

regulación cuantitativa abriendo y cerrando sectores de admisión mediante válvulas; o bien,

regulación por derivación.

- Modificando el salto isentrópico por modificación de la presión de entrada a la turbina, sistema

usualmente denominado presión deslizante. En este caso se modifica el rendimiento del ciclo.

Aunque la regulación por presión deslizante tiene mayor fiabilidad, en la mayor parte de los casos, la

regulación por sectores o válvulas tiene mejor rendimiento para los grados de carga pequeños, y la presión

deslizante en los grandes. Las turbinas con regulación por sectores o válvulas pueden trabajar con presión

deslizante, utilizando una u otra combinaciones de ambas según el grado de carga.


203

En el sistema de regulación por presión deslizante se reduce la presión de entrada a la turbina, que es

prácticamente la de salida de la caldera, manteniendo aproximadamente constante la temperatura de entrada.

Al ser la presión la que corresponde a la temperatura de saturación del agua de la caldera, la rápida elevación

o disminución está condicionada a la inercia térmica de la caldera y, por tanto, al volumen de agua de la

misma. Esta inercia térmica va a ser una limitación en el caso de ciclos acoplados a campos solares, en donde

se pueden dar variaciones bruscas de carga. Es por ello que, para el caso del aceite y sales fundidas, se va a

considerar regulación por presión deslizante pero, para el caso del agua, en el que el generador de vapor del

ciclo es el propio campo solar, se tiene que considerar necesariamente control por presión deslizante y por

válvula.

b. Los intercambiadores de calor

En este apartado se va a exponer el comportamiento a cargas parciales de todos los intercambiadores de calor

del ciclo, tanto del circuito de precalentamiento (cambiadores de superficie del agua de condensado y del

agua de alimentación) como del generador de vapor (precalentador, evaporador y sobrecalentador) y, en el

caso del aceite, del recalentamiento.

Al hablar de los parámetros del ciclo en condiciones nominales, se dijo que los intercambiadores de calor

quedan caracterizados por los valores de las diferencias de temperaturas extremas entre corrientes a la

entrada y a la salida (Terminal Temperature Difference, TTD y Drain Cooling Approach, DCA). Sin

embargo, también se dijo que dichas diferencias de temperatura no se mantenían a cargas parciales. El

comportamiento del cambiador a otras cargas se puede modelar si se conocen sus parámetros térmicos

característicos, ya que lo que sí se conocen son las leyes que rigen la variación de estos parámetros en

función de los caudales de fluido que estén circulando en cada momento a través del cambiador. Así, a cargas

parciales, el coeficiente global de transmisión de calor del colector, UA, disminuye. A continuación se va a

obtener la relación que rige esta variación.

El coeficiente global de transmisión de calor para un cambiador de tipo carcasa y tubo, sin aletas, viene dado

por la ecuación (3.30) (Incropera, 2006):

outout

in

out

inin AhLk

DD

AhUA ⋅+

⋅⋅⋅

+⋅

=1

2

ln11

π

(3. 30)

donde el subíndice in se refiere a la superficie interior del cambiador y el subíndice out a la superficie

exterior; h (W/m2-K) es el coeficiente de transmisión de calor por convección; A (m2) es el área superficial; D

(m) es el diámetro; k (W/m-K) es la conductividad térmica del material situado entre los fluidos; y L (m) es la

longitud del cambiador de calor.

Si se considera despreciable el valor de la conductividad térmica del material, frente a los valores de los

coeficientes de transmisión de calor por convección, la ecuación anterior se puede simplificar, tomando la

forma de la ecuación (3.31)


204

outoutinin AhAhUA ⋅+

⋅=

111

(3.31)

En general, el coeficiente de transmisión de calor por convección, h, se obtiene a partir de un número de

Nusselt, ecuación (3.32)

D

kNuh

fluid⋅=

(3.32)

donde kfluid (W/m-K) es la conductividad térmica del fluido y D (m) es el diámetro hidráulico.

Para el caso de convección forzada en el interior de tuberías, las fórmulas que nos dan mayor exactitud en la

determinación del número de Nusselt son las correlaciones de Petukhov y Gnielinski, ecuaciones (2.31) y

(2.34) del tema anterior. Sin embargo, para el cálculo que se está realizando se va a emplear una fórmula más

sencilla, aunque su precisión sea menor: la correlación de Dittus-Boelter, ecuación (3. 33)

n

DDNu PrRe023.0 8.0 ⋅⋅=

(3.33)

Donde el exponente n es igual a 0.4 para el fluido caliente e igual a 0.3 para el fluido frío; ReD es el número

de Reynolds basado en el diámetro y Pr es el número de Prandtl, ecuaciones (3.34) y (3.35), respectivamente.

µπ ⋅⋅⋅

=D

mD

&4Re

(3.34)

fluid

p

k

c⋅=µ

Pr

(3.35)

donde µ es la viscosidad dinámica del fluido (Pa·s) y cp (kJ/kg-K) es el calor específico del mismo.

Si se suponen constantes las propiedades de los fluidos a lo largo de los cambiadores, e iguales a un valor

medio, el número de Prandtl es constante para cada fluido. De las ecuaciones (3.32) y (3.33) se deduce que el

coeficiente global de transmisión de calor es proporcional al número de Nusselt y, por tanto, al número de

Reynolds elevado a 0.8. Asumiendo de nuevo propiedades constantes a lo largo del intercambiador, esto

supone que el coeficiente de película es proporcional al caudal másico elevado a 0.8, tal y como se indica en

la ecuación (3.36).

8.08.0Re mhhNuh &∝⇒∝⇒∝

(3.36)


205

Esta proporcionalidad se mantiene en la ecuación del coeficiente global de transmisión de calor, resultando la

ecuación (3.37):

8.08.0

111

outin mmUA &&+∝

(3.37)

Esta correlación es también válida para el coeficiente global de transmisión de calor de referencia, ecuación

(3.38).

8.0,

8.0,

111

refoutrefinref mmUA &&+∝

(3.38)

Si se combinan las ecuaciones (3.37) y (3.38), se puede obtener una relación entre coeficientes globales de

transmisión y caudales másicos, ecuación (3.39).

+

+⋅

⋅

⋅=

+

+

=8.08.0

8.0,

8.0,

8.0,

8.0,

8.08.0

8.08.0

8.0,

8.0,

11

11

outin

refoutrefin

refoutrefin

outin

outin

refoutrefin

ref mm

mm

mm

mm

mm

mm

UA

UA

&&

&&

&&

&&

&&

&&

(3.39)

Se puede suponer que la proporción entre los caudales másicos de los fluidos interior y exterior se mantiene a

cargas parciales, tal y como se indica en la ecuación (3.40).

Km

m

m

m

refout

refin

out

in ==,

,

&

&

&

&

(3.40)

Si esta última relación se sustituye en la ecuación (3.39) resulta la ecuación (3.41).

( )( )

+⋅/

+⋅/⋅

/⋅⋅/

/⋅⋅/=

+⋅

+⋅

=1

)1

11

11

8.0

8.0,

8.0,

8.0,

8.08.0

8.08.0

8.0,

8.0,

Km

Km

mmK

mmK

mmK

mmK

UA

UA

out

refout

refoutrefout

outout

outout

refoutrefout

ref &

&

&&

&&

&&

&&

(3.41)

Si se simplifican términos en el numerador y denominador en la ecuación anterior, resulta la ecuación (3.42),

que nos da de forma muy sencilla la relación entre coeficientes globales que se estaba buscando.


206

8.0

,

==

refout

out

ref m

m

UA

UA

&

&

(3.42)

Esta relación entre coeficientes globales se aplicará a todos los cambiadores de calor del ciclo. Además de

esta ecuación, hacen falta dos ecuaciones más para definir el estado térmico del cambiador a cargas parciales.

Dichas ecuaciones son la relación entre el número de unidades de transmisión y el coeficiente global de

pérdidas, y la relación entre la eficiencia del intercambiador (ε) y el número de unidades de transmisión

(NTU). Estas ecuaciones ya se vieron en la sección 3.2.2., aunque se vuelven a poner aquí.

Para el caso de cambiadores en los que uno de los dos fluidos cambia de fase (precalentadores de superpie

del ciclo y evaporador), se tiene:

)exp(1 NTU−−=ε

(3.5, repetida)

donde ε es la eficiencia del intercambiador de calor y NTU es el número de unidades de transmisión.

Para cambiadores de calor sensible, en contracorriente la fórmula utilizada es:

( )[ ]( )[ ]rr

r

CNTUC

CNTU

−⋅−⋅−

−⋅−−=

1exp1

1exp1ε

(3.11., repetida)

donde ε es la eficiencia del intercambiador de calor; NTU es el número de unidades de transmisión; y Cr es la

relación entre la capacidad calorífica máxima y mínima del intercambiador.

La relación entre el número de unidades de transmisión (NTU) y el coeficiente global de transmisión de calor

(UA) es común para todos los casos:

minC

UANTU =

(3.6, repetida)

donde NTU es el número de unidades de transmisión; UA (W/K) es el coeficiente global de transmisión de

calor; y Cmin (W/K) es la capacidad calorífica mínima del intercambiador.

En cuanto a la caída de presión, en todos los cambiadores recibe un tratamiento similar; la caída de presión es

proporcional al cuadrado del caudal másico que circula a se través, ecuación (3.43)

2mkP P

&⋅=∆

(3.43)


207

donde ∆P (bar) es la caída de presión del intercambiador; m& (kg/s) es el caudal másico de fluido que pasa a

través del mismo; y kp es una constante de proporcionalidad, que se suele calcular despejando la ecuación

(3.43) para el caso de condiciones estacionarias.

c. Bombas

El rendimiento isentrópico de la bomba de condensado y alimentación también varía a cargas parciales,

según la ecuación (3.44) (Lippke, 1995).

( ) ( )2

00

000

0,,

, 112

⋅−−⋅−⋅+=m

me

m

mee mmm

pumps

pumps

&

&

&

&

η

η

(3.44)

donde el subíndice 0 se refiere a condiciones nominales; η es el rendimiento isentrópico de la bomba; m&

(kg/s) es el caudal másico de fluido que circula a través de la bomba; 0me es un parámetro que define la

forma de la curva de eficiencia. Para bombas de velocidad constante, una buena aproximación consiste en

tomar este parámetro igual a cero.

ii. Análisis del bloque de potencia a cargas parciales

Una vez implementadas las ecuaciones que rigen el funcionamiento del ciclo de potencia a cargas parciales,

se puede obtener el rendimiento térmico y la potencia térmica requerida en el intercambiador de calor para

diferentes grados de carga., tal como se muestra en la tabla (3.41).

Therminol VP-1 Solar Salt Agua-vapor

Grado de

carga


Potencia térmica SG+RH (MWth)

Rend. térmico



Rend. térmico



Rend. térmico

100% 22.200 54.570 36.650 21.75 52.83 38.15 21.48 52.59 38.33

90% 19.879 49.473 36.206 19.543 47.951 37.613 19.311 47.746 37.793

80% 17.760 44.711 35.631 17.495 43.352 36.943 17.310 43.212 37.132

70% 15.691 39.959 34.884 15.509 38.832 36.117 15.331 38.659 36.306

60% 13.663 35.217 33.936 13.533 34.253 35.075 13.393 34.134 35.274

50% 11.655 30.415 32.755 11.568 29.626 33.795 11.456 29.533 33.993

40% 9.637 25.496 31.282 9.593 24.882 32.227 9.498 24.795 32.413

30% 7.568 20.349 29.415 7.544 19.867 30.246 7.476 19.815 30.441

20% 5.389 14.779 26.993 5.390 14.464 27.697 5.328 14.388 27.880

10% 3.007 8.498 23.502 3.026 8.344 24.095 3.001 8.325 24.287

Tabla 3.41. Análisis del comportamiento térmico del ciclo a caras parciales, para cada una de las tecnologías HTF consideradas.


208

Por rendimiento térmico se entiende rendimiento del ciclo sin tener en cuenta el rendimiento del generador de

vapor (95%). Se ha considerado así para comparar en igualdad de condiciones los ciclos acoplados al campo

de aceite y al de sales con el ciclo acoplado al campo de generación directa de vapor. Sin embargo, en el

rendimiento global de la planta que se obtendrá a continuación, es necesario tener en cuenta este rendimiento

en los casos en que sea necesario.

Como se observa en la figura (3.18), el rendimiento de los ciclos de potencia en todos los ciclos es muy

similar, ligeramente inferior en el caso de la planta de aceite por el hecho de que el vapor entra a la turbina a

menor temperatura en este caso.

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 12020

25

30

35

40

BOP del agua-vapor BOP de la sal Solar Salt BOP del Therminol VP-1

Rendimiento (%)

Grado de carga (Weléctrica

/Weléctrica, ref

)

Figura 3.18. Rendimiento del ciclo de potencia en función de la carga, para las tres plantas termosolares consideradas

3.3.3. Análisis del comportamiento del campo solar a cargas parciales

Con el objetivo de simplificar la caracterización del campo solar a cargas parciales, es decir, operando bajo

condiciones de radiación directa inferiores a la nominal, se han considerado despreciables las pérdidas

térmicas y de presión en las tuberías de interconexión del campo. Estas pérdidas son muy pequeñas

comparadas con las pérdidas en colectores, como se puso de manifiesto en la sección 3.2.3. del apartado

anterior. También se ha suprimido el efecto del ángulo de incidencia; en este caso, no porque se pueda

despreciar, sino porque la estrategia a seguir será incorporar su efecto más adelante, al hacer el balance anual,

como ya se ha dicho en la sección (3.3.1), al hablar del tratamiento de los datos de radiación. De esta forma,

se tienen resultados más exactos, pues se contabiliza el efecto del ángulo de incidencia en cada intervalo

temporal de media hora considerado.

En la figura (3.19) se observa que la potencia térmica que es capaz de dar el campo de colectores sigue una

relación prácticamente lineal.


209

300 400 500 600 700 800 900

15

30

45

60

75

90 Therminol VP-1 Solar Salt Agua-vapor

Potencia térmica en el campo solar (MWth)

DNI (W/m2)

Figura 3.19. Potencia térmica suministrada por cada uno de los campos solares considerados en función de la radiación solar directa incidente

Se observa asimismo que el campo de generación directa de vapor da una potencia térmica sensiblemente

inferior a los otros dos campos. Esto no significa que el campo sea peor, sino que se ha diseñado así; no hace

falta que dé más potencia térmica, pues en este caso no hay que sobredimensionar el campo para hacer frente

a las pérdidas en el generador de vapor. Otro aspecto diferente es que los tres campos estén ligeramente

sobredimensionados -con múltiplos solares en torno a 1.25-, para que el ciclo de potencia pueda trabajar

durante más tiempo a cargas parciales. Se aprecia también que para niveles muy bajos de radiación solar, el

campo solar que emplea sales como fluido calorífero es el que presenta menor potencia calorífica de los tres.

Esto está de acuerdo con lo que se va a estudiar seguidamente, que es el rendimiento del campo solar a cargas

parciales, que presenta valores inferiores en el caso de la sal fundida.

Ya se ha dicho que la variación de la potencia térmica en función del campo sigue una variación

prácticamente lineal. De esta forma, se pueden calcular regresiones lineales que relacionen dicha potencia

térmica con la radiación directa, tal y como se muestra en la tabla (3.42).

Potencia térmica para cada uno de los campos considerados

Fluido calorífero Thermal Power

Therminol VP-1 Potencia térmica (MWth) = 0.0941*DNI(W/m2) - 5.1002

Solar Salt Potencia térmica (MWth) = 0.0977*DNI(W/m2) - 9.5792

Agua-vapor Potencia térmica (MWth) = 0.0869*DNI(W/m2) - 5.0399

Tabla 3.42. Potencia térmica del campo solar en función de la radiación directa, para cada uno de los tres casos de fluido calorífero considerados.

En la figura (3.20) se ha representado el rendimiento del campo solar a cargas parciales. En este caso se

observa que la relación no es lineal, sino que se mantiene prácticamente constante hasta una radiación de 600

W/m2, y luego empieza a disminuir de forma más acusada. Esto se debe a que las pérdidas de calor para baja

radiación se mantienen prácticamente constantes, ya que las temperaturas de entrada y salida del fluido de

trabajo en el lazo de colectores se mantienen, mientras que la ganancia térmica disminuye drásticamente.


210

Este efecto sería todavía más acusado si se hubieran metido las pérdidas en las tuberías de interconexión, ya

que las pérdidas en dichas tuberías tampoco dependen de la radiación solar directa incidente.

200 300 400 500 600 700 800 900 100048

50

52

54

56

58

60

62

64

66

68

70

72

74

76

Agua-vapor Solar Salt Therminol VP-1

Rendimiento (%)

DNI (W/m2)

Figura 3.20. Rendimiento del campo solar en función de la radiación directa, para cada una de las tecnologías HTF consideradas.

Se observa también que la sal fundida es la que tiene peor comportamiento a cargas parciales, ya que la

potencia térmica que es capaz de extraer este fluido a bajos niveles de radiación es inferior a la de los otros

dos casos.

3.3.4. Resultados del balance anual y análisis económico

A partir de los datos de radiación directa semi-horarios, se ha hecho el análisis de la producción anual de

cada una de las plantas termosolares para los cinco años considerados: 1996-2000.

Con la producción anual se puede realizar también un análisis económico para calcular el valor del kWhe

producido con cada una de las tres tecnologías. Dicho valor, denominado LEC (Levelized Cost of Energy) se

calcula de acuerdo con la ecuación (3.45).

net

fuelMOinvest

E

CCCfcrLEC

++⋅= &

(3.45)

donde fcr es el factor de amortización anual; Cinvest (Mio. €) es el coste de inversión; CO&M (Mio. €) es el

coste de operación y mantenimiento; Cfuel (Mio. €) es el coste del consumo de combustible fósil. Para este

caso concreto, este coste es nulo, pues se ha considerado una planta sin hibridación. En el capítulo siguiente

se verá un ejemplo en el que este coste es no nulo.


211

Para el análisis económico se han considerado los datos de la tabla (3.43). Dichos datos se han establecido de

acuerdo con una serie de referencias bibliográficas (Pitz-Paal et al., 2007; Kelly, 2006; Sargent & Lundy,

2003).

Datos de costes utilizados para el análisis económico de las tres plantas termosolares CCP

Inversión

Coste específico de inversión en el campo solar (€/m2) 190

Coste específico de inversión en el bloque de potencia (€/kWe) 700

Coste específico de inversión en el precalentador (€/kWe) 1.54

Coste específico de inversión en el evaporador (€/kWe) 10.45

Coste específico de inversión en el sobrecalentador (€/kWe) 1.625

Coste específico de inversión en el recalentador (€/kWe) 4.221

Coste específico del terreno (€/m2) 2

Recargo por construcción, ingeniería y contingencias (%) 20 %

Operación y mantenimiento

Coste por empleado y año (€/año) 48000

Número de personas para la operación de la planta 30

Número de personas para el mantenimiento del campo solar 10

Porcentaje del coste de inversión en mantenimiento de equipos (%) 1%

Parámetros financieros

Tasa anual por seguro (%/año) 1

Vida útil (años) 30

Interés del dinero (%) 8.00%

Tabla 3.43. Datos de coste utilizados para el análisis económico de las tres tecnologías HTF

Con los datos de la tabla (3.38) se puede calcular el factor de amortización anual, ecuación (3.46)

( )( )

%88.911

1=+

−+

+⋅= insurancen

d

n

dd kk

kkfcr

(3.46)

La diferencia de costes de inversión entre una tecnología y otra va a estar en la extensión del campo solar y la

presencia del generador de vapor, puesto que el coste del bloque de potencia se puede considerar

prácticamente igual para todos los casos. El área de la planta termosolar se ha estimado suponiendo que la

separación entre filas paralelas de colectores es igual a 17.5 metros.

Los gastos de operación y mantenimiento también van a ser parecidos entre las tres plantas. Sólo se van a

diferenciar en aquellos costes que dependan, en forma de porcentaje, de la inversión realizada.

Por todo ello, los resultados finalmente obtenidos son los mostrados en tabla (3.44).


212

Therminol VP-1 Solar Salt GDV

Año Energía producida (GWhe)

Rendmto anual

LEC (c€/kWhe)

Energía producida (GWhe)

Rendimto anual

LEC (c€/kWhe)

Energía producida (GWhe)

Rendmnto anual

LEC (c€/kWhe)

1996 49.122 17.28 14.366 47.440 17.05 14.852 48.930 19.41 13.638

1997 47.807 17.55 14.273 47.807 17.37 14.738 49.251 19.72 13.550

1998 51.530 17.24 13.695 49.804 17.03 14.147 51.325 19.36 13.002

1999 53.465 17.75 13.199 51.891 17.59 13.578 53.283 19.96 12.524

2000 53.299 17.49 13.240 51.618 17.24 13.650 53.099 19.67 12.568

Media anual

51.045 17.46 13.755 49.712 17.25 14.193 51.178 19.63 13.056

Tabla 3.44. Producción anual y coste del kWhe para cada una de las tres tecnologías HTF consideradas

El precio del kWhe está de acuerdo con datos actuales (World Bank, 2005), en la que se dan valores del LEC

en torno a 15 c€/kWhe, para una planta de colectores cilindro parabólicos, con un tamaño similar, sin

almacenamiento térmico ni hibridación, ubicada en España.

La energía anual producida es prácticamente igual en todos los casos, pues se ha intentando que el múltiplo

solar fuera similar para todas las plantas termosolares analizadas (SM = 1.25 aproximadamente). Se observa

sin embargo una ligera diferencia del caso de la sal fundida respecto al aceite y a la generación directa de

vapor. La menor producción anual en el caso de emplear Solar Salt como fluido calorífero se debe a que,

como se puso de manifiesto en las figuras 3.19 y 3.20, el campo solar refrigerado por sales tiene un

comportamiento peor a cargas parciales.

Es interesante observar cómo la variación del precio del kWhe y la variación del rendimiento anual están

relacionadas. Al aumentar el rendimiento anual disminuye el valor del LEC, y a la inversa. Así, el

rendimiento anual en el caso de la generación directa de vapor se sitúa más de dos puntos por encima del

rendimiento anual para aceite y sales, lo cual repercute en un precio del kWhe más barato para el caso de

generación directa de vapor (13.056 c€/kWhe frente a 14.193 c€/kWhe y 13.755 c€/kWhe en los casos de

Solar Salt y Therminol VP-1, respectivamente). Esta variación conjunta del rendimiento anual y del precio

del kWhe es muy importante; el valor del LEC varía en función de la inversión inicial, cantidad que depende

de muchos factores y que, en general, varía de un año a otro. En cambio, el rendimiento térmico anual está

sujeto a menos variaciones, por lo que se puede considerar un parámetro adecuado para la evaluación de estas

tecnologías. En la figura (3.21) se ha representado la variación conjunta del rendimiento anual y del LEC.


213

Agua-vapor Therminol VP-1 Solar Salt

12.9

13.2

13.5

13.8

14.1

14.4 LEC (c€/kWhe)

LEC (c€/kWhe)

Fluido calorífero en el campo solar

17.0

17.5

18.0

18.5

19.0

19.5

20.0

Rendimiento anual

Rendimiento anual (%)

Figura 3.21. Variación del rendimiento anual y del LEC (c€/kWhe) en cada una de las tecnologías consideradas

Es importante decir aquí que esta comparación se ha hecho en un marco muy definido, tratando de que todas

las tecnologías estuvieran en igualdad de condiciones. Hay sin embargo multitud de parámetros, como son la

viabilidad de un almacenamiento térmico, la corrosión en materiales, el control, etc., que son difícilmente

cuantificables sin una experiencia previa. Lo que sí parece claro es que la generación directa de vapor

presenta unas ventajas (posibilidad de trabajar a mayor temperatura, menor tamaño del campo solar para la

misma potencia eléctrica, ausencia de generador de vapor, etc) que hacen de esta tecnología una opción muy

atractiva, esperándose incluso que el coste del kWhe producido se reduzca todavía más a tamaños de planta

mayores, que es uno de los aspectos que se analizará en el próximo capítulo.


214


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[34] Svoboda, P., et al., 1997, “Comparision of direct steam generation vs. HTF technology for parabolic

trough solar power plants: performance and cost”. In Proceedings of ASME International Solar Energy

Conference, Washington, EEUU.

[35] Surface meteorology and Solar Energy, 2008, http://eosweb.larc.nasa.gov/sse/

[36] Valdés, M., 2007, comunicación personal. Escuela Técnica Superior de Ingenieros Industriales,

Universidad Politécnica de Madrid (http://www.etsii.upm.es/ )

[37] Wagner, W. y Pruss, A., 1993, “International equations for the saturation properties of ordinary water

substance. Revised according to the international temperature scale of 1990”, Journal of Physical and

Chemical Reference Data, 22 (3), pp. 783-788.

[38] World Bank, 2005, “Assessment of the World Bank /GEF Strategy for the Market Development of

Concentrating Solar Thermal Power”, Report No. GEF/C.25/Inf.11, Global Environment Facility,

Washington (EEUU)

[39] Zarza, E. et al., 2006, “INDITEP: The first pre-commercial DSG solar power plant”, Solar Energy, 80

(10), pp. 1270-1276.


217


A: área superficial (m2)

cp: calor específico del agua (J/kg-K)

C: capacidad calorífica de un fluido (W/ºC)

Cr: razón entre la capacidad calorífica mínima y máxima de un cambiador

Cinvest: coste de inversión de la planta termosolar (Mio. €)

CO&M : coste de operación y mantenimiento de la planta termosolar(Mio. €)

Cfuel: coste del consumo de combustible fósil de la planta termosolar (Mio. €)

D: diámetro (m)

em0: parámetro que define la curva de eficiencia de una bomba a cargas parciales

fcr: factor de amortización anual (%)

h: entalpía del fluido de trabajo (J/kg) / coeficiente de transmisión de calor por convección (W/m2-K)

k: conductividad térmica (W/m-K)

L: longitud (m)

Load: grado de carga, razón entre la potencia actual de la turbina y la potencia a plena carga

m& : caudal másico (kg/s)

NTU: número de unidades de transmisión del cambiador (adimensional)

Nu: número de Nusselt (adimensional)

máxQ& : calor máximo teórico que podría intercambiar un cambiador (W)

P: presión de trabajo (Pa)

Pr: número de Prandtl

solarcampothQ _,& : potencia térmica producida por el campo solar (W)

potenciadebloquethQ __,& : potencia térmica que requiere el bloque de potencia (W)

R: Tasa de recirculación (adimensional)

Re: número de Reynolds (adimensional)

SMpunto_diseño: múltiplo solar en el punto de diseño

T: temperatura del fluido de trabajo (ºC)

UA: coeficiente global de transmisión de calor del cambiador (W/ºC)

δs: declinación solar (º)

∆P: caída de presión (Pa)

ε: eficiencia de un intercambiador de calor (adimensional)

ηgenerador: rendimiento del alternador (adimensional)

ηs,pump: rendimiento isentrópico de la bomba (adimensional)

ηs,turbina: rendimiento isentrópico de la turbina (adimensional)

K(θ): modificador del ángulo de incidencia (adimensional)

µ: viscosidad dinámica (Pa·s)

ф: latitud (º)

ωs: ángulo horario (º)


218


219

CAPÍTULO 4: ANÁLISIS DEL ACOPLAMIENTO A RED DE UNA PLANTA TERMOSOLAR DE GENERACIÓN DIRECTA DE VAPOR: HIBRIDACIÓN Y ALMACENAMIENTO

Para terminar el estudio realizado en esta tesis doctoral, este último capítulo se ha centrado en una planta

termosolar de generación directa de vapor de 50 MWe. Existen varios factores que han condicionado la

elección de esta potencia eléctrica. Como principal, cabe citar que este tamaño de planta se considera ya

precomercial y es el tamaño que se ha elegido para la planta que se piensa construir en un futuro en Almería,

dentro del proyecto Real DISS (Eck et al., 2008a). Además, por los estudios realizados, no se recomienda ir a

tamaños de planta mucho mayores, ya que el control del campo solar y la estabilidad entre lazos paralelos se

complica a medida que se aumenta la extensión del campo solar; las pérdidas de carga en las tuberías de

interconexión crecen exponencialmente al aumentar el tamaño del campo; de igual forma, los costes de

inversión también se multiplican al aumentar la superficie de espejos.

En un primer análisis, el estudio se ha centrado en la optimización de los parámetros de acoplamiento del

campo solar y el bloque de potencia. Dicha optimización es más compleja que en el caso de emplear fluidos

distintos en ambos sistemas, ya que en esa situación, el generador de vapor independiza, en cierta manera, el

campo solar del ciclo de potencia. Los parámetros analizados han sido la temperatura de entrada al campo

solar -temperatura de salida del circuito de precalentamiento-, y la presión y temperatura de entrada a la

turbina -presión y temperatura de salida del campo solar-. Una vez fijados los valores de estos parámetros, el

estudio se ha centrado en la optimización de distintos esquemas de plantas termosolares de 50 MWe para la

producción de electricidad: plantas sin almacenamiento ni hibridación, plantas con hibridación mediante

caldera auxiliar de gas natural, y plantas con almacenamiento e hibridación.

4.1. Diseño de una planta termosolar de generación directa de vapor de 50 MWe

Al hacer el estudio del bloque de potencia en el capítulo 3, se introdujo una tabla con los parámetros

característicos de los ciclos de potencia para diferentes niveles de carga. Dichos valores se han fijado de

acuerdo con la experiencia (Valdés, 2007) y la revisión bibliográfica para plantas de similar potencia, y se

repiten de nuevo aquí, a modo de recordatorio, en la tabla (4.1), pues se piensa trabajar con ellos en sucesivos

apartados.

Capítulo 4 Análisis del acoplamiento a red de una planta termosolar de generación directa de vapor

220

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

Tabla 4.1. Parámetros característicos de los ciclos de Rankine en función de la potencia

A medida que aumenta la potencia del ciclo, aumenta la temperatura y presión de entrada a turbina, además

del número de extracciones. Esta variación se fija así porque de este modo se consigue aumentar el

rendimiento del ciclo. Este aumento se hace a la par que aumenta la potencia del mismo, ya que la inversión

realizada para mejorar los parámetros citados en ciclos de menor potencia no compensaría el mejor

rendimiento obtenido en estos casos.

Los valores de la tabla anterior se han fijado suponiendo que el calor aportado al ciclo de potencia se

suministra en una caldera convencional. Sin embargo, si este calor es aportado por un campo solar acoplado

al ciclo, bien de forma indirecta a través de un intercambiador de calor, o bien de forma directa en el caso de

la generación directa de vapor, puede que dichos valores no conduzcan a un rendimiento global óptimo. Por

ello, en un primer análisis, se ha realizado una optimización del acoplamiento campo solar-bloque de

potencia, para una planta termosolar de generación directa de vapor de 50 MWe.

4.1.1. Optimización del acoplamiento campo solar-bloque de potencia

Como paso previo al análisis del acoplamiento entre la planta termosolar y la red eléctrica, se ha realizado

una optimización del rendimiento conjunto del campo solar y del bloque de potencia. Como consecuencia de

dicha optimización, se determinará el valor de los parámetros de acoplamiento entre ambos subsistemas;

dichos valores se utilizarán en los análisis que se hagan posteriormente.

i. Parámetros de acoplamiento entre el campo solar y el bloque de potencia

En (García-Casals, 2000a y 200b) se realiza una identificación de los parámetros de acoplamiento entre un

campo solar de colectores cilindro parabólicos y el bloque de potencia para la generación de electricidad. En

general, dichos parámetros son:

- La temperatura de entrada a la turbina -temperatura de salida del campo solar-.

- La presión de entrada a la turbina -presión de salida del campo solar-.

- La temperatura de salida del ciclo de potencia -temperatura de entrada al campo solar-.


221

- La presión del recalentamiento intermedio.

Para el caso que se está estudiando, al no existir recalentamiento intermedio -ya que la temperatura y presión

de entrada a la turbina son suficientemente elevadas-, únicamente se van a considerar los tres primeros

parámetros.

El valor de la temperatura de salida del ciclo de potencia se fija mediante el grado de precalentamiento del

mismo. Al aumentar el número de extracciones se consigue aumentar el grado de precalentamiento, con lo

cual, el agua entra a mayor temperatura a la caldera. Para el caso de tecnologías HTF (Heat Tranfer Fluid) en

las que el fluido calorífero del campo solar no es igual al fluido de trabajo del ciclo de potencia, está clara la

ventaja de incorporar un gran número de extracciones: el calor que hay que aportar en el generador de vapor

será menor, y el sobredimensionamiento que se requiera del ciclo será también menor. Así, aunque en la tabla

4.1 se recomiendan 4 extracciones para un ciclo de potencia de 50 MWe, las turbinas que se están ofertando

actualmente para plantas de aceite de 50 MWe pueden llegar a tener hasta 6 extracciones, pese a que la

complejidad constructiva y de diseño que implica el elevado número de extracciones no compensa,

aparentemente el aumento de rendimiento de ciclo. Este elevado número de precalentadores se fija,

precisamente, para disminuir la potencia térmica que se tiene que aportar en el generador de vapor. En el caso

de generación directa de vapor, está ventaja no está tan clara, y es necesario hacer un análisis de sensibilidad

estudiando el rendimiento global del conjunto campo solar y bloque de potencia. Al aumentar el número de

precalentadores, aumenta la temperatura del agua a la salida de bloque de potencia, por tanto, a la entrada del

campo solar. Esto va a influir negativamente en el rendimiento del campo solar.

Respecto a los otros dos parámetros, temperatura y presión de entrada a turbina, está claro que al aumentar el

valor de los mismos, tanto para generación directa como para otras tecnologías HTF, el rendimiento del

campo solar va a disminuir, mientras que el rendimiento del bloque de potencia va a aumentar. Por lo tanto,

en este caso también será necesario un análisis de sensibilidad del rendimiento global de la planta termosolar.

ii. Rendimiento del campo solar y del bloque de potencia en función de los parámetros de acoplamiento

El objetivo de este apartado es calcular los rendimientos del campo solar, el ciclo de potencia y el

rendimiento global de la planta termosolar en función del valor de los parámetros anteriores:

- La temperatura de entrada a la turbina -temperatura de salida del campo solar-.

- La presión de entrada a la turbina -presión de salida del campo solar-.

- La temperatura de salida del ciclo de potencia -temperatura de entrada al campo solar-.

Para concretar los cálculos y reducir el número de simulaciones, se han fijado tres situaciones distintas en

función de la presión de entrada a la turbina: 110 bar, 100 bar y 90 bar. En cada una de estas situaciones, se

han obtenido los rendimientos anteriores, función del número de extracciones -se han considerado de 2 a 6

extracciones-, para diferentes valores de temperatura de entrada a la turbina -entre 450 ºC y 650 ºC-.

Para mayor sencillez, dado el elevado número de simulaciones que se van a realizar, se ha considerado que el

lazo de colectores funciona en el modo de un-sólo-paso, aunque lo normal y lo que se ha empleado y se va a


222

emplear en esta tesis es el modo de recirculación. No obstante, los resultados aquí obtenidos son

extrapolables cuando se funciona en modo de recirculación.

Respecto del ciclo de potencia, en la tabla (4.2) se han puesto las características principales. El número de

extracciones de alta y baja presión depende del ciclo en cuestión que se considere en cada momento. Para

uniformizar criterios, se ha fijado que las extracciones se dispongan de forma que, en cada caso, se optimice

el rendimiento térmico del ciclo, de acuerdo con lo que ya se vio en el capítulo 3 (Kostyuk, 1985; Schegliaiev,

1978). La presión de las extracciones se fija de forma que los saltos entálpicos medidos sobre la línea de

expansión de la turbina sean aproximadamente iguales. La caída de presión en las líneas de extracción se ha

fijado igual para todas las extracciones de alta y para todas las extracciones de baja presión, y es la que se

indica en la tabla (4.2).

Parámetros principales de los componentes del ciclo de potencia en condiciones de diseño

Turbina

Temperatura de entrada a turbina (ºC) 450 ºC - 500 ºC - 550 ºC - 600 ºC -650 ºC

Presión de entrada a turbina (bar) 90 bar - 100 bar - 110 bar

Rendimiento isentrópico 0.9

Rendimiento electro-mecánico del alternador 0.98

Extracciones de la turbina de alta presión

Presión de salida (bar) Óptima para maximizar rendimiento,

según número de extracciones


3%

Extracción al desgasificador

Presión de salida (bar) Óptima para maximizar rendimiento,



4.7%

Extracciones de la turbina de baja-media presión

Presión de salida de la tercera extracción (bar) Óptima para maximizar rendimiento,



3.5%

Bomba de condensado P1

Rendimiento isentrópico de la bomba 0.75


0.98

Bomba de alimentación P2

Rendimiento isentrópico de la bomba 0.75


0.98

Cambiador(es) de superficie en el circuito de agua de condensado

Terminal Temperature Difference (ºC) 1.5

Drain Cooling Approach (ºC) 5.5

Cambiador(es) de superficie en el circuito de agua de alimentación

Terminal Temperature Difference (ºC) 1.5

Drain Cooling Approach (ºC) 5.5

Condensador

Presión de condensación (bar) 0.07

Tabla 4.2. Parámetros en condiciones nominales de los ciclos de potencia considerados


223

En las figuras (4.1), (4.2) y (4.3) se ha puesto la variación del rendimiento del ciclo y del campo solar para

cada uno de los escenarios considerados: 90 bar, 100 bar y 120 bar. Se observa que los rendimientos siguen

variaciones parecidas en estos tres escenarios.

2 3 4 5 639

40

41

42

43

2 3 4 5 6

68

70

72

74

Presión de entrada a turbina = 90 bar

Temperatura entrada turbina = 450 ºC Temperatura entrada turbina = 500 ºC Temperatura entrada turbina = 550 ºC Temperatura entrada turbina = 600 ºC Temperatura entrada turbina = 650 ºC

Rendimiento del ciclo (%)

Número de extracciones

Rendimiento del campo solar (%)


Figura 4.1. Rendimiento del ciclo de potencia y del campo solar en función del número de extracciones de turbina y de la temperatura de entrada a turbina, para una presión de entrada a turbina igual a 90 bar

2 3 4 5 6

40

41

42

43

2 3 4 5 6

68

70

72

74





Rendimiento del cam

po solar (%)




224

2 3 4 5 640

41

42

43

44

2 3 4 5 6

68

70

72





Rendimiento del campo solar (%)



Respecto a la presión de entrada a la turbina, se observa que el rendimiento del ciclo de potencia aumenta

bastante al aumentar dicho valor. Sin embargo, el rendimiento del campo solar disminuye al aumentar la

presión porque aumenta la temperatura de saturación. Esto supone que el lazo de generación directa opera a

una temperatura media de trabajo mayor, lo que implica mayores pérdidas térmicas. Esta disminución, sin

embargo, es menor que el aumento del rendimiento que se produce en el campo solar, por lo que se prefiere ir

a presiones altas, siempre que los distintos equipos del campo solar se puedan diseñar para trabajar a dichas

presiones.

Respecto a la temperatura de entrada a turbina, la evolución es similar que en el caso de la presión vista

anteriormente. El aumento de la temperatura provoca efectos contrarios en el ciclo de potencia y en el campo

solar. Por un lado, el rendimiento del ciclo de potencia aumenta al aumentar la temperatura de entrada a

turbina. Sin embargo, el rendimiento térmico del campo solar disminuye, por trabajar a una temperatura

media mayor, y las pérdidas de calor son mayores, como en el caso anterior.

Respecto al grado de precalentamiento, ocurre algo parecido. Como se puede observar en las figuras

anteriores, las curvas de los rendimientos del ciclo y del campo tienen pendientes opuestas, lo que significa

que su rendimiento sigue una evolución opuesta conforme se aumenta la temperatura de salida del circuito de

precalentamiento del ciclo, es decir, la temperatura de entrada al campo solar. Como en los casos anteriores,

habrá un valor óptimo que será el que maximice el rendimiento global del ciclo, como se mostrará en la

sección siguiente.

iii. Rendimiento global de la planta termosolar

En las figuras (4.4), (4.5) y (4.6) aparecen los rendimientos globales de la planta termosolar para cada uno de

los escenarios analizados en el apartado anterior.


225

2 3 4 5 628.25

28.50

28.75

29.00

29.25

29.50

29.75 Presión de entrada a turbina = 90 bar


Rendimiento global (%)


Figura 4.4. Rendimiento global de la planta termosolar en función del número de extracciones de turbina y de la temperatura de entrada a turbina, para una presión de entrada a turbina igual a 90 bar

2 3 4 5 6

28.75

29.00

29.25

29.50

29.75

30.00 Presión de entrada a turbina = 100 bar






226

2 3 4 5 6

29.00

29.25

29.50

29.75

30.00

30.25Presión de entrada a turbina = 110 bar





Se observa en primer lugar que un aumento excesivo de la temperatura de entrada a turbina puede provocar

un efecto contrario al deseado. Para una temperatura de entrada a turbina de 650 ºC el rendimiento global de

la planta se sitúa incluso por debajo del rendimiento para la temperatura más baja de las consideradas, 450 ºC.

La temperatura óptima de entrada a turbina oscila entre 500 ºC y 550 ºC. Se ha elegido 500 ºC, porque la

ventaja de ir a 550 ºC no está muy definida, y la complejidad técnica es mayor; hay que recordar que para un

futuro próximo se espera tener tubos absorbedores con un recubrimiento selectivo que aguante 525 ºC (Benz

et al., 2008), lo que supone que la temperatura máxima del fluido de trabajo interior no debe ser mayor de

515 ºC, aproximadamente.

Respecto a la presión de entrada a turbina, aunque se observa que el aumento del valor de este parámetro es

siempre beneficioso, pues el aumento de rendimiento del ciclo de potencia compensa la disminución del

rendimiento del campo solar, se prefiere no ir a presiones por encima de los 100 bar. Esta presión se ha fijado

también de acuerdo con las presiones que se espera que aguanten los tubos absorbedores optimizados de los

colectores cilindro parabólicos (Eck, et al., 2008a).

Por último, respecto al número de extracciones, se observa que el rendimiento global no aumenta

prácticamente, incluso disminuye en algunos casos, para un número de extracciones superior a 4. Por ello, se

ha elegido este número de extracciones para el bloque de potencia, que coincide con el número que aparece

en la tabla (4.1).

Para concluir el apartado, se resume el valor adoptado para los parámetros de acoplamiento entre el campo

solar y el bloque de potencia para la planta de 50 MWe que se va a estudiar:

- Temperatura de entrada a turbina: 500 ºC.

- Presión de entrada a turbina: 100 bar.


227

- Número de extracciones: 4

4.2. Balance anual de una planta termosolar de generación directa de vapor sin almacenamiento ni hibridación: optimización del múltiplo solar

Como ya se dijo en el capítulo anterior, en plantas termosolares sin almacenamiento ni hibridación, el

múltiplo solar en el punto de diseño no es igual a uno, sino que el campo solar se sobredimensiona

ligeramente respecto a la potencia térmica que requiere el bloque de potencia. De esta forma, aunque durante

un intervalo de valores de radiación directa existe un excedente de energía térmica en el campo solar que no

se puede aprovechar, el bloque de potencia funciona durante más tiempo en condiciones estacionarias.

Este ligero sobredimensionamiento tiene un valor óptimo, que será aquel que minimice el coste del kWhe

producido. Para ello es necesario hacer un balance anual de la producción de la planta. En los siguientes

apartados se muestra la metodología de cálculo seguida para calcular el múltiplo solar óptimo en el caso de

una planta de generación directa de vapor, sin almacenamiento ni hibridación.

4.2.1. Definición de la configuración de la planta en función del múltiplo solar en condiciones de diseño

Con el fin de poder discernir el múltiplo solar óptimo que minimiza el coste del kWhe producido, para la

configuración de planta dada (planta sin almacenamiento ni hibridación), se van a estudiar 6 tamaños de

campo solar diferentes. Todos ellos, no obstante, tendrán el mismo punto de diseño y estarán acoplados al

mismo bloque de potencia, sistemas que se estudian a continuación.

i. Punto de diseño

Al igual que en el capítulo 3, el punto de diseño elegido es el mediodía solar del día del solsticio de verano

(21 de junio) en la ubicación correspondiente a la Plataforma Solar de Almería. En la tabla (4.3) se han

recogido los valores correspondientes a dicho punto de diseño.

Parámetros en el punto de diseño (Almería, España)


Longitud (º) 2º 21’19’’ W

Latitud (º) 37º05’27.8’’ N Altitud (m) 366

Ángulo cenital (º) 13º 51’ 18’’

Ángulo azimutal (º) -10º 42’ 46.8’’


Ángulo de incidencia de la radiación solar para orientación N-S (º) 13º 39’ 14.4’’

Tabla 4.3. Parámetros característicos en el punto de diseño para la planta termosolar GDV de 50 MWe


228

Una vez establecido el punto de diseño, es preciso conocer la potencia térmica que demanda el bloque de

potencia en condiciones nominales. Con ambas condiciones de contorno, se puede definir la configuración

del campo solar, en función del sobredimensionamiento que queramos tener del mismo.

ii. Caracterización del ciclo de potencia en condiciones nominales

De acuerdo con el apartado (4.1), el ciclo de potencia es un ciclo de Rankine regenerativo, con 4 extracciones.

La temperatura y presión de entrada a turbina son 500 ºC y 100 bar, respectivamente. El resto de los

parámetros de los componentes del ciclo de potencia son iguales a los que se muestran en la tabla (4.2). En la

figura (4.7) se muestra un esquema simplificado del diagrama de masa y energía, y en la figura (4.8) el

diagrama de Mollier de dicho ciclo. En la tabla (4.4) aparecen los valores de las propiedades termofísicas del

agua-vapor en los puntos marcados en la figura (4.7).

Figura 4.7. Diagrama de flujo para el ciclo de potencia de 50 MWe acoplado al campo solar GDV


229

1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 10000 11000

5.0x105

1.0x106

1.5x106

2.0x106

2.5x106

3.0x106

3.5x106

4.0x106

s [J/kg-K]

h [J/kg]

1.000E+07 Pa 4.015E+06 Pa

1.351E+06 Pa

325800 Pa

58230 Pa

7000 Pa

0.4

0.6

0.8

0.9

SteamIAPWS

12

3

4

56

7

8

9

10

11

12

13

1415

16

Figura 4.8. Diagrama de Mollier para el ciclo de potencia de 50 MWe acoplado al campo solar GDV

Capítulo 4

Análisis del acoplamiento a red de una planta termosolar de generación directa de vapor

23

0

Punto

Descripción

Presión

(bar)

Tem

peratura

(ºC)

Entalpía

(kJ/kg)

Entropía

(kJ/kg-K)

Caudal

másico

(kg/s)

Título de

vapor


0.07

39

163.4

0.559

41.53

0


12.87

39.14

165.1

0.5604

41.53

-100

3 Salida del cambiador de superficie C1/ entrada al cambiador de superficie C2

12.87

83.66

351.3

1.118

41.53

-100


12.87

134.9

567.8

1.685

41.53

-100


12.87

191.2

812.6

2.247

58.27

0


100

193.2

825.8

2.254

58.27

-100

7 Salida del cambiador de superficie C3/entrada al campo solar

100

249.1

1081

2.771

58.27

-100

8 Salida del campo solar/entrada a la turbina de alta presión

100

500

3375

6.599

58.27

100

9 Salida de la primera extracción de turbina

40.15

367.6

3136

6.651

6.507

100

10


13.51

236.3

2898

6.706

6.299

100

11


3.258

136.4

2659

6.794

3.933

0.9676

12

Salida de la cuarta extracción de turbina

0.5823

85.16

2420

6.896

3.464

0.8992

13


0.07

39

2182

7.024

38.07

0.838

14


0.5648

44.64

187

0.6338

3.464

-100

15


3.16

89.16

373.7

1.183

3.933

-100

16


38.95

198.7

847.6

2.315

6.507

-100

Tabla 4.4. Propiedades termofísicas en los puntos principales del ciclo de Rankine de 50 MW

e acoplado a un cam

po solar GDV


231

iii. Configuración del campo solar en función del múltiplo solar

Para el estudio que se va a realizar en este apartado y en los siguientes, se han considerado diferentes

disposiciones del campo solar, en función del calor útil que se quiera extraer del mismo.

En todos ellos, no obstante, se va a mantener la configuración del lazo de colectores para la generación

directa de vapor, y se variará el número de lazos para obtener más o menos potencia térmica. En este primer

apartado, todos los campo solares que se van a considerar tienen una superficie inferior a 400 000 m2, por lo

que se puede adoptar una configuración en “I”, de acuerdo con lo explicado en el capítulo anterior, apartado

(3.2.3). En el siguiente apartado, en el que se considera una planta termosolar GDV con almacenamiento e

hibridación, el tamaño del campo puede llegar a ser superior a 400 000 m2, con lo que la configuración en

“H” es la aconsejada. La decisión de adoptar una u otra configuración va a afectar fundamentalmente a la

disposición de las tuberías colectoras de interconexión entre lazos y a la simetría del campo; en un campo con

configuración en “I”, el número de lazos tiene que ser par, mientras que en un campo con configuración en

“H”, el número de lazos tiene que ser par y múltiplo de 4. Con el objetivo de uniformizar el cálculo de este

apartado y del siguiente, todos los casos que se van a considerar van a tener un número par de lazos y

múltiplo de 4.

a. Configuración del lazo de colectores GDV

Para diseñar el lazo de colectores, se ha considerado el caso de un múltiplo solar igual o ligeramente superior

a uno. Es decir, en el punto de diseño, el calor útil suministrado por el campo solar coincide o excede

ligeramente la potencia térmica que requiere el ciclo de Rankine en condiciones nominales. En la sección

anterior se ha visto que en este caso, el caudal másico nominal de vapor del ciclo es 58.27 kg/s. Si se tiene en

cuenta que, para un diseño adecuado de la fila de colectores, el caudal másico de vapor a la salida de la fila

tiene que oscilar entre 1-2 kg/s (Zarza et al., 2006), un número razonable de lazos es 44, lo que conduce a un

caudal másico igual a 1.324 kg/s, según aparece a continuación, en la ecuación (4.1).

skgs

kg

N

mm

N

skg

m

loops

alnociclovapor

loop

loops

alnociclo 324.144

27.58

44

27.58 min,,min, ===

=

= &&

&

(4.1)

donde alnociclom min,& es el caudal de vapor a la salida del lazo de colectores;

loopm& es el caudal nominal de

vapor a la salida del lazo; y loopsN es el número de lazos.

Si se adopta, como en el capítulo anterior, el modo de recirculación para la operación del lazo y una tasa de

recirculación igual a 0.3, el caudal de agua a la entrada de cada lazo se calcula de acuerdo con la ecuación

(4.2).

( )s

kgmRm looploopinlet 722.1324.13.01)1(, =⋅+=⋅+= &&

(4.2)


232

donde loopinletm ,& es el caudal de agua de alimentación a la entrada del lazo –una vez añadido el caudal de

recirculación- y loopm& es el caudal de vapor obtenido a la salida del lazo, que coincide con el caudal de vapor

a la entrada de la zona de sobrecalentamiento.

La longitud de la zona de precalentamiento y evaporación, y de la zona de sobrecalentamiento serán las

necesarias para que, en el punto de diseño del campo solar, se logre las condiciones de salida requeridas. Así,

para conseguir a la salida de la zona de evaporación un vapor húmedo con un título de vapor igual a 0.77

(que se corresponde con una tasa de recirculación igual a 0.3), se dispondrán 7 colectores ET-100 en serie.

Cada colector ET-100 está constituido por 8 módulos de 12.27 metros. De igual forma, para conseguir que a

la salida de la zona de sobrecalentamiento el vapor tenga una temperatura ligeramente superior a 500 ºC -

que es la temperatura de entrada al bloque de potencia-, se dispondrán de 3 colectores ET-100 en serie, con 8

módulos de 12.27 m cada uno.

En la figura (4.9) se ha representado, de forma esquemática, la configuración del lazo de colectores para la

planta termosolar de 50 MWe que se está estudiando.

Figura 4.9. Configuración del lazo de colectores para la planta termosolar GDV de 50 MWe

A continuación se muestran los valores de las propiedades termofísicas del agua-vapor, módulo a módulo,

según avanza por el lazo de colectores, tanto para la zona de precalentamiento y evaporación -tabla (4.5)-,

como para la zona de sobrecalentamiento -tabla (4.6)-. Como se observa, la temperatura y presión del vapor a

la salida de la zona de sobrecalentamiento son ligeramente superiores a 500 ºC y 100 bar, para tener en

cuenta las pérdidas térmicas y de presión en las tuberías colectoras de salida del campo solar.

María José M

ontes Pita

Tesis Doctoral

23

3

Sección de precalentamiento + evaporación (Colector 1, colector 2, colector 3 y mitad del colector 4)

Colector Modulo Tem

peratura

de entrada

(ºC)

Tem

peratura

de salida

(ºC)

Coeficiente

de película

(W/m

2 -K)

Presión de

entrada

(bar)

Presión

de salida

(bar)

Entalpía

entrada

(kJ/kg)

Entalpía

salida

(kJ/kg)

Velocidad

entrada

(m/s)

Velocidad

salida

(m/s)

Reynolds

entrada

Reynolds

salida

Título

de

entrada

Título

de

salida

1 249.6

254.7

7420

112

111.9

1084

1108

0.898

0.906

368134

376298

-100

-100

2 254.7

259.7

7491

111.9

111.9

1108

1133

0.906

0.915

376298

384486

-100

-100

3 259.7

264.7

7564

111.9

111.9

1133

1157

0.915

0.924

384486

392705

-100

-100

4 264.7

269.6

7640

111.9

111.9

1157

1181

0.924

0.934

392705

400972

-100

-100

5 269.6

274.4

7719

111.9

111.9

1181

1206

0.934

0.944

400972

409303

-100

-100

6 274.4

279.1

7802

111.9

111.9

1206

1230

0.944

0.954

409303

417715

-100

-100

7 279.1

283.7

7889

111.9

111.9

1230

1254

0.954

0.965

417715

426224

-100

-100

1

8 283.7

288.3

7981

111.9

111.9

1254

1278

0.965

0.977

426224

434862

-100

-100

1 288.3

292.8

8080

111.9

111.8

1278

1302

0.977

0.989

434862

443642

-100

-100

2 292.8

297.2

8186

111.8

111.8

1302

1326

0.989

1.001

443642

452601

-100

-100

3 297.2

301.4

8301

111.8

111.8

1326

1350

1.001

1.014

452601

461764

-100

-100

4 301.4

305.6

8426

111.8

111.8

1350

1374

1.014

1.028

461764

471164

-100

-100

5 305.6

309.7

8565

111.8

111.8

1374

1398

1.028

1.043

471164

480838

-100

-100

6 309.7

313.6

8719

111.8

111.8

1398

1422

1.043

1.058

480838

490829

-100

-100

7 313.6

317.4

8893

111.8

111.8

1422

1446

1.058

1.075

490829

501177

-100

-100

2

8 317.4

319.3

9090

111.8

111.7

1446

1469

1.075

1.180

501177

510382

-100

0.009

1 319.3

319.3

8472

111.7

111.7

1469

1493

1.180

1.376

510382

517706

0.009

0.029

2 319.3

319.3

9314

111.7

111.7

1493

1517

1.376

1.573

517706

525255

0.029

0.048

3 319.3

319.2

10008

111.7

111.7

1517

1541

1.573

1.769

525255

533032

0.048

0.067

4 319.2

319.2

10627

111.7

111.6

1541

1564

1.769

1.967

533032

541045

0.067

0.086

5 319.2

319.2

11199

111.6

111.6

1564

1588

1.967

2.164

541045

549306

0.086

0.105

6 319.2

319.2

11735

111.6

111.5

1588

1612

2.164

2.362

549306

557825

0.105

0.124

7 319.2

319.1

12243

111.5

111.5

1612

1635

2.362

2.559

557825

566607

0.124

0.143

3

8 319.1

319.1

12728

111.5

111.5

1635

1659

2.559

2.758

566607

575676

0.143

0.163

1 319.1

319.1

13194

111.5

111.4

1659

1683

2.758

2.956

575676

585034

0.163

0.182

2 319.1

319

13643

111.4

111.3

1683

1707

2.956

3.155

585034

594708

0.182

0.201

3 319

319

14078

111.3

111.3

1707

1730

3.155

3.355

594708

604705

0.201

0.220

4

4 319

318.9

14500

111.3

111.2

1730

1754

3.355

3.554

604705

615043

0.220

0.239


Capítulo 4

Análisis del acoplamiento a red de una planta termosolar de generación directa de vapor

23

4

Sección de precalentamiento + evaporación (Mitad del colector 4, colector 5, colector 6 y colector 7)

Colector Modulo Tem

peratura

de entrada

(ºC)

Tem

peratura

de salida

(ºC)

Coeficiente

de película

(W/m

2 -K)

Presión de

entrada

(bar)

Presión

de salida

(bar)

Entalpía

entrada

(kJ/kg)

Entalpía

salida

(kJ/kg)

Velocidad

entrada

(m/s)

Velocidad

salida

(m/s)

Reynolds

entrada

Reynolds

salida

Título

de

entrada

Título

de

salida

5 318.9

318.9

14909

111.2

111.2

1754

1778

3.554

3.754

615043

625738

0.239

0.258

6 318.9

318.8

15308

111.2

111.1

1778

1802

3.754

3.955

625738

636809

0.258

0.278

7 318.8

318.8

15697

111.1

111

1802

1825

3.955

4.156

636809

648266

0.278

0.297

4

8 318.8

318.7

16076

111

110.9

1825

1849

4.156

4.357

648266

660148

0.297

0.316

1 318.7

318.7

16446

110.9

110.9

1849

1873

4.357

4.559

660148

672459

0.316

0.335

2 318.7

318.6

16808

110.9

110.8

1873

1896

4.559

4.761

672459

685242

0.335

0.354

3 318.6

318.6

17163

110.8

110.7

1896

1920

4.761

4.964

685242

698513

0.354

0.373

4 318.6

318.5

18319

110.7

110.6

1920

1944

4.964

5.167

698513

712301

0.373

0.392

5 318.5

318.5

18635

110.6

110.5

1944

1968

5.167

5.371

712301

726636

0.392

0.411

6 318.5

318.4

18945

110.5

110.4

1968

1991

5.371

5.576

726636

741549

0.411

0.430

7 318.4

318.3

18510

110.4

110.3

1991

2015

5.576

5.781

741549

757065

0.430

0.449

5

8 318.3

318.2

19546

110.3

110.2

2015

2039

5.781

5.987

757065

773244

0.449

0.468

1 318.2

318.2

19144

110.2

110.1

2039

2063

5.987

6.193

773244

790102

0.468

0.488

2 318.2

318.1

19451

110.1

110

2063

2086

6.193

6.400

790102

807710

0.488

0.507

3 318.1

318

19753

110

109.9

2086

2110

6.400

6.608

807710

826104

0.507

0.526

4 318

317.9

20049

109.9

109.7

2110

2134

6.608

6.817

826104

845336

0.526

0.544

5 317.9

317.8

20339

109.7

109.6

2134

2158

6.817

7.026

845336

865463

0.544

0.563

6 317.8

317.8

20624

109.6

109.5

2158

2181

7.026

7.236

865463

886550

0.563

0.582

7 317.8

317.7

20902

109.5

109.3

2181

2205

7.236

7.447

886550

908647

0.582

0.601

6

8 317.7

317.6

21174

109.3

109.2

2205

2229

7.447

7.659

908647

931863

0.601

0.620

1 317.6

317.5

21441

109.2

109.1

2229

2253

7.659

7.872

931863

956247

0.620

0.639

2 317.5

317.4

21701

109.1

108.9

2253

2276

7.872

8.085

956247

981927

0.639

0.658

3 317.4

317.3

21956

108.9

108.8

2276

2300

8.085

8.299

981927

1009000

0.658

0.677

4 317.3

317.2

22203

108.8

108.6

2300

2324

8.299

8.514

1009000

1037000

0.677

0.696

5 317.2

317.1

22444

108.6

108.5

2324

2348

8.514

8.729

1037000

1068000

0.696

0.714

6 317.1

317

22678

108.5

108.3

2348

2371

8.729

8.945

1068000

1100000

0.714

0.733

7 317

316.9

22903

108.3

108.2

2371

2395

8.945

9.161

1100000

1133000

0.733

0.752

7

8 316.9

316.8

23121

108.2

108

2395

2419

9.161

9.378

1133000

1169000

0.752

0.770


María José M

ontes Pita

Tesis Doctoral

23

5

Sección de sobrecalentamiento

Colector Modulo Tem

peratura

de entrada

(ºC)

Tem

peratura

de salida

(ºC)

Coeficiente

de película

(W/m

2 -K)

Presión de

entrada

(bar)

Presión

de salida

(bar)

Entalpía

entrada

(kJ/kg)

Entalpía

salida

(kJ/kg)

Velocidad

entrada

(m/s)

Velocidad

salida

(m/s)

Reynolds

entrada

Reynolds

salida

Título

de

entrada

Título

de

salida

1 316.8

320.9

6190

108

107.9

2710

2741

9.123

9.472

1486000

1473000

100

100

2 320.9

325.6

5651

107.9

107.8

2741

2772

9.472

9.827

1473000

1457000

100

100

3 325.6

330.8

5214

107.8

107.7

2772

2803

9.827

10.19

1457000

1441000

100

100

4 330.8

336.4

4853

107.7

107.6

2803

2833

10.19

10.55

1441000

1423000

100

100

5 336.4

342.6

4549

107.6

107.5

2833

2864

10.55

10.91

1423000

1403000

100

100

6 342.6

349.2

4289

107.5

107.4

2864

2894

10.91

11.28

1403000

1384000

100

100

7 349.2

356.3

4066

107.4

107.2

2894

2924

11.28

11.65

1384000

1363000

100

100

1

8 356.3

363.7

3874

107.2

107.1

2924

2954

11.65

12.02

1363000

1342000

100

100

1 363.7

371.5

3707

107.1

107

2954

2984

12.02

12.39

1342000

1321000

100

100

2 371.5

379.7

3562

107

106.9

2984

3014

12.39

12.76

1321000

1300000

100

100

3 379.7

388.2

3437

106.9

106.8

3014

3044

12.76

13.14

1300000

1278000

100

100

4 388.2

397

3328

106.8

106.6

3044

3073

13.14

13.51

1278000

1257000

100

100

5 397

406

3233

106.6

106.5

3073

3102

13.51

13.88

1257000

1236000

100

100

6 406

415.3

3151

106.5

106.4

3102

3131

13.88

14.25

1236000

1216000

100

100

7 415.3

424.7

3080

106.4

106.2

3131

3160

14.25

14.61

1216000

1196000

100

100

2

8 424.7

434.3

3018

106.2

106.1

3160

3188

14.61

14.98

1196000

1176000

100

100

1 434.3

444

2965

106.1

105.9

3188

3216

14.98

15.34

1176000

1157000

100

100

2 444

453.7

2919

105.9

105.8

3216

3244

15.34

15.69

1157000

1138000

100

100

3 453.7

463.6

2879

105.8

105.6

3244

3271

15.69

16.05

1138000

1120000

100

100

4 463.6

473.4

2845

105.6

105.4

3271

3298

16.05

16.4

1120000

1103000

100

100

5 473.4

483.2

2816

105.4

105.3

3298

3324

16.4

16.75

1103000

1086000

100

100

6 483.2

493

2791

105.3

105.1

3324

3350

16.75

17.09

1086000

1070000

100

100

7 493

502.8

2769

105.1

104.9

3350

3376

17.09

17.43

1070000

1055000

100

100

3

8 502.8

512.5

2751

104.9

104.8

3376

3402

17.43

17.76

1055000

1.04E+06

100

100

Tabla 4.6. Propiedades termofísicas del agua-vapor, módulo a módulo, a lo largo de la zona de sobrecalentamiento, en condiciones de diseño


236

Los resultados del análisis termofluidodinámico del lazo de colectores GDV se muestran en la tabla (4.7):







Caudal másico de vapor a la salida de la fila (kg/s) 1.324

Tabla 4. 7. Resultados de la simulación del lazo de colectores GDV en condiciones de diseño

b. Configuración de las tuberías colectoras de enlace

Como ya se ha dicho en la introducción del apartado, el campo solar que se está estudiando tiene un

superficie de espejo inferior a 400 000 m2. Por ello, se va a adoptar una configuración en “I” para el campo

solar. Según se estudió en el capítulo 3, en este tipo de configuraciones, el campo solar se divide en dos

secciones (este y oeste), con el bloque de potencia localizado en el centro. Del bloque de potencia salen las

tuberías colectoras fría y caliente. Un par de tuberías colectoras fría/caliente recorren la sección este del

campo, y otro par de tuberías fría/caliente recorren la sección oeste, disminuyendo o aumentando su diámetro

según vaya distribuyendo el caudal de agua a los lazos o recogiendo el caudal de vapor, respectivamente. La

configuración de las tuberías colectoras es la misma que se puso en el capítulo anterior, tabla (3.26). Los

materiales constituyentes son también los mismos (acero, aislante y una fina capa de aluminio).

En las tablas (4.8) y (4.9) se ha representado la evolución del agua/vapor conforme avanza por el sistema de

tuberías colectoras, fría o caliente. El diámetro teórico en cada caso se ha calculado de forma que se

mantenga la velocidad del agua en la tubería colectora fría de entrada o la velocidad del vapor en el caso de

la tubería colectora caliente a la salida. Junto a ese diámetro se ha puesto el diámetro comercial disponible de

la tubería de acero. Para estos diámetros se han calculado las pérdidas de calor y de carga totales en las

tuberías.

Tramo


(mm)

Tubería comercial




(ºC)


Presión de entrada

(bar)


1 253.3 10" 29.14 226.8 226.7 113 113

2 241.5 10" 26.49 226.7 226.7 113 113

3 229.1 10" 23.84 226.7 226.7 113 113

4 216 10" 21.19 226.7 226.6 113 113

5 202 8" 18.54 226.6 226.5 113 112.9

6 187 8" 15.89 226.5 226.5 112.9 112.9

7 170.7 8" 13.24 226.5 226.4 112.9 112.9

8 152.7 6" 10.59 226.4 226.4 112.9 112.9

9 132.2 6" 7.946 226.4 226.3 112.9 112.9

10 108 5" 5.297 226.3 226.2 112.9 112.9

11 76.33 3" 2.649 226.2 226.1 112.9 112.9

Tabla 4.8. Propiedades termofísicas del agua fría, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de entrada al campo solar


237

La pérdida térmica total en la tubería colectora fría es 24.6 kWth, mientras que la pérdida de presión es igual a

0.1321 bar.

Tramo


(mm)

Tubería comercial




(ºC)


Presión de entrada

(bar)


1 77.78 3" 2.649 512.4 511.5 104.8 104.1

2 110.3 5" 5.297 511.5 511 104.1 103.7

3 135.3 6" 7.946 511 510.6 103.7 103.4

4 156.5 8" 10.59 510.6 510.3 103.4 103.1

5 175.1 8" 13.24 510.3 509.9 103.1 102.9

6 192 8" 15.89 509.9 509.7 102.9 102.6

7 207.6 10" 18.54 509.7 509.4 102.6 102.4

8 222.2 10" 21.19 509.4 509.1 102.4 102.2

9 235.9 10" 23.84 509.1 508.9 102.2 102

10 248.9 10" 26.49 508.9 508.6 102 101.8

11 261.2 12" 29.14 508.6 508.4 101.8 101.6

Tabla 4.9. Propiedades termofísicas del agua fría, tramo a tramo, a lo largo de la tubería colectora de entrada al campo solar

En la tubería colectora caliente, la pérdida térmica total es 21.63 kWth, y la pérdida de presión es igual a

3.174 bar.

Los tramos que aparecen marcados en la tabla corresponden a tramos entre dos lazos de colectores,

considerando el primer tramo el correspondiente a la tubería colectora comprendida entre el bloque de

potencia y el primer par de lazos.

c. Diseño del campo de colectores en función del múltiplo solar

Como ya se ha dicho al inicio del apartado (4.2), el objetivo de este primer estudio es encontrar el múltiplo

solar óptimo para una planta GDV sin almacenamiento ni hibridación. Para ello, se van a considerar

diferentes tamaños del campo solar, a cada uno de los cuales les corresponderá un múltiplo solar en

condiciones de diseño. Aunque este concepto se definió ya en el capítulo anterior, se vuelve a recordar de

nuevo aquí, ecuación (4.3).

diseñopuntopotenciadebloqueth

solarcampoth

diseñopuntoQ

QSM

___,

_,_ &

&

=

(4.3)

En la sección anterior se ha hecho un análisis del campo solar para un múltiplo solar próximo a 1. En ese

caso, el número de lazos es igual a 44. Se ha hecho también un análisis termofluidodinámico del lazo y de las

tuberías colectoras fría y caliente en el punto de diseño.


238

A partir de este número de lazos, se van a añadir lazos al campo, de forma que siempre quede un múltiplo de

4. Para cada uno de los tamaños de campo se ha calculado, en la tabla (4.10), su múltiplo solar en

condiciones de diseño.

Número de lazos

Potencia térmica / lazo (MWth)

Potencia térmica / campo (MWth)

Potencia térmica ciclo de potencia (MWth)

Múltiplo solar (SM)

44 3.21 141.44 133.7 1.06

48 3.21 154.30 133.7 1.15

52 3.21 167.16 133.7 1.25

56 3.21 180.02 133.7 1.35

60 3.21 192.87 133.7 1.44

64 3.21 205.73 133.7 1.54

Tabla 4.10. Múltiplo solar para cada tamaño de campo considerado

Para este cálculo, se han despreciado las pérdidas térmicas en las tuberías intermedias. La variación que

pueden experimentar los múltiplos solares si se consideran dichas pérdidas es prácticamente nula. Para el

caso de 44 lazos, se ha visto anteriormente que las pérdidas en las tuberías colectoras fría y caliente eran,

respectivamente, 24.6 kWth y 21.63 kWth que, frente al calor útil, 141.44 MWth, resultan prácticamente

insignificantes.

Por tanto, los múltiplos solares que se van a considerar oscilan entre 1.06 y 1.54, que son valores adecuados

para el tipo de planta que se está estudiando. Como se verá al hacer el análisis anual, existe un múltiplo solar

óptimo, que será aquél al que le corresponda el coste del kWhe más bajo.

Para ello, es necesario hacer un balance anual de la planta termosolar. Como paso previo es necesario

caracterizar el bloque de potencia y el campo solar trabajando a cargas parciales, con el fin de poder estudiar

ambos sistemas con los datos de radiación solar directa anuales.

4.2.2. Datos de radiación solar directa anuales

Como en el capítulo 3, los datos de radiación solar directa utilizados son datos semi-horarios,

correspondientes a la Plataforma Solar de Almería durante los años 1996-2000, y obtenidos mediante

imágenes de satélite (http://www.satel-light.com/core.htm).

Al disponer únicamente de datos de 5 años, se ha creído conveniente comparar dichos datos con los de un

año meteorológico tipo (http://eosweb.larc.nasa.gov/sse/), para evitar valores atípicos. Esa comparación ya se

hizo en el capítulo anterior, sección (3.3.5), pudiéndose comprobar que los valores son muy parecidos.

Como los datos suministrados son sobre superficie horizontal, para pasar a valores de radiación directa

normal, se ha dividido entre el coseno del ángulo cenital.

Por último, para considerar la radiación directa efectiva incidente sobre el plano de apertura del colector, se

ha multiplicado por el coseno del ángulo de incidencia. En este punto, es importante decir que el ángulo de

incidencia para una orientación del colector cilindro parabólico N-S da valores muy altos en invierno que,

además, aumentan conforme se aproxima el mediodía solar. La explicación de este hecho radica en que, en


239

invierno, el Sol está muy bajo y, con orientación del colector N-S, es precisamente en el mediodía cuando el

ángulo es más desfavorable. En la siguiente figura (4.10) se ilustra este hecho.

Figura 4.10. Posición relativa Sol-colector CCP, en el mediodía solar, para una orientación N-S del eje del colector


Esto va a provocar que el modificador del ángulo de incidencia, que afecta directamente a la radiación solar

incidente tome en invierno valores de hasta 0.3 al mediodía, lo cual significa unas pérdidas ópticas muy

importantes que tienen que ser tenidas en cuenta.

Una vez tratados convenientemente los datos de radiación solar directa, se va a proceder a hacer la

caracterización de ciclo de Rankine y del campo solar operando a diferentes niveles de carga.

4.2.3. Caracterización del bloque de potencia trabajando a cargas parciales

Como primer cálculo, se ha hecho una caracterización del bloque de potencia funcionando a cargas parciales.

Los valores principales que se van a utilizar en la simulación anual se resumen en la tabla (4.11).

Grado de carga 100% 90% 80% 70% 60% 50% 40% 30% 20%

Rendimiento térmico del ciclo (%) 41.15 40.68 40.06 39.25 38.21 36.86 35.23 33.26 30.82

Caudal nominal de vapor (kg/s) 58.27 51.92 46.25 40.79 35.43 30.12 24.82 19.35 13.63

Calor total (MWth) 133.70 120.78 109.02 97.46 85.82 74.06 62.03 49.31 35.56

Potencia eléctrica en bomba de condensado (kWe)

72.86 59.77 49.81 41.44 34.15 27.68 21.82 16.32 11.05

Potencia eléctrica en bomba de alimentación (kWe)

787.50 644.50 534.97 442.33 361.63 290.08 225.74 166.13 109.96

Temperatura de salida del ciclo de potencia (ºC)

249.10 243.18 237.37 231.10 224.23 216.53 207.52 196.51 181.58

Tabla 4.11. Parámetros característicos del ciclo de potencia para distintos niveles de carga

En la última fila de la tabla (4.10) se ha puesto la temperatura del agua a la salida del circuito de

precalentamiento del ciclo de Rankine. En este caso, es importante tener en cuenta dicha temperatura, pues

va a condicionar la temperatura de entrada del agua al campo solar. Si el fluido de transferencia de calor del


240

campo solar no coincide con el fluido de trabajo del ciclo de Rankine –en general, agua-vapor- la temperatura

anterior no es tan crítica, ya que el generador de vapor intermedio permite desacoplar el bloque de potencia

del campo de colectores.

En la figura (4.11) se ha representado la variación del rendimiento térmico del ciclo en función del grado de

carga. Como ya se dijo en el capítulo anterior, por rendimiento térmico se entiende la potencia eléctrica

producida en bornas del alternador entre la potencia térmica que es necesario aportar al agua que sale del

último precalentador para elevar su temperatura hasta la temperatura de entrada a turbina.

10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 11027.5

30.0

32.5

35.0

37.5

40.0

42.5

Rendimiento

Rendimiento térmico (%)

Grado de carga (%)

Rendimiento del ciclo de potencia a cargas parciales

Figura 4.11. Variación del rendimiento térmico del ciclo de potencia en función de la carga

Como se observa en dicha figura, la variación del rendimiento oscila entre el 30% y el 40%

aproximadamente. No se han considerado cargas por debajo del 20%, pues no se aconseja que la turbina

trabaje con tan poco caudal de vapor.

4.2.4. Caracterización del campo solar a cargas parciales

Una vez conocidos los parámetros del bloque de potencia a cargas parciales, en especial la temperatura del

agua a la salida del circuito de precalentamiento, se ha hecho una caracterización del campo solar trabajando

a cargas parciales, es decir, bajo diferentes valores de radiación solar directa.

� Campo solar con 44 lazos (SM=1.06).






No se han considerado las pérdidas en las tuberías intermedias. Por estimaciones previas que se han hecho

(cálculos en el punto de diseño) se espera que dichas pérdidas, tanto térmicas como de presión, no

modifiquen mucho estos resultados, cuya representación gráfica aparece en la figura (4.12).


241

400 600 800 1000

80

160

240 Número de lazos = 44 Número de lazos = 48 Número de lazos = 52 Número de lazos = 56 Número de lazos = 60 Número de lazos = 64

Potencia térmica campo solar (MWth)

DNI (W/m2)

Figura 4.12. Potencia térmica del campo solar trabajando a cargas parciales en función del número de lazos*

Como se observa en la figura anterior, la potencia térmica suministrada por el campo solar varía

prácticamente de forma lineal con la radiación solar incidente. Por ello, se puede obtener, mediante regresión

lineal, una expresión polinómica de primer grado que calcule la potencia térmica en función de la radiación

solar directa, tal y como se aprecia en la tabla (4.12).

Potencia térmica para diferentes tamaños de campo

Número de lazos Potencia térmica (MWth)

64 Potencia térmica (MWth) = 0.2727*DNI(W/m2) – 16.885






Tabla 4.12. Potencia térmica del campo solar en función de la radiación solar directa incidente

En la figura (4.13) se ha representado el rendimiento térmico del lazo de colectores GDV trabajando a cargas

parciales, para un ángulo de incidencia nulo. Dicho rendimiento dependerá no sólo de la radiación solar

directa, sino también de la temperatura.

* Para este cálculo no se ha tenido en cuenta el ángulo de incidencia de la radiación solar. Dicho ángulo se aplicará luego, a través del modificador del ángulo de incidencia, obteniendo su valor en cada intervalo de media hora considerado para el balance anual


242

350 450 550 650 750 850 95060.0

62.5

65.0

67.5

70.0

72.5

75.0

Rendimiento térmico del lazo de colectoresRendimiento térmico (%)

DNI (W/m2)

Figura 4.13. Rendimiento del campo solar en función de la radiación solar directa

Para calcular el rendimiento global, será preciso calcular el rendimiento óptico y geométrico. Dichos

rendimientos depende fundamentalmente de la óptica del instante considerado, por lo que se tendrán en

cuenta al hacer el balance anual. Para dicho balance, se calcularán, tanto el ángulo de incidencia como el

resto de los ángulos solares, en el centro cada intervalo de media hora considerado.

Un tema importante que también se ha tenido en consideración es la variación de la reflectividad de los

espejos en función del grado de ensuciamiento de los mismos. Dicho grado de ensuciamiento dependerá de

los ciclos de limpieza que se realicen sobre los espejos, decisión que depende ya de la operación y

mantenimiento. En (Cohen, 1999) se muestra un ejemplo de los ciclos de lavado en una de las plantas SEGS,

figura (4.14).

Figura 4.14. Ciclos de limpieza de los espejos y reflectividad media

Se observa que la reflectividad media es 2 puntos inferior a la reflectividad nominal. A falta de otros datos,

este es el valor que se ha utilizado para la simulación; la reflectividad nominal considerada para este estudio

es 94%, así que se ha supuesto un valor medio del 92%.


243

Otros dos parámetros que también se han introducido en el balance anual han sido las pérdidas por sombras

-suponiendo que los colectores estás separados 17.5 metros- y las pérdidas por final de colector. Las fórmulas

para calcular estas pérdidas se pueden obtener mediante análisis trigonométrico elemental. Estos desarrollos

aparecen en multitud de referencias, como las ya citadas en el capítulo 2. (Lippke, 1995; Stueztle, 2002)

4.2.5. Producción anual de energía y coste de la electricidad generada en función del múltiplo solar

Una vez obtenidos los modelos del campo solar y del bloque de potencia trabajando a cargas parciales, se han

obtenido los valores de producción bruta anual para los 6 tamaños de campo GDV considerados y para los 5

años utilizados en la simulación, tabla (4.13). Se ha añadido una sexta columna en la que se han puesto los

valores medios de los cinco años.

Campo solar GDV Producción anual de electricidad (GWhe)

Número de lazos 1996 1997 1998 1999 2000 Media

64 128.76 129.29 134.85 138.78 139.18 134.172

60 125.59 126.21 131.59 135.66 135.92 130.994

56 121.83 122.61 127.69 132.15 132.07 127.27

52 117.31 118.21 123.16 127.87 127.43 122.796

48 111.63 112.73 117.52 122.44 121.54 117.172

44 104.53 105.48 110.17 115.52 114 109.94

Tabla 4.13. Producción anual de energía eléctrica para cada tamaño de campo solar GDV considerado y para los cinco años en estudio

Como es lógico, la producción anual aumenta al aumentar el tamaño del campo, pues de esta forma, el campo

solar será capaz de mantener el ciclo de potencia funcionando durante un intervalo de tiempo mayor. Sin

embargo, hay un efecto importante que no queda reflejado en esta tabla, pero que se pondrá de manifiesto a

continuación, al hacer el análisis económico: cuando la radiación solar es elevada, el máximo de producción

lo fija la propia turbina: 55 MWe en bornas del alternador. Eso quiere decir que, para un intervalo temporal

en que, con todos los campos se consigue llegar a 55 MWe, en el caso de campos mayores se está

desperdiciando más energía que en los otros casos, lo que repercute en una menor rentabilidad de la inversión.

Para realizar el análisis económico, se ha calculado el coste del kWhe producido (LEC, Levelized Cost of

Energy). Aunque este concepto se introdujo ya al final del capítulo 3, se pone de nuevo la ecuación del LEC,

ecuación (4.4).

net

fuelMOinvest

E

CCCfcrLEC

++⋅= &

(4.4)

donde fcr es el factor de amortización anual; Cinvest (Mio. €) es el coste de inversión; CO&M (Mio. €) es el

coste de operación y mantenimiento; Cfuel (Mio. €) es el coste del consumo de combustible fósil. De nuevo,

como el caso que se estudió en el apartado anterior, este valor se ha considerado nulo. En el apartado


244

siguiente se verá algún ejemplo de hibridación y cómo ésta puede contribuir a la disminución del coste del

kWhe.

Para el análisis económico se han considerado los datos de la tabla (3.38) del capítulo anterior, que se

muestran de nuevo aquí, tabla (4.14).

Datos de costes para la evaluación económica de la plantas GDV

Inversión

Coste específico de inversión en el campo solar (€/m2) 190

Coste específico de inversión en el bloque de potencia (€/kWe) 700

Coste específico del terreno (€/m2) 2

Recargo por construcción, ingeniería y contingencias (%) 20

Operación y mantenimiento

Coste por empleado y año (€/a) 48000

Número de personas para la operación de la planta 30

Número de personas para el mantenimiento del campo solar 10

Porcentaje del coste de inversión en mantenimiento de equipos (%) 1%

Parámetros financieros

Tasa anual por seguro (%/año) 1

Vida útil (años) 30

Interés del dinero (%) 8.00%

Coste del almacenamiento térmico

Coste específico del almacenamiento térmico (€/kWhth) 31.6

Coste del combustible

Tipo de combustible Gas Natural

Poder calorífico superior (HHV) (MJ/m3) 38.3

Poder calorífico inferior LHV (MJ/m3) 34.6

Precio del gas natural* (c€/kWh) 2.3199

Precio del as naturas (c€/m3) 24.6812

Tabla 4.14. Datos de coste utilizados para el análisis económico de las plantas termosolares GDV

(Fuentes: Pitz-Paal et al., 2007; Kelly, 2006; Sargent & Lundy, 2003)

Respecto a la tabla del capítulo 3, se ha añadido el coste de combustible y el coste del almacenamiento

térmico. Este último coste es muy difícil de estimar; finalmente, se fijó un coste específico de 31.6 €/kWhth,

de acuerdo con los datos que aparecen en (Kelly, 2006).

Tanto el coste del combustible como el coste del almacenamiento térmico no van a ser necesarios en este

primer análisis, ya que se han considerado plantas sin almacenamiento ni hibridación, pero sí que se

utilizarán en el apartado (4.3).

Al no haber cambiado los datos financieros, el factor de amortización anual sigue tomando el mismo valor

que en el capítulo 3, ecuación (4.5).

* El precio del gas natural es el que aparece en la página del BOE, para usos industriales: BOE 2007/20554, http://www.mityc.es/Gas/Seccion/Precios/


245

( )( )

%88.911

1=+

−+

+⋅= insurancen

d

n

dd kk

kkfcr

(4.5)

Como en el capítulo anterior, la diferencia de costes de inversión entre un caso y otro va a estar en la

extensión del campo solar. En este estudio, con más motivo si cabe, pues se está estudiando campos con el

mismo fluido calorífero: agua-vapor, por lo que los equipos van a ser muy parecidos en todos los casos.

Como no se han introducido múltiplos solares muy altos, el sobredimensionamiento del campo no es muy

grande, por lo que los gastos de operación y mantenimiento también van a ser muy parecidos entre las seis

plantas termosolares GDV -si acaso ligeramente mayores para plantas con mayor número de lazos-, por lo

que los campos más grandes resultan favorecidos en este análisis.

En la tabla (4.15) se han representado los valores del LEC para cada uno de los casos considerados.

Campo solar GDV LEC (c€/kWhe)

Número de lazos 1996 1997 1998 1999 2000 Media

64 12.867 12.815 12.286 11.938 11.903 12.3618

60 12.708 12.646 12.129 11.765 11.743 12.1982

56 12.602 12.522 12.024 11.618 11.625 12.0782

52 12.571 12.475 11.974 11.532 11.572 12.0248

48 12.666 12.542 12.031 11.548 11.633 12.084

44 12.946 12.828 12.283 11.714 11.87 12.3282

Tabla 4.15. Costes de la electricidad producida para cada tamaño de campo solar GDV considerado y para los cinco años en estudio

En la figura (4.15) se ha representado de forma gráfica los valores de la tabla anterior.

44 48 52 56 60 64

11.4

11.7

12.0

12.3

12.6

12.9 LEC para 1996

LEC para 1997

LEC para 1998

LEC para 1999

LEC para 2000

LEC (c€/kWhe)

Número de lazos Figura 4.15. Costes de electricidad producida para cada tamaño de campo solar GDV considerado y para los cinco

años en estudio


246

Como se observa en la figura anterior, el precio del kWhe se minimiza para un determinado tamaño del

campo solar. En este caso, dicho tamaño corresponde a 52 lazos, es decir, un múltiplo solar en condiciones de

diseño igual a 1.25. Sin embargo, es importante señalar que esta estimación de costes se ha hecho en base a

unos datos que, pese a estar referenciados, no tienen porqué ser finalmente los que se apliquen en la planta en

estudio. Por ello, los valores del LEC que aparecen aquí sufrirán con total seguridad, modificaciones.

4.3. Balance anual de una planta termosolar de generación directa de vapor con almacenamiento e hibridación: optimización del acoplamiento a red

En este último apartado se va a estudiar el efecto de incorporar en una planta termosolar GDV, un sistema de

almacenamiento y una caldera auxiliar para hibridación con combustible fósil. Con estos dos elementos y una

adecuada definición del intervalo diario de operación de la planta, se puede conseguir que el bloque de

potencia funcione la mayor parte del tiempo en condiciones estacionarias.

Ya se vio en el capítulo 1 que la forma de almacenamiento más sencilla en plantas CCP que emplean aceite

como fluido calorífero es un sistema indirecto, de dos tanques de sales fundidas, y un cambiador de calor

entre el campo solar y el bloque de potencia (Price, 2002). Esta es la opción que se ha adoptado, por ejemplo

en la planta Andasol 1.

Sin embargo, cuando el fluido calorífero del campo solar es agua-vapor, el esquema anterior no es el más

eficiente, debido al enorme valor del pinch point generado entre corrientes en el cambiador de calor. En este

caso, también se dijo en el mismo capítulo 1 que una opción más efectiva consiste en considerar tres sistemas

de almacenamiento, uno para la parte de precalentamiento, otro para la parte de evaporación y otro para la

parte de sobrecalentamiento del vapor (Birnbaum et al., 2008). Siguiendo con esta idea, dentro del proyecto

ITES se va a construir un sistema de almacenamiento para la tecnología de generación directa de vapor, con

dos módulos, uno para la parte de precalentamiento y evaporación, y otro para la parte de sobrecalentamiento

del vapor (Eck et al., 2008a). No obstante, para el análisis que se va a presentar en el apartado (4.3.2), se va a

considerar un sistema de almacenamiento teórico (Winter et al., 1991), con unos factores de utilización de

carga y descarga y una eficiencia global igual a 85%. Este valor se ha fijado de acuerdo con (Baker et al.,

1989), que establece como valores de rendimiento anual de los sistemas de almacenamiento de las plantas

Solar One y CESA-1 -en ambos casos, receptor central con generación directa de vapor-, 83% y 84%,

respectivamente.

Para un adecuado acoplamiento entre el campo solar y el bloque de potencia, y entre la planta termosolar

global y la red eléctrica, es necesario, además de un sistema de almacenamiento, una caldera auxiliar de

combustible fósil. Ambos sistemas son complementarios; si sólo se considerase la hibridación con caldera

auxiliar, el consumo de combustible fósil sería muy elevado; por otra parte, hacer uso exclusivamente del

almacenamiento térmico no permite, con las tecnologías actuales, hacer frente a fluctuaciones rápidas de la

energía solar, debido a la inercia de estos sistemas.

Hay que tener presente, además, que los sistemas de almacenamiento están todavía en un estado de desarrollo

muy incipiente. Prueba de ello es el escaso número de proyectos en los que se ha incorporado un

almacenamiento térmico. La hibridación con combustible fósil puede ser una solución a corto-medio plazo

que permita el desarrollo de la tecnología solar, para que, una vez consolidada, se puedan ir incorporando

mejoras. Es por ello que la primera parte de este apartado se dedicará a hacer un análisis de sensibilidad del


247

coste del kWhe producido en función del porcentaje de hibridación anual que se permita en la planta

termosolar.

4.3.1. Balance anual de una planta termosolar GDV con hibridación mediante caldera auxiliar

En la primera parte de este último apartado se va a analizar el comportamiento anual de plantas provistas de

hibridación con caldera auxiliar de combustible fósil, pero sin sistema de almacenamiento.

Existen distintos esquemas de hibridación en una central termosolar para generación directa de vapor.

Dichos esquemas dependerán del ciclo de potencia considerado, y de la ubicación de la caldera auxiliar

respecto del campo solar y del ciclo de potencia. Se citan a continuación algunos de estos esquemas.

a. Hibridación redundante: central “sólo-solar”

La conexión de una central “sólo-solar”, como la estudiada en el apartado (4.2), a la red eléctrica, puede

considerarse un caso particular de hibridación redundante, pues existen otras centrales convencionales con

combustible fósil conectadas a red, tal y como se muestra, de forma gráfica, en la figura (4.16).

Figura 4.16. Hibridación redundante de una central “sólo-solar”

Las ventajas de este esquema son la flexibilidad de la configuración de la planta y la posibilidad de adaptar

cada central térmica a su fuente energética. Los mayores inconvenientes son las distorsiones que se pueden

crear en la red eléctrica, tanto mayores cuanto mayor es el tamaño de la planta termosolar; el bajo factor de

capacidad de la planta termosolar; y la duplicidad de equipos electromecánicos, lo que supone mayores

inversiones.


248

b. Hibridación en el caso de emplear un ciclo de Rankine convencional

En caso de que el ciclo de potencia sea un ciclo de Rankine convencional, la hibridación con la caldera

auxiliar puede realizarse en serie o en paralelo con el ciclo, tal y como se muestra en la figura (4.17)

Figura 4.18.a. Hibridación en paralelo Figura 4.18.b. Hibridación en serie

Figura 4.17. Esquemas de hibridación ciclo del campo solar GDV con un ciclo de Rankine convencional

Tanto en la hibridación en paralelo como en la hibridación en serie, uno de los parámetros a optimizar será la

potencia térmica de la caldera en condiciones nominales. Este análisis tendría que tener en cuenta el coste del

combustible, el coste específico de la caldera, y el rendimiento de la misma en cada momento.

Si, para el caso de hibridación en paralelo, se dimensiona la caldera para que en condiciones nominales

suministre el 100% de la potencia requerida por el ciclo, la planta podría funcionar en modo sólo solar, sólo

fósil o híbrido. En cualquiera de los tres casos, el ciclo de potencia operará en el punto de diseño, ya que

recibe energía térmica en las mismas condiciones. Una ventaja de este esquema frente al anterior es que los

subsistemas fósil y solar comparten la misma planta eléctrica, lo que supone un menor coste de inversión y

mayor factor de capacidad. Como principal inconveniente es que se realiza un peor aprovechamiento de la

exergía del combustible respecto a una planta convencional, debido al peor rendimiento de la caldera cuando

opera a cargas parciales.

Para el caso de la hibridación en serie, un posible esquema es el representado en la figura (4.18.b). En este

esquema, lo normal es que ni el campo solar ni la caldera auxiliar se dimensionan para dar el 100% de la

potencia térmica que requiere el ciclo de potencia; una posible opción es que en los colectores cilindro

parabólicos se realice el precalentamiento y la evaporación del agua, mientras que el sobrecalentamiento

tenga lugar en la caldera. Respecto al caso anterior, presenta la ventaja de que el aprovechamiento exergético

del combustible será mayor, pues la caldera opera en condiciones nominales la mayor parte del tiempo que

está funcionando. El mayor inconveniente, que no compensa la ventaja anterior, es que el ciclo de potencia

tiene que trabajar a cargas parciales y el factor de capacidad de la planta es menor, igual al que se tendría con

una planta “sólo-solar”, pues está condicionado a que el campo de colectores produzca una potencia térmica

suficiente.

c. Hibridación en el caso de emplear un ciclo combinado (ISCCS: Integrated Solar Combined

Cycle System)


249

En el capítulo 1 se habló de la configuración de sistemas solares integrados en ciclos combinados (ISCCS:

Integrated Solar Combined Cycle System). En este apartado se va a recordar esta configuración, aplicada a

campos de colectores cilindro parabólicos para generación directa de vapor. Se distinguen en este caso dos

posibles configuraciones:

- Hibridación en serie con el generador de vapor de un ciclo combinado convencional.

- Hibridación por suplemento solar en la parte de baja presión de la turbina de vapor de un ciclo

combinado convencional.

Se analizan a continuación cada uno de los esquemas citados.

c.1. Hibridación en serie con el generador de vapor de un ciclo combinado convencional.

En este caso, el campo solar hace las funciones de economizador y evaporador del generador de vapor de un

ciclo combinado con varios niveles de presión. Para las potencias usuales de los ciclos combinados, lo

normal es que la caldera de recuperación tenga 2 ó incluso 3 niveles de presión, tal y como aparece en la

figura (4.18).

Figura 4.18. Esquema de planta termosolar GDV con hibridación en serie con el generador de vapor de un ciclo

combinado convencional *

Si los gases de escape de la turbina de gas se empleasen exclusivamente en sobrecalentar el vapor, el

aprovechamiento exergético de dichos gases sería muy pobre, saldrían del generador de vapor a una

temperatura todavía muy alta. Por este motivo, el esquema que parece más indicado es el que aparece en la

figura 4.18. En uno de los niveles de presión (normalmente será el nivel de alta presión, en torno a 100 bar)

se acopla el campo solar a modo de economizador y evaporador, y el vapor saturado que sale del mismo se

* El sentido del caudal másico en la caldera de recuperación de la figura es al contrario de cómo debería ser (los gases de escape de la turbina de gas se mueven de abajo hacia arriba, mientras que el caudal de agua-vapor va de la parte más alta a la más baja). Se ha representado para evitar una complejidad excesiva en la figura.


250

sobrecalienta en el generador de vapor. Los niveles de presión restantes pasan por el economizador,

evaporador y sobrecalentador convencionales del generador de vapor.

c.2. Hibridación por suplemento solar en la parte de baja presión de la turbina de vapor de un ciclo

combinado convencional

Tal y como se aprecia en la figura (4.19), en este caso, el campo solar GDV se acopla directamente a la

turbina de vapor, sin pasar previamente por la caldera de recuperación.

Figura 4.19. Esquema de planta termosolar GDV con hibridación por suplemento solar en la parte de baja presión

de la turbina de vapor de un ciclo combinado convencional*

Respecto al esquema anterior, este esquema presenta la ventaja de que permite diseñar la caldera de

recuperación de forma que el aprovechamiento exergético de los gases de escape sea máximo, ya que el agua

entra a todos los niveles de presión a una temperatura relativamente baja. Como inconveniente, en modo de

operación sólo fósil la turbina presenta menor rendimiento que cuando la hibridación se produce en serie con

el generador de vapor.

d. Esquema de hibridación utilizado para las simulaciones

El esquema de hibridación elegido para las simulaciones que se van a presentar a continuación es hibridación

con caldera auxiliar en paralelo y ciclo de Rankine convencional. Debido a que la potencia nominal del ciclo

* El sentido del caudal másico en la caldera de recuperación de la figura es al contrario de cómo debería ser (los gases de escape de la turbina de gas se mueven de abajo hacia arriba, mientras que el caudal de agua-vapor va de la parte más alta a la más baja). Se ha representado para evitar una complejidad excesiva en la figura.


251

se va a mantener en 50 MWe, el número de extracciones de turbina son cuatro, como en el apartado anterior.

En la figura (4.20) se muestra el esquema que se va a estudiar a continuación.

Figura 4.20. Esquema de una planta termosolar GDV con almacenamiento e hibridación

Para hacer el cálculo del consumo de combustible fósil, es necesario caracterizar el funcionamiento de la

caldera trabajando a cargas parciales. La curva del rendimiento a cargas parciales es un dato que tiene que ser

facilitado por el suministrador de la caldera. Para el estudio que se va a realizar, se ha considerado que dicho

rendimiento varía según la figura (4.21).

0 20 40 60 80 1000

20

40

60

80

100

Rendimiento (%)

Grado de carga de la caldera (%)

Figura 4.21. Rendimiento de la caldera de gas natural en función del grado de carga

Los valores necesarios para construir está gráfica se han obtenido de (Ganapathy, 1994). Como suele ser

habitual en calderas convencionales, el rendimiento se mantiene entre el 90% y el 80% hasta el 20% de la

carga, donde empieza a disminuir drásticamente. La curva de rendimiento dependerá de la potencia térmica

de la caldera pero, para simplificar, se va a considerar que la caldera está dimensionada para que su potencia

térmica nominal coincida con la que requiere el ciclo de Rankine en estas mismas condiciones.


252

i. Análisis de la producción anual y coste de la electricidad en función del porcentaje de hibridación

En este primer estudio se ha considerado que la caldera se ha dimensionado para que en condiciones

nominales aporte la potencia térmica que necesita el ciclo de Rankine para operar también en condiciones

nominales: 133.7 MWth. El funcionamiento a cargas parciales de la caldera queda caracterizado por la gráfica

(4.21), mostrada en el apartado anterior.

Para la simulación del comportamiento anual en cada caso, se ha considerado que el combustible fósil se va a

emplear, en primer lugar, en conseguir que la turbina funcione en condiciones estacionarias el mayor tiempo

posible. Si existiese todavía un excedente de combustible fósil, se empleará en que la caldera genere

directamente toda la potencia térmica que requiere el ciclo (133.7 MWth).

El análisis de sensibilidad se ha hecho considerando cuatro posibles porcentajes anuales de hibridación (0%,

15%, 30% y 45%) y seis tamaños diferentes de campos, los mismos que se analizaron en el apartado (4.2).

Con el fin de limitar el número de simulaciones, se ha escogido el año 1998, que es el que tiene medias

mensuales más parecidas a las del año meteorológico de referencia, según la base de datos meteorológicos

desarrollada por la NASA (http://eosweb.larc.nasa.gov/sse/).

La energía anual para cada caso se puede sacar a partir de los valores que se obtuvieron en la tabla (4.12),

para los tamaños de campo considerados, y sin hibridación. Dichos valores aparecen en la tabla (4.16).

Campo solar GDV Energía anual (GWhe) (Año 1998)

Número de lazos 0% hibridación 15% hibridación 30% hibridación 45% hibridación

64 lazos 134.85 158.65 192.64 245.18

60 lazos 131.59 154.81 187.99 239.25

56 lazos 127.69 150.24 182.41 232.16

52 lazos 123.16 144.90 175.94 223.93

48 lazos 117.52 138.27 167.89 213.67

44 lazos 110.17 129.61 157.39 200.31

Tabla 4.16. Producción anual de energía eléctrica para cada tamaño de campo solar GDV considerado, en función del porcentaje de hibridación fósil para el año 1998

A partir de dichos valores de energía anual, se ha podido sacar el coste del kWhe producido en cada uno de

los casos, según los datos suministrados por la tabla (4.13). Los valores obtenidos aparecen en la tabla (4.17).

Campo solar GDV LEC (c€/kWhe) (Año: 1998)


64 lazos 12.286 11.476 10.675 9.8735

60 lazos 12.129 11.343 10.564 9.7867

56 lazos 12.024 11.259 10.486 9.7253

52 lazos 11.974 11.224 10.445 9.6928

48 lazos 12.031 11.29 10.494 9.7316

44 lazos 12.283 11.504 10.681 9.8782

Tabla 4.17. Costes de electricidad producida para cada tamaño de campo solar GDV considerado, en función del porcentaje de hibridación para el año 1998


253

En la figura (4.22) se han representado gráficamente dichos valores. Se observa que el valor mínimo se sigue

manteniendo respecto el caso de planta “sólo-solar”, que es el caso denominado como 0% de hibridación. Lo

que es realmente interesante es ver lo que se puede reducir el coste de la electricidad en caso de permitir

hibridaciones mayores con combustible fósil, aproximadamente 2.5 c€/kWhe en el caso de la planta

termosolar de 52 lazos.

44 48 52 56 60 649.5

10.0

10.5

11.0

11.5

12.0

12.5

LEC para 0% hibridación




LEC (c€/kWhe)

Número de lazos

Figura 4.22. Costes de electricidad producida para cada tamaño de campo solar GDV considerado, en función del porcentaje de hibridación para el año 1998

Por último, en la tabla (4.18) se ha representado el consumo de combustible fósil en cada uno de los casos

analizados.

Campo solar GDV Consumo combustible fósil (Mio. m3) (año: 1998)


64 lazos 0.00 6.64 16.19 30.96

60 lazos 0.00 6.48 15.80 30.21

56 lazos 0.00 6.33 15.29 29.28

52 lazos 0.00 6.15 14.71 28.20

48 lazos 0.00 5.96 14.10 26.96

44 lazos 0.00 5.58 13.28 25.34

Tabla 4.18. Consumo de combustible fósil para cada tamaño de campo solar GDV considerado, en función del porcentaje de hibridación

Como ha quedado patente al hacer el estudio del LEC, el hecho de introducir hibridación con combustible

fósil siempre supone una reducción del coste del kWhe. En este caso concreto, dicha hibridación no ha

alterado el tamaño del campo solar para el que se consigue optimizar el coste de la electricidad, que sigue

siendo igual a 52 lazos.

De este análisis no se tiene que concluir que lo más rentable es minimizar el aporte solar. Con el estado

actual de costes, puede que esto sea cierto; sin embargo, hay que tener en cuenta que el combustible fósil es

una fuente finita de energía y que, con el nivel de consumo actual, llegará un momento en que se convierta en

un recurso escaso y, por lo tanto, caro.


254

Es por ello que corresponde a las administraciones favorecer con primas el uso de la energía solar, para que

de esta forma se impulse su desarrollo tecnológico. Así, por ejemplo, si se considera el real decreto 661/2007

(http://www.boe.es/boe/dias/2007/05/26/pdfs/A22846-22886.pdf), el valor de la prima para la electricidad

producida mediante una central termosolar en 25.4 c€/kWhe, sobre el valor de venta de la electricidad en el

mercado de producción de energía eléctrica. Este último valor depende del instante concreto que se considere

pero, en primera aproximación, se puede fijar 7 c€/kWhe. Según esto, el kWhe de origen solar se pagaría a

32.4 c€, y el kWhe de origen fósil a 7 c€/kWhe, cifras que favorecen la introducción de la tecnología solar en

el sistema de producción de electricidad.

4.3.2. Balance anual de una planta termosolar GDV con hibridación mediante caldera auxiliar y almacenamiento térmico

En el último esquema de planta termosolar GDV que se va a estudiar, se va a considerar una caldera auxiliar

de gas natural y un almacenamiento térmico de la energía, ambos sistemas en paralelo con el campo solar y el

bloque de potencia, tal y como aparece en la figura (4.23). Esta configuración ya ha sido analizada en

(Montes et al., 2008), aunque los datos meteorológicos que se utilizaron para ese estudio no son tan exactos

como los que se van a utilizar ahora, tal y como se verá en la sección (iii) de este apartado.

Figura 4.23. Esquema de una planta termosolar GDV con almacenamiento e hibridación

Este esquema de operación de la planta va a permitir, como se verá en la sección (iii) de este apartado, un

mayor control sobre la energía eléctrica que la planta vierte a la red. Las ventajas de poder gestionar tanto el

intervalo de producción como la cantidad de energía eléctrica producida, a partir de una fuente de energía

renovable, como es la energía solar, son muchas. Como más importante, se evitan desequilibrios en la red

eléctrica nacional, ya que no estaría sometida a la aleatoriedad de producción asociada a las fuentes

renovables de energía; además, se puede gestionar la electricidad para venderla en las horas pico de demanda,

beneficiándose así de incentivos económicos adicionales. Estas ventajas permitirían instalar mayor número


255

de centrales de este tipo, impulsando así la tecnología solar de generación directa de vapor con colectores

cilindro parabólicos.

Como ya se vio en el capítulo 1, existen proyectos para la instalación de centrales termosolares GDV (Zarza

et al., 2008; Eck et al., 2008), y es de esperar que finalmente se pueda implementar una central con la

configuración que se está analizando.

Como se puede observar en la figura (4.23), existen tres sistemas térmicos en paralelo que alimentan el

bloque de potencia:

- El campo solar GDV.

- El sistema de almacenamiento térmico.

- La caldera auxiliar.

Se ha considerado que estos sistemas van a operar coordinados entre sí, de forma que a la entrada de la

turbina siempre existan condiciones estacionarias. Dichas condiciones son las mismas que ya se han fijado

para un ciclo de Rankine de 50 MWe: 500 ºC y 100 bar. El resto de los parámetros, tanto térmicos como de

diseño del ciclo, son los mismos que ya se vieron en su momento, en el apartado (4.1), tabla (4.2) y en el

apartado (4.2), tabla (4.4).

Respecto al campo solar, caldera auxiliar y sistema de almacenamiento térmico, está claro que van a tener

que operar a cargas parciales.

Para la caldera auxiliar, se ha elegido la misma gráfica de funcionamiento a cargas parciales que en la

sección anterior, figura (4.21). Como en el apartado anterior, la caldera se ha dimensionado para que, en

condiciones nominales, aporte una potencia térmica igual a la potencia térmica requerida por el bloque de

potencia.

Respecto al sistema de almacenamiento térmico y el campo solar, se requiere un análisis más detallado, que

se describe a continuación.

i. Caracterización del sistema de almacenamiento térmico

El sistema de almacenamiento térmico se ha modelado de la forma más sencilla posible, pues es el sistema

sobre el que hay más incertidumbre técnica (Birnbaum et al., 2008). La operación de una planta termosolar

para un día tipo, con múltiplo solar mayor que uno y almacenamiento térmico, sería como se muestra en la

figura (4.24).


256

Figura 4.24. Operación de una planta termosolar con múltiplo solar mayor que uno y almacenamiento térmico

La energía procedente del campo solar, que acumula el sistema de almacenamiento a primeras horas de la

mañana -intervalo τ1-, va a permitir que el ciclo de potencia entre en funcionamiento antes de que la potencia

instantánea suministrada por el campo solar alcance su valor nominal -intervalo τ2-, ya que la energía restante

se completa con la energía almacenada. Durante las horas centrales del día -intervalo τ3-, el campo solar va a

producir un excedente de energía, que no se pierde, ya que queda almacenado en el sistema de

almacenamiento térmico. Esta energía se va a utilizar a últimas horas de la tarde, para completar la energía

requerida de forma que se alcance el valor nominal -intervalo τ4-, e incluso después de la puesta de Sol

-intervalo τ5-.

Debido a que durante la carga y descarga del sistema de almacenamiento existen unas pérdidas en los

intercambiadores de calor y en el propio sistema de almacenamiento, la energía que se transfiere al bloque de

potencia a través de dicho sistema va a estar afecta de un rendimiento, es decir, va a ser menor que la que se

transferiría directamente del campo solar.

Para cuantificar estas pérdidas de forma sencilla, se puede utilizar un valor anual de rendimiento (Winter et al.

1991), tal y como se muestra en la ecuación (4.6).

( )dcstst γγδγ ⋅⋅−= 1

(4.6)

De acuerdo con la ecuación anterior, si δst es la fracción anual de energía que se manda al sistema de

almacenamiento térmico, y γc / γd son los factores de utilización medios anuales de carga/descarga, el

rendimiento anual del sistema de almacenamiento toma el valor γst.

Como ya se dijo al inicio del apartado (4.3), el rendimiento anual del sistema de almacenamiento se ha

considerado constante e igual a 85%, valor próximo a los rendimientos anuales de las plantas termosolares

Solar One y CESA-1 (Baker et al., 1989), que son los ejemplos reales más próximos que se pueden tomar

con referencia - aunque son centrales de torre, el fluido de trabajo del campo solar es agua-vapor en ambos

casos-.


257

ii. Tamaño del campo de colectores cilindro parabólicos en función del múltiplo solar y caracterización a cargas parciales

La configuración del lazo de colectores para generación directa de vapor es idéntica a la considerada en el

apartado (4.2), y es la que aparece en la tabla (4.19). Como en el estudio presentado en dicho apartado, se va

a considerar que esta configuración se va a mantener para todos los tamaños de campo que se van a analizar.

Es decir, se dispondrá de más o menos lazos de este tipo en función de la potencia térmica que se quiera

conseguir de la planta en condiciones nominales.

Configuración del lazo de colectores (Válida para todos los múltiplos solares)

Orientación del colector N-S

Número de colectores en serie por lazo

10 colectores en total: � Sección de precalentamiento y evaporación: 7 colectores ET-100 � Sección de sobrecalentamiento: 3 colectores ET-100

Número de módulos* por colector (*Longitud de cada módulo: 12.27 m)

� Sección de precalentamiento y evaporación (687.12 m): 8 módulos por colector � Sección de sobrecalentamiento (294.48 m): - 8 módulos por colector

Tabla 4.19. Configuración del lazo de colectores para la planta GDV considerada

A diferencia del apartado anterior, en el que la planta termosolar carecía de almacenamiento, en este último

estudio se va a considerar, como ya se ha dicho, un sistema de almacenamiento. Esto va a permitir ir a

múltiplos solares mayores que los anteriormente considerados, hasta incluso múltiplos solares iguales a 2. Tal

es el caso, por ejemplo, de la planta Andasol-1, en la que el campo solar es capaz de suministrar, en

condiciones nominales, el doble de energía que necesita la turbina (Hermann, 2008). En la tabla (4.20) se han

calculado los múltiplos solares para cada tamaño de planta considerado.

Número de lazos

Potencia térmica / lazo (MWth)

Potencia térmica / campo (MWth)

Potencia térmica ciclo de potencia (MWth)

Múltiplo solar (SM)

44 3.21 141.44 133.7 1.06

52 3.21 167.16 133.7 1.25

60 3.21 192.87 133.7 1.44

68 3.21 218.59 133.7 1.63

76 3.21 244.31 133.7 1.83

84 3.21 270.02 133.7 2.02

Tabla 4.20. Múltiplo solar para cada tamaño de campo considerado

Para hacer la caracterización a cargas parciales de cada uno de los campos solares, se ha procedido como en

el apartado (4.2); se ha analizado el comportamiento del campo solar para diferentes niveles de radiación

solar directa, figura (4.25).


258

300 400 500 600 700 800 900 1000

40

80

120

160

200

240

Número de lazos = 44 Número de lazos = 52 Número de lazos = 60 Número de lazos = 68 Número de lazos = 76 Número de lazos = 84

Potencia térmica campo solar (MWth)

DNI (W/m2)

Figura 4.25. Potencia térmica del campo solar trabajando a cargas parciales en función del número de lazos*

A partir de la gráfica anterior, se han sacado las regresiones lineales que dan la potencia térmica del campo

en función de la radiación solar directa, tal como aparece en la tabla (4.21).

Potencia térmica para diferentes tamaños de campo †

Número de lazos Potencia térmica (MWth)

84 Potencia térmica (MWth) =0.3579*DNI(W/m2) – 22.162






Tabla 4.21. Regresiones lineales para el cálculo de la potencia térmica del campo solar GDV en función de la radiación solar directa

Una vez caracterizados todos los sistemas térmicos que componen la planta termosolar (campo solar,

almacenamiento, caldera auxiliar y ciclo de potencia), se puede proceder a hacer el estudio del

funcionamiento anual de la planta. Como paso previo, se ha fijado una estrategia de operación de la misma.

* Para este cálculo no se ha tenido en cuenta el ángulo de incidencia de la radiación solar. Dicho ángulo se aplicará luego, a través del modificador del ángulo de incidencia, teniendo en cuenta su valor en cada intervalo de media hora considerado para el balance anual † Para este cálculo no se ha tenido en cuenta el ángulo de incidencia de la radiación solar. Dicho ángulo se aplicará luego, a través del modificador del ángulo de incidencia, calculando su valor en cada intervalo de media hora considerado para el balance anual


259

iii. Año meteorológico tipo en la Plataforma Solar de Almería

El intervalo de tiempo que se ha elegido para las simulaciones realizadas son 5 minutos. Hasta ahora, se

habían tomado valores semi-horarios de radiación solar para el análisis del comportamiento anual. Sin

embargo, el estudio que se está realizando en este apartado, requiere mayor precisión en los datos.

De esta forma, se ha podido trabajar con datos de radiación solar directa cada 5 minutos, para un año

meteorológico de referencia, suministrados por la Plataforma Solar de Almería (http://www.psa.es/). Dicho

año tipo se ha construido con base a los datos registrados en la PSA durante 17 años, desde 1988 al 2004.

Para la elección de los meses representativos del año de referencia se aplica la metodología de Hall-

Pissimanis a través del cálculo del estadístico de Filkenstein-Schaffer. Dicha metodología consiste,

básicamente, en escoger los meses en los que la distancia de la función de distribución acumulada de dicho

mes a la función de distribución acumulada del mes medio sea mínima. Según esto, los meses elegidos son

los aparecen en la tabla (4.22).

Meses elegidos para la elaboración del año

meteorológico tipo en la PSA

Mes Año

Enero 1990

Febrero 1995

Marzo 2003

Abril 2003

Mayo 1989

Junio 1998

Julio 1988

Agosto 1988

Septiembre 2002

Octubre 2002

Noviembre 2002

Diciembre 2002

Tabla 4.22. Meses elegidos para la elaboración del año meteorológico tipo en la Plataforma Solar de Almería

(Fuente: http://www.psa.es/)

El primer análisis que se ha hecho con estos datos es distinguir, atendiendo a la radiación solar directa, los

días claros, nublados y cubiertos.

Se considera día claro a aquél en el que la radiación solar directa sigue su evolución establecida, creciendo

por la mañana, alcanzado su punto máximo en el mediodía solar, y decreciendo por la tarde, sin que su forma

se vea prácticamente afectada por transitorios de nubes. También se considerará día claro a aquél que

comienza de acuerdo con la evolución dicha anteriormente, pero a partir de mediodía, la curva de radiación

se ve afectada por periodos súbitos de no insolación. En la figura (4.26) se han representados dos días de este

tipo.


260

2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 220

60

120

180

240

300

360

420

480

540

600

660

720

780

840

900

Hora local (h)

DNI (W/m

2)

2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 220

60

120

180

240

300

360

420

480

540

600

660

720

780

840

900

Hora local (h)

DNI (W/m

2)

Figura 4.27.a. Día claro (21 de julio) Figura 4.27.b. Día claro (27 de febrero)

Figura 4.26. Ejemplos de días claros en el año tipo utilizado para el cálculo

Por el contrario, se considera día nublado aquel en el que la curva de radiación sola directa se ve afectada en

su totalidad por intervalos frecuentes de no insolación. En este caso, se considera también día nublado a

aquél que comienza con muchos intervalos de nubes y, a partir de mediodía, se despeja. La consideración de

un día de este tipo como día nublado responde a que la estrategia de operación se debe de adoptar desde la

mañana. Si el día amanece nublado, la estrategia será la que se tiene que seguir para este tipo de días. Si por

el contrario, el día amanece claro, la estrategia será la de día claro. En la figura (4.27) se han representado los

dos días nublados.

2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 220

60

120

180

240

300

360

420

480

540

600

660

720

780

840

900

Hora local (h)

DNI (W/m

2)

2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 220

60

120

180

240

300

360

420

480

540

600

660

720

780

840

900

Hora local (h)

DNI (W/m

2)

Figura 4.28.a. Día nublado (13 de marzo) Figura 4.28.b. Día nublado (3 de septiembre)

Figura 4.27. Ejemplos de días nublados en el año tipo utilizado para el cálculo

De acuerdo con la distinción anterior, en la tabla (4.23) se ha hecho una clasificación de los tipos de días en

el año de referencia tipo.


261

Día En Feb Mar Ab May Jun Jul Ag Sept Oct Nov Dic

1 n n n n n n n n n - c n

2 n n n n n n n n n n n n

3 - n n n n n n n n n n n



6 n n n n n n n n n n c n


8 n n n n n n n n n - c n


10 n n c c n c c c c n c c

11 n n c n n c c c c c n c

12 n n c n c c c c c c n c

13 n n n c c c c c c c c c

14 n n n n n c c c n c - c

15 n c - n c c n c n c n c

16 c c n - c n c c - n n c

17 n c - n c c c c n n c c

18 c n - n c c n c n n n c

19 n c n n n c c c n n c c

20 c c n n n c c c n c c c

21 c n n n n c c c n n n c

22 c n n n - c c n n c c c

23 c c n n n n c n n n n n

24 c n n n n c c c c c - n

25 c c n c c c c c n c n c

26 c c n c - n c c n c c c

27 n c - c - n c c c c c c

28 - - c c n c c n c c n c

29 c n c - c n n c c c n

30 c c n c c n c c c n c

31 n c c n n c n

Tabla 4. 23. Clasificación de los días del año meteorológico tipo utilizado para el cálculo

n = nublado; c = claro; - = cubierto

Para terminar el análisis de los datos meteorológicos, se han comparado los datos disponibles del año 2007,

para la provincia de Almería, con los datos del año de referencia tipo. El objetivo de esta comparación es ver

si el año 2007, al que se han referenciado los datos económicos del estudio, es un año atípico o entra dentro

de lo que se considera de año normal. Para ello, se han comparado el número de días claros, nublados y

cubiertos que hubo en el año 2007, tabla (4.24). Dichos datos han sido suministrados por la Agencia Estatal

de Meteorología (http://www.aemet.es/).


262

Porcentaje mensual de días claros, nublados y cubiertos (Datos del 2007, Almería)

Mes Días claros Días nublados Días cubiertos

Enero 9 19 3

Febrero 3 23 2

Marzo 7 20 4

Abril 3 20 7

Mayo 9 20 2

Junio 12 17 1

Julio 23 8 0

Agosto 13 18 0

Septiembre 9 19 2

Octubre 4 24 3

Noviembre 9 20 1

Diciembre 9 21 1

Tabla 4.24. Porcentaje mensual de días claros, nublados y cubiertos en Almería, España

(Fuente: Agencia Estatal de Meteorología 2007, http://www.aemet.es/)

Comparando ambas tablas, se puede concluir que el año 2007 no fue un año atípico en Almería, en lo que a

radiación solar directa se refiere. Concluidos estos análisis se va a proceder a hacer el balance anual.

iii. Estrategia de operación para el acoplamiento a la red eléctrica

La estrategia de operación de la planta trata de establecer un modo de funcionamiento de la misma de forma

que el rendimiento térmico global se optimice y se consiga producir energía eléctrica en el intervalo deseado.

El intervalo en el que la planta va a estar en producción, es decir, conectada a la red eléctrica, es una decisión

que depende de los propietarios de la planta termosolar. Para la planta de 50 MWe considerada, se ha

establecido que el periodo de producción va a ser 10 horas, tanto en invierno como en verano, pero con

diferentes límites dependiendo de la estación; de 11:00 a.m. a 21:00 p.m., hora local, en invierno y de 12 a.m.

a 22:00 p.m., hora local, en verano. El periodo de producción se ha elegido así de acuerdo con la

discriminación horaria que existe en el sistema de tarifas español (BOE 661/2007), que se muestra en la tabla

(4.25). Esta discriminación no afecta a la energía termosolar de momento, ya que se beneficia de una prima

independientemente del intervalo de producción; sin embargo, si se logra poder gestionar la producción de

energía eléctrica a partir de energía solar concentrada, vía almacenamiento y/o hibridación, es probable que

la energía termosolar quede afectada de la discriminación horaria anterior.

Invierno Verano

Punta Valle Punta Valle

11-21 h 21-24 h y 0-11 h 12-22 h 22-24 h y 0-12 h

Tabla 4.25. Discriminación horaria para el sistema de tarifas español (BOE, 661/2007)

El modo cómo se produce dicha energía eléctrica forma parte también de la estrategia de operación. Para este

caso concreto, se distinguen dos estrategias de operación, para un día claro y un día nublado, y dos intervalos

de producción, para verano e invierno, lo que hace que en total haya 4 modos de funcionamiento.

- Día claro con horario de invierno.


263

- Día nublado con horario de invierno.

- Día claro con horario de verano.

- Día nublado con horario de verano.

Si el día esta cubierto totalmente, la producción será nula, tanto en invierno como el verano.

La distinción entre verano e invierno se refiere al cambio horario, que hace que en invierno la hora local en

España esté adelantada una hora respecto de la hora solar, mientras que en verano el adelanto es de dos horas.

Se suele fijar para dicho cambio horario el último domingo del mes de marzo y del mes de octubre. En el

caso del año 2007, que es el año al que se han referenciado los datos económicos, dichos días fueron el 25 de

marzo y el 28 de octubre. De esta forma, para la simulación que se va a realizar, la estrategia para días con

horario de invierno se extiende desde el 28 de octubre hasta el 25 de marzo, mientras que la estrategia de días

de verano se extiende desde el 25 de marzo hasta el 28 de octubre. Es decir, el horario de invierno o verano

no se restringe sólo al invierno o al verano, sino que incluye parte de la primavera y el otoño, en los dos casos.

En un día claro con horario de invierno, el intervalo de producción se extiende desde las 11:00 a.m. hasta las

21:00 p.m., hora local. Antes de entrar en producción, la potencia térmica que produce el campo solar se

almacena en el sistema de almacenamiento. Como en un día claro se espera que la radiación solar directa siga

una variación predefinida, aumentado la radiación solar hacia el mediodía solar y decreciendo después, la

energía almacenada comienza a utilizarse desde el momento en que la potencia térmica que produce el campo

solar no es suficiente para mantener el ciclo de potencia en condiciones nominales. Si el campo tiene un

múltiplo solar bajo, esto puede producirse desde el inicio de la puesta en producción de la planta, a las 11:00

a.m. Si el múltiplo solar es mayor, esto puede producirse ya por la tarde, antes de la puesta de Sol. En

cualquier caso, la energía del sistema de almacenamiento se va gastando a lo largo del día y, si no se llega a

cubrir el intervalo de producción con dicha energía y la aportada por el campo solar, se pone en

funcionamiento la caldera auxiliar. Así, un día claro de invierno, es probable que la caldera auxiliar tenga que

entrar en funcionamiento, mientras que un día claro de verano, las necesidades de la planta pueden ser

abastecidas con el campo solar y el almacenamiento.

Para mayor claridad, en las siguientes figuras se ha representado el funcionamiento de tres de las seis plantas

termosolares consideradas en un día claro con horario de invierno, el 23 de febrero. En la figura (4.28) se

muestra la radiación solar para el día en cuestión. Como se observa, el 23 de febrero es un día que empieza

soleado, pero se va nublando a partir del mediodía. La estrategia de operación adoptada es la de un día claro.

En la misma gráfica se ha marcado la potencia térmica que producen tres de los seis campos solares

considerados: el campo solar de 44 lazos, el de 60 lazos y el de 84 lazos. La potencia térmica producida por

los campos solares será proporcional a la radiación solar directa incidente. La constante de proporcionalidad

es el rendimiento global del campo solar, que tiene en cuenta las pérdidas ópticas –fundamentalmente por

ángulo de incidencia-, las pérdidas geométricas y las pérdidas térmicas. No se han considerado los seis

campos solares para no complicar en exceso la figura. También aparece, en horizontal, la potencia térmica

que requiere el ciclo de potencia para funcionar en condiciones nominales: 133.7 MWth. Como se observa,

únicamente el campo solar de 84 lazos, con un múltiplo solar de aproximadamente 2, consigue sobrepasar el

límite de la potencia térmica nominal. Los otros dos campos tendrán que hacer uso, en todo momento, del

almacenamiento térmico y de la hibridación.


264

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 240

60

120

180

240

300

360

420

480

540

600

660

720

780

840

900

Potencia térmica nominal del ciclo Potencia térmica 84 lazos Potencia térmica 60 lazos

Potencia térmica 44 lazos DNI

Hora local (h)

DNI (W/m

2 )

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

200

Potencia térmica (MW

th)

Figura 4.28. Radiación solar directa y potencia térmica producida por los campos solares GDV considerados para un día claro con horario de invierno (23 de febrero)

En las figuras (4.29), (4.30) y (4.31) se ha representado la estrategia de operación para cada una de las tres

plantas termosolares. La plantas termosolares de 44 y 60 lazos necesitan, desde el inicio del intervalo de

producción, el aporte de energía procedente del almacenamiento. Como tampoco se ha conseguido almacenar

gran cantidad de energía antes de la conexión a red, el uso del almacenamiento queda limitado a un intervalo

corto de tiempo. A partir de entonces, entra en funcionamiento la caldera auxiliar, primero supliendo la

energía que no puede aportar el campo solar, y luego funcionando ya a plena carga, aportando la potencia

térmica nominal que requiere el ciclo de potencia. En el caso de la planta termosolar de 84 lazos, el

funcionamiento es parecido, pero el campo solar es capaz de aportar la potencia térmica que requiere el ciclo

en el inicio de la puesta en producción. Además, la cantidad de energía almacenada es mayor, se puede hacer

uso del almacenamiento durante un intervalo de tiempo mayor y, consecuentemente el consumo de

combustible es menor.


265

10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 220

20

40

60

80

100

120

140

Potencia térmica de la caldera Potencia térmica del almacenamiento Potencia térmica solar


th)

Hora local (h)

Operación de la planta termosolar de 44 lazos

Figura 4.29. Estrategia de operación para la planta termosolar GDV de 44 lazos en un día claro con horario de invierno (23 de febrero)

10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 220

20

40

60

80

100

120

140

Potencia térmica de la caldera Potencia térmica del almacenamiento Potencia térmica del campo solar



th)

Hora local (h)



266

10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 220

20

40

60

80

100

120

140




th)

Hora local (h)


La estrategia de operación para un día claro con horario de verano es similar a la ya indicada para un día

claro de invierno. La única diferencia es que en este caso el intervalo de producción comprende desde las

12:00 a.m. hasta las 22:00 p.m, hora local.

En la figura (4.32) se ha representado la radiación solar directa para un día claro de verano, el 21 de julio. En

este caso, a diferencia del caso anterior, la radiación solar es mayor, y la potencia térmica que producen los

campos solares excede, durante un cierto intervalo de tiempo, la potencia térmica nominal que requiere el

ciclo de potencia. El excedente de energía y la duración de este intervalo son mayores en el caso de campos

solares con mayor múltiplo solar.

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 240

60

120

180

240

300

360

420

480

540

600

660

720

780

840

900

Potencia térmica nominal del ciclo Potencia térmica 84 lazos Potencia térmica 60 lazos Potencia térmica 44 lazos

DNI

Hora local (h)

DNI (W/m

2 )

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

200

220

240

260

280

300


th)

Figura 4.32. Radiación solar directa y potencia térmica producida por los campos solares GDV considerados para

un día claro con horario de verano (21 de julio)


267

En las figuras (4.33), (4.34) y (4.35) se ha representado la estrategia de operación de las tres plantas

termosolares consideradas. En este caso, en ninguno de los tres casos será necesario hacer uso de la caldera

auxiliar, pues con la potencia térmica del campo solar y el almacenamiento se pueden cubrir las necesidades

del bloque de potencia durante todo el intervalo de producción.

11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 230

20

40

60

80

100

120

140



th)

Hora local (h)


Figura 4.33. Estrategia de operación para la planta termosolar GDV de 44 lazos en un día claro con horario de verano (21 de julio)

11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 230

20

40

60

80

100

120

140




th)

Hora local (h)

Figura 4.34. Estrategia de operación para la planta termosolar GDV de 60 lazos en un día claro con horario de verano (21 de julio)


268

11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 230

20

40

60

80

100

120

140




th)

Hora local (h)

Figura 4.35. Estrategia de operación para la planta termosolar GDV de 84 lazos en un día claro con horario de

verano (21 de julio)

En un día nublado con horario de invierno o con horario de verano, la estrategia de operación es la siguiente.

Antes de que la planta entre el producción, el campo solar inicia la operación, si hay suficiente radiación

directa. Dicha energía queda almacenada en el sistema de almacenamiento. A diferencia de la estrategia para

un día claro, la variación de la radiación solar directa en este caso no sigue un patrón predefinido, sino que va

a sufrir variaciones bruscas por la presencia de intervalos de nubes. Por ello, como se espera que la caldera

auxiliar tenga menos inercia que el sistema de almacenamiento, cuando la potencia térmica del campo no es

suficiente para que existan condiciones estacionarias a la entrada de la turbina, entra en funcionamiento la

caldera auxiliar en lugar del almacenamiento térmico. La energía del almacenamiento térmico se reserva para

el final del intervalo de producción, de forma que sólo se tenga que arrancar dicho sistema una única vez.

Se muestran a continuación dos ejemplos de días nublados. El primer ejemplo corresponde a un día nublado

de invierno, el 13 de marzo. Como se observa en la figura (4.36), el día comienza con muchos intervalos de

nubes, aunque a partir del mediodía va despejando. La potencia térmica producida por los campos solares

será proporcional a la radiación solar directa, de forma que por la mañana sufrirá fuertes variaciones y a

partir del mediodía seguirá el patrón de variación normal de la radiación solar directa. Como se observa en la

figura, la potencia térmica de los campos de 84 lazos y 60 lazos sobrepasa en varios intervalos el límite de la

potencia térmica nominal del ciclo. De estos intervalos, el de mayor duración se da por la tarde, de acuerdo

con la variación de la radiación solar.


269

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 240

60

120

180

240

300

360

420

480

540

600

660

720

780

840

900

Potencia térmica nominal del ciclo Potencia térmica 84 lazos Potencia térmica 60 lazos

Potencia térmica 44 lazos DNI

Hora local (h)

DNI (W/m

2 )

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

200

220

240

260

280

300


th)

Figura 4.36. Radiación solar directa y potencia térmica producida por los campos solares GDV considerados para un día nublado de invierno (13 de marzo)

En las figuras (4.37), (4.38) y (4.39) se ha representado la estrategia de operación para los 3 tamaños de

campo. Se observa que la planta termosolar de 44 lazos es la que tiene que hacer un mayor uso de la

hibridación, pues en ningún punto la potencia térmica suministrada por el campo solar llega a suplir la

demanda en condiciones nominales del ciclo de potencia, y la energía almacenada es escasa y se utiliza al

final del día. En el caso de la planta termosolar de 60 lazos, el consumo de combustible fósil disminuye

bastante para la misma estrategia de operación, siendo prácticamente inexistente para el caso de 84 lazos,

donde la energía necesaria es suministrada casi en su totalidad por el campo solar y el sistema de

almacenamiento.

10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 220

20

40

60

80

100

120

140



th)

Hora local (h)


Figura 4. 37. Estrategia de operación para la planta termosolar GDV de 44 lazos en un día nublado con horario de invierno (13 de marzo)


270

10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 220

20

40

60

80

100

120

140




th)

Hora local (h)

Figura 4.38. Estrategia de operación para la planta termosolar GDV de 60 lazos en un día nublado con horario de invierno (13 de marzo)

10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 220

20

40

60

80

100

120

140




th)

Hora local (h)

Figura 4.39. Estrategia de operación para la planta termosolar GDV de 84 lazos en un día nublado con horario de invierno (13 de marzo)

Por último, se ha representado la estrategia de operación para un día nublado con horario de verano, el 3 de

septiembre. Según se aprecia en la figura (4.40), la radiación solar sufre fluctuaciones bruscas a los largo de

todo el día, aunque en general se sitúa en valores altos, y esto hace que la potencia térmica del campo solar

de 84 lazos sobrepase durante un intervalo largo el valor de la potencia nominal del ciclo. El campo solar de

60 lazos también es capaz de dar más potencia que la requerida por el ciclo durante un cierto intervalo de

tiempo, menor que el anterior. El campo solar de 44 lazos no sobrepasa en ningún caso dicha potencia

térmica.


271

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 240

60

120

180

240

300

360

420

480

540

600

660

720

780

840

900

Potencia térmica nominal del ciclo Potencia térmica 84 lazos Potencia térmica 60 lazos Potencia térmica 44 lazos DNI

Hora local (h)

DNI (W/m

2)

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

200

220

240

260

280

300


th)

Figura 4.40. Radiación solar directa y potencia térmica producida por los campos solares GDV considerados para un día nublado con horario de verano (3 de septiembre)

La estrategia de operación para los tres tamaños de planta termosolar considerados aparece en las figuras

(4.41), (4.42) y (4.43). Este caso es muy parecido al anterior, la mayor diferencia está en el intervalo de

producción, que se extiende desde las 12:00 a.m. hasta las 22:00 p.m., por ser horario de verano. Como en el

caso anterior, el almacenamiento térmico se pone en marcha cuando se prevé que ya no va a ser necesario

utilizar la caldera fósil. En el caso de un campo solar de 44 lazos, el intervalo en el que se utiliza la energía

almacenada es menor que en el caso de un campo de 84 lazos. De esta forma, el consumo fósil es mucho más

elevado para el caso de 44 lazos, pues el múltiplo solar es muy bajo, y en ningún momento del intervalo de

producción el campo solar puede suministrar la potencia térmica nominal que precisa el bloque de potencia.

En este caso, la energía almacenada que se utiliza al final del intervalo de producción proviene de lo

almacenado durante las primeras horas del día, antes de que la planta se conecte a red.

11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 230

20

40

60

80

100

120

140



th)

Hora local (h)


Figura 4.41. Estrategia de operación para la planta termosolar GDV de 44 lazos en un día nublado con horario de verano (3 de septiembre)


272

11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 230

20

40

60

80

100

120

140


Operación de la planta termosolar de 60 lazosPotencia térmica (MW

th)

Hora local (h)

Figura 4.42. Estrategia de operación para la planta termosolar GDV de 60 lazos en un día nublado con horario de verano (3 de septiembre)

11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 230

20

40

60

80

100

120

140




th)

Hora local (h) Figura 4.43. Estrategia de operación para la planta termosolar GDV de 84 lazos en un día nublado con horario de

verano (3 de septiembre)

La radiación solar directa para los días tipo elegidos proviene de los datos de un año meteorológico tipo, para

la Plataforma Solar de Almería, con datos cada 5 minutos, descrito en la sección anterior. Establecidas las

estrategias de operación, queda por último hacer la simulación anual de la planta. A partir de dicha

simulación se puede obtener la energía eléctrica producida y el consumo anual de combustible fósil, para

cada una de las seis plantas GDV consideradas. Una vez conocidos dichos valores, se puede hacer el análisis

económico.


273

v. Funcionamiento anual y análisis económico

En este caso, por existir almacenamiento e hibridación sin restricciones, la energía eléctrica anual producida

se obtiene de forma inmediata, ya que el ciclo de potencia va a estar funcionando en condiciones nominales

todo el tiempo. Se contabilizan únicamente los días claros y nublados (es decir, no se cuentan los 15 días

cubiertos que hay en el año, en los que la planta no está produciendo). Para cada uno de estos días,

independientemente de que sea un día nublado o un día claro, el intervalo de producción son 10 horas, tanto

en invierno como en verano. La energía eléctrica anual es por tanto la que se muestra en la tabla (4.26).

Número de lazos Energía eléctrica anual producida

(GWhe)

44 192.5

52 192.5 60 192.5 68 192.5 76 192.5 84 192.5

Tabla 4.26. Energía eléctrica anual producida para cada tamaño de campo solar GDV considerado

El consumo de combustible fósil sí que va a depender del tamaño del campo solar y de la capacidad del

sistema de almacenamiento. Respecto a este último, se ha considerado es que la energía que se almacena sólo

puede utilizarse ese mismo día. En realidad, va a haber muy pocos días en los que exista un exceso de energía

almacenada al final del día, lo normal es que se utilice en su totalidad para cubrir la demanda del ciclo y que

incluso haya que aportar algo de energía de la caldera auxiliar. El tamaño del sistema de almacenamiento, en

cada caso, se ha establecido de acuerdo con el valor máximo de energía almacenada en un día, a lo largo de

todo el año tipo. En la tabla (4.27) se ha puesto el consumo anual de gas natural, así como el tamaño del

sistema de almacenamiento en cada caso.

Número de lazos

Consumo anual de gas natural (Mio. m3)

Porcentaje anual de hibridación con

combustible fósil (%)

Tamaño del sistema de almacenamiento

(MWhth)

Tamaño del sistema de almacenamiento

(horas equivalentes a plena carga)

44 25.72 46.353 997.6 7.46

52 21.74 39.108 964.37 7.21

60 18.58 33.441 959.97 7.18

68 15.94 28.684 817.96 6.12

76 13.76 24.796 698.6 5.23

84 12.02 21.69 676.02 5.06

Tabla 4.27. Consumo de combustible fósil y porcentaje de hibridación para cada tamaño de campo solar GDV considerado

La información dada en las tablas (4.26) y (4.27) puede dar origen a confusión si se comparan con las tablas

(4.16) y (4.18) en el que se analizaban plantas de similar tamaño, con hibridación mediante caldera auxiliar y

sin almacenamiento térmico. Sin embargo, estos datos no son totalmente comparables, ya que para las

simulaciones de planta termosolar con hibridación únicamente, los datos de radiación solar directa son semi-

horarios y correspondientes a un año concreto, 1998, que en medias mensuales da valores bastante próximos

a los del año meteorológico tipo. (http://eosweb.larc.nasa.gov/sse/), pero que no tiene porqué coincidir con

los datos que se han tomado para esta última simulación, mucho más exactos. Es probable que los datos de


274

1998 den resultados ligeramente mejores. Así, por ejemplo, una planta termosolar GDV de 44 lazos con un

45% de hibridación (25.34 Mio. m3 de gas natural) produce, según las tablas (4.16) y (4.18), 200 GWhe

anuales. Mientras que la planta termosolar de 44 lazos que se ha considerado en este apartado, con

almacenamiento y una hibridación parecida, produce menos energía, 192.5 GWhe. La aparente discrepancia

está en los datos de radiación elegidos. Se observa un hecho parecido en la planta termosolar de 60 lazos.

Según las tablas (4.16) y (4.18), una planta GDV de 60 lazos puede producir 187 GWhe anuales si se

incorpora un 30% de hibridación (15.8 Mio. m3 de gas natural). La misma planta, con un 33% de hibridación

y almacenamiento térmico, produce 192.5 GWhe anuales. La diferencia entre este dato y el anterior es muy

pequeña si se tiene en cuenta que se ha incorporado el almacenamiento térmico. Como en el primer caso

presentado, la aparente discrepancia está en los datos de radiación elegidos.

Como era previsible, el consumo de gas natural se reduce para tamaños de campo mayores. Sin embargo, este

menor consumo no compensa económicamente la inversión de aumentar el número de lazos del campo, de tal

forma que el coste del kWhe producido siempre aumenta al aumentar el múltiplo solar, tal y como se aprecia

en la tabla (4.28).

Número de lazos LEC (c€/kWhe) LEC (% respecto menor valor)

44 12.09 100.00

52 12.25 101.36

60 12.76 105.52

68 13.37 110.59

76 13.73 113.58

84 14.21 117.54

Tabla 4.28. Coste del kWhe para cada tamaño de campo solar GDV considerado

Como en el caso anterior, de estos resultados no se puede concluir que la opción más económica es

minimizar el porcentaje de energía eléctrica de origen solar. Esto puede ser cierto en el marco económico

establecido en este estudio, en el que los precios del combustible fósil son bajos y los costes de inversión de

la tecnología solar son altos. Sin embargo, estas condiciones económicas pueden cambiar. De hecho, con las

primas actuales (Real Decreto 661/2007), la producción de energía eléctrica de origen termosolar en

cualquiera de los casos mostrados en la tabla (4.28) es siempre rentable.

Como los valores del LEC pueden sufrir variaciones en función de la inversión inicial que finalmente se

considere, en la última columa de la tabla (4.26) se han puesto los valores relativos del LEC, considerando

como 100% el menor valor del LEC.

En la figura (4.44) se han representado los valores del LEC para este último esquema de planta termosolar

considerado, con almacenamiento e hibridación. Los datos económicos son los mismos que los utilizados en

los análisis anteriores, tabla (4.14). Respecto a los otros casos presentados en este capítulo, el precio del

kWhe producido incorpora también el precio del almacenamiento térmico. Para ello, se ha utilizado el dato

suministrado en la tabla (4.14), que fija el coste específico de este sistema en 31.6 €/kWhth (Kelly, 2006), y

los tamaños de almacenamiento que aparecen en la tabla (4.27).


275

44 52 60 68 76 84

12.15

12.60

13.05

13.50

13.95

14.40

LEC

LEC (c€/kWhe)

Número de lazos

Figura 4.44. Coste del kWhe para diferentes tamaños de plantas termosolares GDV con almacenamiento e hibridación

Como se observa, los valores del LEC son ligeramente superiores a los de los casos anteriores. Aunque los

resultados no son estrictamente comparables, ya que los datos meteorológicos de partida que se han utilizado

para su cálculo no son los mismos, una de las causas que encarece el LEC es el hecho de introducir un

sistema de almacenamiento. Sin embargo, dicho almacenamiento introduce la ventaja de poder gestionar el

intervalo de producción sin necesidad de hacer un consumo excesivo de combustible fósil. Las ventajas de

poder tener un mayor control sobre el intervalo de producción de energía son muchas. Además de poder

vender la electricidad en los periodos de mayor demanda, lo que significaría que la tecnología termosolar

empezaría a ser competitiva en el mercado eléctrico, se eliminaría una de las mayores incertidumbres de la

electricidad de origen renovable: su aleatoriedad, y las inestabilidades asociadas que puede ocasionar en la

red eléctrica nacional.


276


[1] Cohen, E.G. et al., 1999, “Final Report on the Operation and Maintenance Improvement Program for

Concentrating Solar Power Plants”, Report No. SAND99-1290, SNL, Alburquerque, NM (EEUU).

[2] Baker, A.F. et al., 1989, “U.S.- Spain Joint Evaluation of the Solar One and CESA-I Receiver and Storage

Systems”, Report No. SAND88-8262, SNL, Alburquerque, NM (EEUU).


International SolarPACES Symposium on Solar Thermal Concentrating Technologies, Las Vegas, (EEUU).

[4] BOE 2007/20554, http://www.mityc.es/Gas/Seccion/Precios/

[5] BOE 661/2007, http://www.boe.es/boe/dias/2007/05/26/pdfs/A22846-22886.pdf




[7] Eck, M. et al., 2008a, “Direct steam generation in parabolic troughs at 500ºC – A German-Spanish project



[8] Eck, M. et al., 2008b, “The potential of direct steam generation in parabolic troughs – Results of the

German Project DIVA”. In Proceedings of 14th International SolarPACES Symposium on Solar Thermal

Concentrating Technologies, Las Vegas, EEUU.

[9] Ganapathy, V., 1994. Understand boiler performance characteristics. Hydrocarbon Processing, 73 (8), pp.

131-136.

[10] García-Casals, V., 2000a, “Optimización del acoplamiento entre subsistema solar y ciclo termodinámico

en plantas termosolares”, Tesis Doctoral, Universidad Politécnica de Madrid, España.

[11] García-Casals, V., 2000b, “Modeling and optimizing the use of parabolic trough technology with

Rankine cycles for electricity production”, Informe técnico IIT-00-091I, Universidad Potificia de Comillas,

Madrid, España.



Las Vegas, EEUU.


Report No. NREL/SR-550-40162, NREL, Colorado (EEUU)


000032-1


277


SAND95-1293, SNL, Alburquerque, NM.

[16] Montes, M.J. et al., 2008, “Performance of a Direct Steam Generation Solar Thermal Power Plant for

electricity production as a function of the solar multiple”, Solar Energy, in press.







(EEUU)

[20] Schegliaiev, A.V., 1978, “Turbinas de vapor”, Editorial Mir, Moscú (Rusia).





Universidad Politécnica de Madrid (http://www.etsii.upm.es/ )




(10), pp. 1270-1276.



Las Vegas, EEUU.


278

Lista de simbolos del capítulo 4

Cinvest: coste de inversión de la planta termosolar (Mio. €)

CO&M : coste de operación y mantenimiento de la planta termosolar(Mio. €)

Cfuel: coste del consumo de combustible fósil de la planta termosolar (Mio. €)

fcr: factor de amortización anual (%)

m& : caudal másico (kg/s).

loopsN : número de lazos de colectores cilindro parabólicos en una planta termosolar (adimensional).

R: tasa de recirculación (adimensional)

SMpunto_diseño: múltiplo solar en el punto de diseño (adimensional)

solarcampothQ _,& : potencia térmica producida por el campo solar (W)

potenciadebloquethQ __,& : potencia térmica que requiere el bloque de potencia (W)

γst: rendimiento anual del sistema de almacenamiento (%)

γc / γd: factores de utilización medios anuales de carga/descarga (%)

δst: fracción anual de energía que se manda al sistema de almacenamiento térmico (%)


279

CONCLUSIONES Los objetivos principales de esta tesis han sido el estudio termofluidodinámico de la generación directa de

vapor dentro del tubo receptor del colector cilindro parabólico y la integración de dicho proceso en plantas

termosolares para la producción de electricidad. La novedad de este último estudio reside en que, hasta el

momento, no se han construido plantas termosolares con esta tecnología, aunque se espera que en breve

puedan estar operativas dos plantas de pequeña potencia y, en un futuro próximo, una planta de 50 MWe.

Consecuencia de los objetivos anteriores, son las principales conclusiones y propuestas que se exponen a

continuación.

� Se ha realizado un modelo termofluidodinámico del tubo receptor del colector cilindro parabólico, para

el estudio del proceso de generación directa de vapor en este tipo de colectores solares. Frente a otros

programas de simulación encontrados en la bibliografía, el modelo desarrollado incorpora una serie de

mejoras, entre las cuales cabe destacar:

- Implementación de las correlaciones para el estudio de flujo monofásico (zona de

precalentamiento del agua y sobrecalentamiento del vapor) y flujo bifásico (zona de evaporación),

tanto en lo que se refiere a la transmisión de calor como a la pérdida de carga. Tras un análisis de

diferentes correlaciones, las que finalmente se han elegido para el modelo han sido: las

correlaciones de Petukhov y Gnielinski -ambas dan resultados muy parecidos- para la

determinación del coeficiente de transmisión de calor por convección para flujo monofásico; la

ecuación de Darcy-Weisbach para la determinación de la pérdida de carga en flujo monofásico; la

correlación de Gungor y Winterton para la determinación del coeficiente de transmisión de calor

por convección en flujo bifásico; y la correlación de Friedel para la determinación de la pérdida de

carga en flujo bifásico.

- Desarrollo del balance exergético para el modelo propuesto. La importancia de este tipo de

balance radica en que se obtiene una información que no suministra un balance puramente

energético. Así, la exergía informa sobre la calidad de la energía transmitida y las

irreversibilidades asociadas a dicha transmisión. Además, a la hora de evaluar el rendimiento del

colector, no sólo tiene en cuenta el incremento de temperatura, también considera la pérdida de

presión.

� Debido a que el modelo termofluidodinámico está basado en balances teóricos de energía en lugar de

coeficientes globales de transmisión de calor, se ha podido realizar un análisis de sensibilidad para

identificar los parámetros de diseño que más influyen en el rendimiento, tanto energético como

exergético, del colector cilindro parabólico, cuando el fluido de trabajo es agua-vapor. De esta forma, se

ha elegido un parámetro óptico -la reflectividad del espejo concentrador-, un parámetro térmico -la

emisividad de la superficie selectiva del tubo absorbente-, un parámetro geométrico -el diámetro del

tubo absorbente- y un parámetro de trabajo -la presión de entrada a los colectores-. Además, aunque no

es un parámetro de diseño propiamente, se ha estudiado la influencia del ángulo de incidencia en el

funcionamiento del colector solar, ya que su valor, aunque depende de la posición relativa entre el Sol y

el colector, está condicionado por la orientación que finalmente se elija para el eje del colector. Se

exponen a continuación las principales conclusiones extraídas de este análisis:

Conclusiones

280

- El valor de la reflectividad del espejo concentrador afecta en gran medida al comportamiento

térmico del lazo de colectores, debido a que las pérdidas ópticas son las que más influyen en el

rendimiento global del colector. Cuando la reflectividad del espejo disminuye, disminuye tanto el

rendimiento energético como exergético, ya que disminuye el valor de la energía total incidente en

el tubo receptor. Así, si la reflectividad del espejo disminuye de su valor nominal, 0.92, a 0.89

-disminución que puede ser ocasionada por el ensuciamiento de los espejos-, tanto el rendimiento

energético como exergético disminuyen en más de dos puntos porcentuales. De forma parecida,

ambos rendimientos se incrementa al aumentar el valor de la reflectividad. Como conclusión,

queda patente la necesidad de ciclos de lavado frecuentes en los campos de colectores cilindro

parabólicos, así como el interés de encontrar materiales con valores mayores de reflectividad.

- El efecto de la emisividad sobre el rendimiento del tubo es mucho menos acusado que en el caso

anterior. Este hecho se debe a que la emisividad es un parámetro térmico y, como tal, tiene menos

importancia en la determinación del rendimiento global, que está más influido por las pérdidas

ópticas que por las térmicas. En cualquier caso, es uno de los parámetros que se está buscando

optimizar con las nuevas superficies selectivas, como se ha mencionado en varias ocasiones a lo

largo de esta tesis doctoral. En el estudio realizado, se ha comprobado que al disminuir la

emisividad aumenta tanto el rendimiento energético como el exergético, debido en este caso a la

disminución de las pérdidas de calor y, como consecuencia, aumento de la temperatura media de

trabajo del fluido calorífero. Así, una disminución de la emisividad del 10% supone un aumento

del rendimiento energético en 0.5 puntos porcentuales, mientras que el aumento en el rendimiento

exergético es ligeramente inferior. Queda pues, de manifiesto, la importancia de reducir el valor de

la emisividad, sobre todo en los tubos optimizados que se están diseñando para trabajar a mayores

temperaturas, del orden de 525 ºC.

- El diámetro del tubo absorbedor tiene una influencia bastante menor que la de los dos parámetros

anteriores. Se ha incorporado en este estudio porque afecta de forma distinta al rendimiento

energético y al exergético. Mientras que desde el punto de vista energético siempre es favorable

elegir diámetros de tubo receptor pequeños, pues se consigue disminuir la superficie de pérdidas

térmicas, desde el punto de vista exergético esta disminución tiene un límite, debido a que este

rendimiento contabiliza también las pérdidas de carga del fluido que circula por el interior de los

tubos, que aumentan al disminuir el diámetro. Así, para un diámetro exterior de 50 mm, el

rendimiento exergético disminuye drásticamente. Por tanto, los valores adecuados de diámetro

exterior oscilan entre los 60 mm - 70 mm, que son los valores que se están utilizando actualmente.

- Se ha estudiado también la influencia de un parámetro de trabajo: la presión de entrada al lazo de

colectores. Al estudiar la presión de entrada, se está estudiando de manera indirecta la temperatura

de trabajo en el lazo, pues no hay que olvidar que en la generación directa de vapor, el fluido

bifásico ocupa la mayor parte de la longitud del lazo y, en ese estado, la presión y la temperatura

no son variables independientes. Aunque para los rangos de presión de trabajo habituales, la

influencia de la presión de entrada en los rendimientos es muy pequeña, el análisis resulta

interesante porque en este caso, el rendimiento energético y exergético varían de forma contraria.

Al aumentar la presión de entrada, aumenta la temperatura de saturación en la zona de evaporación,

aumentando por tanto la temperatura media de trabajo. Esto provoca mayores pérdidas térmicas y

una disminución del rendimiento energético. Sin embargo, como la pérdida de carga se reduce al

trabajar a presiones mayores, el rendimiento exergético aumenta. Como ya se ha dicho, esta

variación no es muy importante. Así, por ejemplo, si la presión de trabajo varía de 90 bar a 120


281

bar, el rendimiento energético disminuye menos de medio punto porcentual, mientras que el

rendimiento exergético se ve un poco más influenciado, varía algo más de un punto porcentual.

- Por último, se ha estudiado el comportamiento del lazo de colectores frente a variaciones en el

ángulo de incidencia entre la radiación solar directa y el vector normal a la superficie de captación.

Se ha podido comprobar que la influencia de este ángulo es muy importante, mayor incluso que la

reflectividad. Su influencia en el comportamiento térmico del lazo es similar a la ya descrita para

la reflectividad del espejo; al aumentar el valor del ángulo de incidencia, disminuye tanto el

rendimiento energético como exergético, pues disminuye la energía térmica útil. Se pone por tanto

de manifiesto la importancia de un sistema de seguimiento del colector solar preciso, de forma que

minimice el ángulo de incidencia de la radiación solar.

� Otra ventaja de que el modelo termofluidodinámico desarrollado esté basado en balances teóricos de

energía entre la diversas superficies del tubo receptor, es que puede utilizarse para evaluar el

comportamiento térmico de colectores cilindro parabólicos refrigerados por otros fluidos caloríferos, sin

más que cambiar las propiedades características del fluido de trabajo considerado en el interior del tubo

absorbedor. De esta forma, se ha adaptado el modelo para el caso de que el fluido de trabajo sea un

aceite sintético -en concreto, Therminol VP-1-, y para el caso de que el fluido de trabajo sea una sal

fundida -en concreto, Solar Salt-. Se han buscado en referencias bibliográficas las propiedades

termofísicas del Therminol VP-1 y de la sal Solar Salt. Las correlaciones para la transmisión de calor

que se emplean en estos dos casos son idénticas a las empleadas para la zona de precalentamiento del

agua y sobrecalentamiento del vapor en la generación directa de vapor, es decir, son las

correspondientes a fluido monofásico. Como aplicación inmediata, se ha hecho una simulación de un

lazo tipo para cada uno de los fluidos de trabajo propuesto, en condiciones de diseño. Para esta

simulación, se ha supuesto que el tubo absorbedor puede trabajar a temperaturas de hasta 525ºC, pues se

espera que en breve se comercialicen tubos optimizados de este tipo.

Los resultados obtenidos muestran que el lazo de generación directa de vapor es el que presenta un

rendimiento energético mayor, 72.3% frente a 70.2% en el caso de aceite y 68.7% en el caso de las sales

fundidas. La razón de este diferencia radica en que la temperatura de trabajo en el caso de agua-vapor es

mayor que en el caso del aceite y, además, dicha temperatura es menor que en el caso de emplear una sal

fundida -que también permitiría tener temperaturas de salida del orden de 500ºC-, debido a que en la

zona de evaporación del agua la temperatura permanece constante.

� Una vez adaptados los modelos de colectores cilindro parabólicos a los dos fluidos de transferencia

citados en el párrafo anterior, se ha procedido a hacer un análisis comparativo entre las tres tecnologías

de colectores refrigerados por distintos fluidos caloríferos. Con el fin de fijar una adecuada ventana de

diseño en la que cada tecnología pueda ser comparada en condiciones similares, el estudio comparativo

se ha centrado en una planta de 20 MWe para cada una de las tecnologías consideradas, sin hibridación

ni almacenamiento térmico, y con múltiplos solares parecidos, dentro del rango de valores que se

recomienda para la configuración de planta termosolar elegida.

Las condiciones de contorno del campo solar se fijan, en los tres casos, mediante el punto de diseño y

las características del bloque de potencia. Para las tres tecnologías, la ubicación de la planta -en la

Plataforma Solar de Almería- y el punto de diseño elegido para el campo solar es el mismo; respecto al

bloque de potencia, se ha intentado que sean lo más parecidos entre sí, con ciertas diferencias inevitables,

debido a las exigencias impuestas por el fluido de trabajo utilizado en el campo solar. Las condiciones

de trabajo del fluido calorífero dentro del campo solar, así como la configuración de un lazo de

Conclusiones

282

colectores cilindro parabólicos tipo se han fijado de acuerdo con referencias bibliográficas

especializadas para cada una de las tres tecnologías.

Los resultados principales de este análisis comparativo se citan a continuación:

- En primer lugar, se ha calculado el rendimiento global de cada una de las plantas termosolares en

condiciones de diseño, obteniéndose el mayor rendimiento en la planta de generación directa de

vapor, más de dos puntos porcentuales por encima de los otros dos casos, que presentan

rendimientos parecidos. Las causas de estas diferencias son múltiples y, entre otras, pueden citarse

la ausencia de intercambiadores de calor intermedios y de pérdidas térmicas asociadas a los

mismos, y los tamaños más reducidos del campo solar, al poder trabajar con lazos de colectores de

mayor longitud.

- En segundo lugar, se ha obtenido el rendimiento anual de la planta, para lo que se han considerado

datos de radiación solar directa semi-horarios correspondientes a los años 1996-2000. En este caso

las diferencias también se mantienen, resultando un rendimiento mayor para la generación directa

de vapor, con una diferencia parecida a la del caso anterior, dos puntos porcentuales

aproximadamente. El rendimiento anual es ya de por sí un parámetro consistente para realizar una

comparación entre tecnologías. No obstante, se ha realizado también un análisis económico,

obteniéndose, como era de esperar, que la tecnología de generación directa tiene un precio del

kWhe inferior a las otras tecnologías (13 c€/kWhe frente a 14 c€/kWhe, aproximadamente)

De esta forma, se demuestran las ventajas que conlleva el uso de agua-vapor como fluido calorífero en

el campo solar. Se espera asimismo que las diferencias se acentúen conforme se incorporen

componentes mejorados, como tubos para trabajar a mayores temperaturas o sistemas de

almacenamiento térmico adaptados al proceso de generación directa de vapor.

� Después de poner de manifiesto las ventajas de la generación directa de vapor sobre otras tecnologías

HTF, el estudio se ha centrado en una planta termosolar con esta tecnología, de 50 MWe. Existen varios

factores que han condicionado la elección de esta potencia eléctrica. Como principal, cabe citar que este

tamaño de planta se considera ya precomercial. Además, por los estudios realizados, no se recomienda ir

a tamaños de planta mucho mayores, ya que el control del campo solar y la estabilidad entre lazos

paralelos se complica a medida que se aumenta la extensión del campo solar; las pérdidas de cargas en

las tuberías de interconexión crecen exponencialmente al aumentar el tamaño del campo; de igual forma,

los costes de inversión también se multiplican al aumentar la superficie de espejos.

Dentro de este tamaño de planta eléctrica, esta tesis propone tres esquemas para la producción de

energía eléctrica: planta termosolar sin almacenamiento ni hibridación, planta termosolar con

hibridación y planta termosolar con almacenamiento e hibridación. Para las dos primeras se ha

considerado que no tienen un intervalo de producción eléctrica fijo, mientras que para la última

configuración sí se ha considerado un intervalo determinado, con las ventajas que eso conlleva de cara a

reducir las inestabilidades en la red.

- Se ha realizado, en primer lugar, una optimización del acoplamiento entre el campo solar de

generación directa de vapor y el bloque de potencia. Esta optimización es mucho más compleja

que en el caso de emplear fluidos distintos en ambos sistemas, ya que en esa situación, el

intercambiador de calor intermedio facilita el acoplamiento entre ambos sistemas. Los principales

parámetros de acoplamiento son la temperatura de entrada al campo solar -temperatura de salida


283

del circuito de precalentamiento del bloque de potencia-, la presión y la temperatura de entrada a

la turbina -presión y temperatura de salida del campo solar-. En general, estos parámetros influyen

de forma opuesta en los rendimientos del campo solar y del ciclo de potencia, de forma que

existirá un valor óptimo para el que el rendimiento de la planta sea máximo.

Una vez realizado el análisis anterior, los valores óptimos que se proponen para los parámetros de

acoplamiento son:

o Temperatura de entrada a turbina: 500 ºC.

o Presión de entrada a turbina: 100 bar.

o Número de extracciones: 4

- Fijado el valor de los parámetros de acoplamiento, se ha realizado una optimización del

sobredimensionamiento del campo solar respecto del bloque de potencia (múltiplo solar) para una

planta termosolar de 50 MWe, sin almacenamiento ni hibridación. Esta optimización se basa en

minimizar el coste del kWhe producido. Este estudio resulta muy interesante, pues parece lógico

que el primer esquema de planta termosolar GDV para producción de electricidad que se

desarrolle sea de este tipo, sin almacenamiento ni hibridación, y sin un intervalo de producción fijo.

Ésta es la configuración que se ha adoptado en la mayoría de las plantas de colectores cilindro

parabólicos con aceite que se están construyendo actualmente, aunque se espera que en un futuro

próximo se vaya a plantas con almacenamiento térmico.

El resultado obtenido, basado en simulaciones con datos semi-horarios para los años 1996-2000,

establece como valor óptimo un múltiplo solar igual a 1.25. Para este sobredimensionamiento del

campo, el precio del kWhe se minimiza. En concreto, el valor del LEC para este tamaño de planta

es 12.025 c€/kWhe.

- En un segundo análisis se ha estudiado cómo influye el hecho de introducir hibridación con

combustible fósil, poniéndose de manifiesto la hibridación siempre supone una reducción del coste

del kWhe. Con este resultado no se debe concluir que el óptimo consiste en minimizar el aporte

solar. En el estado de costes actuales, puede que esto sea cierto. Pero en el momento en que la

tecnología solar se abarate, o se encarezca el precio del combustible fósil, la afirmación anterior ya

no se cumple. Por ello, corresponde a las administraciones favorecer mediante primas la

utilización de la energía termosolar, de forma que se pueda desarrollar esta tecnología.

En cualquier caso, la hibridación con combustible fósil resulta interesante, tanto más si se tiene en

cuenta que los sistemas de almacenamiento térmico de las plantas termosolares están todavía en un

nivel de desarrollo muy incipiente; la caldera auxiliar permite tener un cierto margen de control a

la hora de acoplar el campo solar y el bloque de potencia, a la vez que se puede emplear para otros

usos, como mantenimiento de la turbina en caliente por la noche, generando vapor de sellos, para

que el arranque por la mañana no sea muy largo.

- Por último, se ha analizado el esquema de planta termosolar más completo, con almacenamiento e

hibridación con caldera auxiliar. Para este último análisis, se han tomado datos de un año

meteorológico tipo, en la Plataforma Solar de Almería, que es la ubicación que se ha elegido para

la planta. Estos datos son más exactos que los datos utilizados hasta el momento. El intervalo de

tiempo para dichos datos es de 5 minutos, que es la precisión mínima que se requiere para hacer

Conclusiones

284

este análisis. En este caso, al existir almacenamiento térmico, se han considerado tamaños de

campo solar mayores, con múltiplos solares comprendidos entre uno y dos.

Aunque los valores anuales obtenidos no son comparables con los anteriores, pues los datos de

partida no son los mismos, sí se puede observar que la introducción de almacenamiento térmico e

hibridación no supone una reducción del coste del kWhe respecto a las configuraciones de planta

anteriormente estudiadas, sobre todo si se tiene en cuenta que la inversión inicial se ve

incrementada en el coste del almacenamiento térmico. Sin embargo, este último esquema que se

propone tiene una ventaja importante respecto a los otros esquemas considerados, y es que se

puede tener un control mayor sobre el intervalo de tiempo en el que se quiere que la planta esté

conectada a la red eléctrica. Con esto se podría gestionar la producción para conseguir vender la

electricidad en los momentos de mayor demanda, beneficiándose del precio que resulte en el

mercado organizado. Además, se eliminaría uno de los mayores inconvenientes de la energía

producida a partir de fuentes de origen renovable, que son las inestabilidades que se producen en

la red eléctrica, debido a la aleatoriedad de estas fuentes de energía.


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