Estudio termodinámico de la aplicación de un equipo de desalación al sistema solar de concentración de disco parabólico con microturbina de gas

Equation Chapter 1 Section 1 Trabajo de Fin de Grado Grado en Ingeniería de las Tecnologías Industriales Estudio termodinámico de la aplicación de un equipo de desalación al sistema solar de concentración de disco parabólico con microturbina de gas Autor: Miguel Rollán Sánchez-Ramade Tutores: David Sánchez Martínez, Lourdes García Rodríguez Dpto. de Ingeniería Energética Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2018 iii Trabajo de Fin de Grado Grado en Ingeniería de las Tecnologías Industriales Estudio termodinámico de la aplicación de un equipo de desalación al sistema solar de concentración de disco parabólico con microturbina de gas Autor: Miguel Rollán Sánchez-Ramade Tutores: David Sánchez Martínez Catedrático de Máquinas y Motores Térmicos Lourdes García Rodríguez Catedrática de Máquinas y Motores Térmicos Dpto. de Ingeniería Energética Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2018 v Trabajo de Fin de Grado: Estudio termodinámico de la aplicación de un equipo de desalación al sistema solar de concentración de disco parabólico con microturbina de gas Autor: Miguel Rollán Sánchez-Ramade Tutores: David Sánchez Martínez Lourdes García Rodríguez El tribunal nombrado para juzgar el Proyecto arriba indicado, compuesto por los siguientes miembros: Presidente: Vocales: Secretario: Acuerdan otorgarle la calificación de: El Secretario del Tribunal Fecha: vii A mis padres. ix Resumen En este trabajo se estudia termodinámicamente la aplicación de una desaladora de agua de mar al sistema solar de concentración formado por un disco parabólico y una microturbina de gas. La desaladora se coloca en el escape de la turbina, aprovechando la energía térmica de los gases de escape que de otra forma se perdería. El sistema en su conjunto es capaz de proporcionar electricidad y agua dulce, constituyendo una aplicación potencialmente atractiva para localizaciones aisladas y subdesarrolladas. Se ha realizado un modelo matemático del sistema al completo, uniendo el de los distintos equipos y teniendo en cuenta los aspectos técnicos de sus componentes. Así mismo, se ha optimizado el diseño del sistema y se ha simulado su comportamiento. Los resultados de este trabajo son muy positivos, la aplicación del equipo de desalación mejora la eficiencia energética del sistema de un 19% a un 65%. En la optimización del diseño se obtiene un rendimiento de la microturbina de gas del 25,5% y un factor de rendimiento de 9,7 en la desaladora. Por otro lado, el sistema es capaz de producir entre 5,5 y 30 [kW] de potencia eléctrica y entre 200 y 1100 [L/h] de agua dependiendo del tamaño. Con la aplicación de la desaladora, se consigue además refrigerar los gases de escape desde una temperatura de 248 a 61 [°C] lo que da muestras de la gran cantidad de energía recuperada. xvii Notación α Absortividad γ Ángulo entre el cristal del receptor solar y el horizonte A Área cp Calor específico m Caudal másico k Coeficiente de transferencia convectiva σ Constante de Stefan–Boltzman R Conversión μ Desviación estándar D Diámetro ΔT Diferencia de temperatura F Distancia focal ξ Eficiencia intercambiador EPE Elevación del punto de ebullición ε Emisividad h entalpía FR Factor de rendimiento G Flujo másico superficial IND Irradiación normal directa I Irradiancia θ Máximo ángulo de apertura Nu Número de Nusselt PC Pérdida convectiva κ Pérdida presión PR Pérdida radiante W Potencia Q Potencia térmica p Presión r Radio λ Reflectividad RC Relación de compresión C Relación de concentración RE Relación expansión η Rendimiento S Salinidad T Temperatura TIT Temperatura de entrada a la turbina τ Transmisividad 1 1 INTRODUCCIÓN Desde hace décadas, las tecnologías que utilizan la energía solar para producir electricidad, agua caliente, frío, purificar agua y otras aplicaciones han sido estudiadas, desarrolladas y comercializadas por su competitividad y sostenibilidad frente a las tecnologías convencionales. Son tantas las ventajas que presentan estos sistemas solares que están relevando a las otras tecnologías a un segundo plano o incluso sustituyéndolas a un ritmo vertiginoso. La apuesta que hace la sociedad por obtener la energía de forma limpia y respetuosa con el medio ambiente es clara y queda patente en la gran cantidad de investigaciones y proyectos llevados a cabos en los últimos años. Siguiendo esta línea, el objetivo principal de este trabajo es estudiar la posible aplicación de un equipo de desalación al sistema de generación de energía eléctrica formado por un concentrador solar de disco parabólico unido a una microturbina de gas (disco+mTG). La desaladora se incorpora a la salida de la microturbina de gas y aprovecha parte de la gran cantidad de energía que se pierde en el escape de ésta para purificar agua de mar. De esta forma, el sistema al completo sería capaz de generar energía eléctrica y agua destilada sirviéndose únicamente de energía solar. Los sistemas de producción de electricidad a partir de energía solar se pueden clasificar en sistemas fotovoltaicos y sistemas de concentración. Dentro de los sistemas de concentración (CSP), las tecnologías más desarrolladas han sido las de cilindro parabólico, Fresnel, torre y disco parabólico. El sistema de disco parabólico está compuesto por una superficie reflectante con forma parabólica que es capaz de concentrar la componente directa de la radiación solar sobre el foco geométrico de dicha superficie. Lo hace con un factor de concentración alto, siendo por tanto eficiente y consiguiendo temperaturas elevadas. Otras ventajas del sistema disco parabólico son la modularidad y que no consume agua, siendo ideal para la producción de energía eléctrica en localizaciones aisladas donde no existe ni red eléctrica ni agua. En el foco del disco parabólico, se sitúa un elemento capaz de aprovechar la energía térmica que llega. Lo más habitual ha sido siempre colocar un motor Stirling (disco-Stirling) para generar energía eléctrica debido al alto rendimiento que tiene este motor, de más del 30%. Sin embargo, también se ha estudiado en los últimos años la posibilidad de que incorpore una microturbina de gas como sustituta del motor Stirling debido a que ofrece una serie de ventajas ( [1], [2], [3] y [4]). Aunque es menos habitual, es posible aprovechar también dicha energía térmica para otras aplicaciones como generar vapor directamente o utilizarlo como calor de proceso. A pesar de la buena eficiencia que los motores Stirling poseen, la tecnología disco-Stirling no ha sido desarrollada del todo en el mercado ( [5] y [6]) y por ello, las microturbinas de gas todavía pueden ser consideradas como una alternativa efectiva y competitiva económicamente ( [7]). Las microturbinas de gas que operan parcial o completamente a partir de energía solar habían sido investigadas en el pasado por su potencial termodinámico ( [8]) y se habían estudiado las modificaciones tecnológicas necesarias para permitir que pudieran trabajar con energía solar ( [9]). A pesar de que la tecnología del colector estaba ampliamente desarrollada, la de la microturbina de gas y la del receptor solar no lo estaban. Por ello, en los últimos años, con el objetivo de mejorarlas se han producido numerosas investigaciones como [10], [11], [12], [13], [14], [15], [16] y proyectos como OMSoP, DIAPR, REFOS y SOLGATE. Introducción 2 Figura 1. Disco+mTG del proyecto OMSoP. El sistema disco-mTG tiene además la gran ventaja de que se puede hacer híbrido añadiéndole una cámara de combustión a la microturbina de gas que permita una combustión suplementaria. La hibridación es interesante puesto que incrementa la eficiencia media anual del sistema y la producción de energía eléctrica, manteniendo las emisiones de dióxido de carbono en valores reducidos. Sin embargo, debe ser usada solo como respaldo de la energía solar, ya que operar solo con combustible generaría unos costes de operación mucho mayores que los de las alternativas convencionales y unas altas emisiones ( [17]). La mejora regenerativa de la microturbina de gas se estudió en [12] y un esquema de ésta se puede observar en la Figura 2. El hecho de que se recupere parte de la energía de escape aumenta la eficiencia de la máquina y los gases de escape salen menos caliente. Esto es especialmente importante en turbinas como estas que operan a relaciones de compresión moderadas, en las cuales la temperatura de escape de la turbina es muy alta con respecto a la temperatura de descarga del compresor. Se estudiaron en [12] dos formas de recuperar la energía: la primera incorporando un recuperador que intercambie calor entre los gases de escape y la salida del compresor, antes del receptor solar y la cámara de combustión. La segunda, colocando el receptor solar y la cámara de combustión a la salida de la turbina de forma que sea el recuperador el encargado de transmitir la energía térmica aportada a la salida del compresor. Esta segunda configuración presenta desventajas importantes, la temperatura de entrada a la turbina es más baja pues está limitada por la máxima temperatura de operación admisible por el recuperador y es menos eficiente por tanto. Sin embargo, esta configuración permite quemar combustibles más sucios como el biodiesel sin ensuciar la turbina. Por tanto, la primera configuración regenerativa es mucha mejor opción desde el punto de vista económico y de la eficiencia y es la que ofrece menos emisiones de dióxido de carbono ([12]). Figura 2. Esquema del disco+mTG del proyecto OMSoP. 3 3 Estudio termodinámico de la aplicación de un equipo de desalación al sistema solar de concentración de disco parabólico con microturbina de gas El diseño del receptor solar es el más complicado en términos de materiales y fabricación porque tiene que soportar altos y no uniformes flujos de calor ( [18]). Además, tiene que soportar la fatiga térmica que se produce por trabajar durante el día y no durante la noche y que se agrava en los días nublados. A su vez, se han desarrollado trabajos como [17] que han tenido como objetivo optimizar el sistema disco-mTG al completo y evaluar su comportamiento anual. Resultando un sistema con un factor de capacidad de entorno al 29% (2540 horas de operación) en modo solar únicamente con una eficiencia promedio del 95% del valor nominal. En el pasado, la mayoría de los sistemas de generación de energía eléctrica para localizaciones que no disponían de red eléctrica estaban basados en generadores diésel. Estos generadores conllevan altos costes de operación y son difíciles de abastecer de combustible en áreas con poca infraestructura. Actualmente, los sistemas que utilizan la energía solar para producir electricidad, como el disco-mTG, producen electricidad a menor coste y con menos emisiones de dióxido de carbono que los generadores diésel, ya que aunque los sistemas solares tienen altos costes iniciales, los costes operacionales son bajos ( [12]). El optar por una alternativa solar es una solución eficaz y respetuosa con el medioambiente que además reduce la dependencia de tener que disponer de combustible. Habitualmente, las alternativas solares a los generadores diésel para generar electricidad en zonas sin red eléctrica y con buena disponibilidad de energía solar han sido los paneles fotovoltaicos o las unidades discoStirling. Aunque ambas tecnologías son buenas soluciones tienen un inconveniente en común: las oscilaciones producidas en el suministro eléctrico que generan como consecuencia de las fluctuaciones de la irradiación solar. Para subsanar esto, ambas tecnologías pueden integrar sistemas de almacenamiento: las unidades disco-Stirling pueden disponer de baterías y sistemas de almacenamiento térmico y los paneles fotovoltaicos de baterías. Sin embargo, esto encarece el coste inicial del sistema en gran cantidad y no son del todo eficaces ni eficientes. Por otro lado, aunque el motor Stirling también pueda ser hibridado, esto es muy difícil desde el punto de vista tecnológico por tratarse de un motor de combustión externa. Además de la desventaja de carecer de sistemas de almacenamiento eficientes y con coste asequible, las plantas fotovoltaicas tienen varias limitaciones: utilizan mucho terreno, no pueden producir al mismo tiempo electricidad y calor y tampoco pueden operar con un combustible secundario. Por todo ello, las unidades disco-mTG híbridas presentan numerosas ventajas con respecto a las dos anteriores tecnologías. Primero, que al tener el suministro solar el apoyo del combustible proporciona una generación de electricidad estable, menos dependiente de las oscilaciones de la radiación solar, y que puede ser controlada para cubrir la demanda en todo momento sin necesidad de caras e ineficientes tecnologías de almacenamiento. Segundo, puede hacerse uso de biodiesel, lo que mejoraría su compromiso con el medio ambiente. Y por último, los gases calientes de escape de la microturbina de gas abren la posibilidad a que se puedan suministrar servicios adicionales como calor, refrigeración o purificación de agua, con el uso de tecnologías distintas haciendo al sistema más transversal. En particular, las ventajas que presenta la microturbina de gas con respecto el motor Stirling son menos costes iniciales, mejor disponibilidad y menos costes de operación y mantenimiento. El coste del sistema disco-mTG ha sido estudiado en [19] y ha sido estimado en 3250/3300 €/kWe para sistemas que operan en modo solar únicamente y para sistemas híbridos, ya que la hibridación supone un coste adicional muy pequeño. Este coste de instalación lo hace poco competitivo en principio frente a los paneles fotovoltaicos, incluso con grandes volúmenes de producción, aunque es menor que el coste del disco-Stirling. En cuanto al coste de la energía, es bastante menor el de la producida por el disco-mTG que la producida por el disco-Stirling, debido a los menores costes de instalación y el mayor factor de capacidad del sistema disco-mTG ( [16] y [20]). Cabe la posibilidad de reducir bastante el coste de instalación del sistema disco-mTG si se produce en gran cantidad y se introducen distintas mejoras en la eficiencia de la microturbina de gas, como una temperatura de entrada a la turbina más alta, un recuperador más eficiente o usar configuraciones con refrigeración intermedia o recalentamiento. Estas mejoras permitirían el uso de un colector de menor diámetro para la misma demanda a cubrir. Reducir el tamaño y por tanto el coste del disco es importante, ya que es el equipo más caro, su coste es alrededor del 80% del total ( [19]). Por ello, la única manera de reducir los costes del sistema es aumentar la eficiencia del receptor solar y de la mTG para disminuir el tamaño del concentrador necesario. Según la referencia [19], el sistema disco-mTG con unas serie de mejoras podría alcanzar el coste de 2500 €/kWe. Con este coste podría ser potencialmente competitivo frente los paneles fotovoltaicos en condiciones de Introducción 4 mercado favorables para algunas aplicaciones residenciales y proyectos de pequeña envergadura. Y es que a pesar de tener mayores costes de instalación que los paneles fotovoltaicos, la utilización de unidades disco-mTG puede ser conveniente bajo ciertas condiciones y en ciertas aplicaciones en las que el coste de la producción de energía eléctrica es similar a la de los paneles fotovoltaicos ( [20]). Por otro lado, se han estudiado con anterioridad distintas aplicaciones para recuperar la energía del escape del sistema disco-mTG. La posibilidad de producir agua caliente a partir de esta energía ha sido estudiada en [20]. La principal desventaja que esta mejora conlleva es que introduce costes adicionales de instalación y de operación y mantenimiento, pero es una buena forma de aprovechar la mayor parte de la energía solar para producir agua caliente para consumo o calefacción además de la producción de electricidad. La desalación será la mejora estudiada en este trabajo teniendo como objetivo que el sistema sea capaz de producir, además de electricidad, agua dulce. El consumo mundial de agua dulce se multiplicó en el mundo por seis entre 1900 y 1995, más del doble que la tasa de crecimiento de la población. Alrededor de un tercio de la población mundial sufre escasez de agua dulce, esto es que consume un 10% por encima de la capacidad de sus recursos hídricos renovables. Si esta tendencia continuara, dos de cada tres personas sufrirían escasez de agua dulce en el año 2025 en nuestro planeta. ( [21]). Seis países acaparan casi el 50% de los recursos hídricos renovables totales de la Tierra, lo que da cuenta de la mala distribución de este recurso. En [22] se establece que un consumo promedio de 100-200 litros por habitante y día como el necesario para un nivel de acceso óptimo que asegure el consumo personal y la higiene necesarias para prevenir la transmisión de enfermedades infecciosas. Así mismo, la cantidad mínima de agua que una persona necesita beber al día es de 2 a 4,5 litros en los climas cálidos. En la actualidad, cerca de mil millones de personas carecen incluso de un nivel de acceso básico a los recursos hídricos. Un informe de la ONU sobre el Desarrollo de los Recursos Hídricos en el mundo de 2003 ( [23]) alertaba sobre una crisis sin precedente en el futuro como consecuencia de una creciente escasez de agua dulce por habitante en los países en vías de desarrollo. Las soluciones a este problema pasan por el ahorro en el consumo, el fomento de de las técnicas de depuración de las aguas superficiales y subterráneas y las reutilización de aguas residuales. Sin embargo, existen zonas del planeta tan áridas que necesitan aportes externos de agua dulce. En estos casos, la desalación de agua de mar se postula como una gran alternativa ( [24]). Las técnicas de desalación consisten en la separación de una cantidad de agua con nula o baja concentración de sales (agua destilada) de una determinada cantidad de agua de mar, de manera que las sales son concentradas en un rechazo o salmuera. Para producir la desalación se necesita, además de la alimentación de agua de mar, una unidad de separación (térmica o de membrana) y energía en forma térmica, mecánica o eléctrica. Una revisión de la tecnología de la desalación solar mediante destilación multiefecto puede ser encontrada en ( [25]). Las plantas de destilación multiefecto (MED) fueron desarrolladas por SIDEM. Se han utilizado popularmente en la industria azucarera, en la industria papelera y en la concentración industrial de fluidos. Las plantas MED con evaporadores de tubo sumergido fueron las que primero se usaron en la industria de la desalación. La primera que se construyó fue la de Kuwait en los años 50, presentando serios problemas de incrustaciones de sales debido a los bajos coeficientes de transferencia de calor que traía consigo el hecho de que los evaporadores fueran de tubo sumergido. Por ello, con posterioridad se diseñaron evaporadores de película delgada para intentar solventar estos problemas. Las plantas MED fueron seguidas muy pronto por el diseño del proceso flas y después por el proceso real de destilación (MSF) en los años 60. Las plantas MSF llegaron a ser el proceso dominante porque es más sencillo limpiar los precipitados de sales en éstas que en las MED, aunque las MED son más eficientes termodinámicamente ( [26]). Sin embargo, los avances en investigación realizados durante las últimas décadas en procesos a baja temperatura han provocado que en la actualidad la tecnología MED pueda estar en situación de competir con la tecnología MSF. Esto se observa en la construcción de grandes plantas con tecnología MED en los últimos años como la de la Figura 3. En 2015, solo tres de las nueve grandes plantas de desalación térmica en el mundo eran MSF el resto eran MED y con contratos de ampliación en curso ( [27]). 5 5 Estudio termodinámico de la aplicación de un equipo de desalación al sistema solar de concentración de disco parabólico con microturbina de gas Figura 3. Proyecto de una planta de desalación en Marruecos ([28]). Los evaporadores de las plantas MED pueden ser de tubo vertical o de tubo horizontal, aunque la tendencia actual es usar los de tubo horizontal. Son evaporadores de película delgada en los que la salmuera se vaporiza en la cara externa de los tubos horizontales. Normalmente se diseñan evaporadores horizontales con carcasa de hasta 6 [m] ( [29]). Por otro lado, es habitual que los efectos se conecten en horizontal para asegurar la estabilidad y simplicidad de la operación y mantenimiento. En cuanto a la configuración de las plantas MED, la recirculación de salmuera no es adecuada para la desalación de agua de mar. Existen varias formas de alimentar la salmuera a los efectos: alimentación hacia adelante, alimentación hacia atrás y alimentación en paralelo. En la alimentación en paralelo la suma de los rechazos de cada efecto constituye el rechazo total de la planta. Pero existe una variante de esta configuración, la de paralelo/cruzado, en la que el rechazo de cada efecto se introduce en el efecto siguiente de forma que tenga lugar un proceso flas. La alimentación hacia atrás no se utiliza en desalación y el diseño habitual hasta hace unos años ha sido el de la alimentación hacia adelante. En ( [30]) se comparan las distintas configuraciones y se llega a la conclusión de que la alimentación hacia adelante es la que consigue mejor eficiencia energética, la eficiencia de la configuración con alimentación en paralelo/cruzado es similar a la de la alimentación hacia adelante y la de la alimentación en paralelo es menor que las otras dos mencionadas. Por otra parte cabe señalar el menor coste de la configuración con alimentación paralelo/cruzado. Los cinco procesos más importantes a escala industrial de desalación son: la destilación multiefecto, la destilación súbita multietapa, la osmosis inversa, la compresión mecánica de vapor y la electrodiálisis. Sin embargo, los más usados son los tres primeros. En datos del año 2015, un 93% de la capacidad de desalación mundial era de membrana (OI) y un 7% térmica (MED y MSF). Las plantas de OI dominan el mercado pero se observa un crecimiento en el número de proyectos de plantas MED en los últimos años (Figura 4). Por otro lado, la mayoría de la capacidad de desalación se encuentra en el norte de África y oriente medio. Hay bastantes empresas que trabajen con las tecnologías de desalación destacando Hyflux y Acciona ( [27]). Figura 4. Evolución de la capacidad de desalación mundial a lo largo del tiempo ( [27]). Introducción 6 Las plantas MED y MSF están compuestas de una selección de materiales similares pero se diferencian en varios aspectos. El proceso MSF precisa alrededor de la mitad de área de intercambio que el proceso MED debido a la mayor temperatura promedio de operación que las plantas MSF tienen. Las plantas MED tienen limitada su temperatura de operación a 70 [°C] para no tener que usar costosos pretratamientos con productos químicos ni con membranas de nanofiltración que eviten la precipitación de sales ( [30]). Los productos químicos serían necesarios para alcanzar una temperatura de operación de 105 [ºC]. Para poder operar con temperaturas de hasta 120 [ºC] serían necesarios complejos pretratamientos químicos, ya en desuso desde el siglo pasado. Sólo pretratamientos basados en nanofiltración permitirían alcanzar temperaturas superiores a 120 [ºC]. Esto se debe a que la nanofiltración es el único modo de evitar la precipitación del sulfato cálcico. Las precipitaciones de sales causan incrustaciones en los tubos que perturba el intercambio de calor y deben ser limpiadas con ácido por lo que resultan ser un problema grave. Por otro lado, la conversión de una planta MED es alrededor de un 50% mayor que la de una unidad MSF con igual factor de rendimiento. Por ello, las plantas MED necesitas menores bombas y tuberías y menor consumo de electricidad. Por último, el potencial de mejora de las platas MSF es bajo, ya que se encuentra en su límite tecnológico, mientras que el de las plantas MED sigue teniendo recorrido ( [31]). Comparada con las plantas de ósmosis inversa (OI), las plantas MED tienen unas mayores necesidades de ingeniería y construcción. Sin embargo, las plantas OI tienen unas necesidades de fabricación altas, especialmente por las membranas que poseen. Por otro lado, las plantas OI tienen una conversión mayor que las MED y menor consumo energético. Con respecto al potencial de mejora, el de las plantas OI es muy alto aunque el de las MED sigue siendo todavía significativo como antes se ha indicado también. Por último, cabe señalar que la experiencia disponible de las plantas MED es mayor que la de las OI ( [31]). Aunque pudiera parecer que las plantas OI alejan a las MED de toda competitividad frente a ellas, tienen importantes limitaciones. Las unidades OI tienen baja tolerancia a fallos de operación y a cambios en la composición del agua. Además tienen unas necesidades de mantenimientos altas y de repuestos y reposiciones, ya que poseen de grandes bombas que son delicadas y cada 3,5 años se deben reemplazar las membranas. Por ello, precisan de la disponibilidad de productos químicos y repuestos de membranas, lo que hacen a las plantas OI incompatibles con zonas del planeta poco desarrolladas ( [31]). Desde otro punto de vista, debe tenerse en cuenta la disponibilidad de energía eléctrica o térmica y el coste de ésta. Las plantas OI se sirven de la energía eléctrica para mover las bombas principalmente. Por lo tanto, no es una opción viable para zonas que no tengan red eléctrica o en las que la electricidad tenga un gran coste. Y es en estos casos, donde las plantas MED, que usan energía térmica, pueden resultar ser mejor solución. En concreto, el sistema de estudio disco-mTG unido a una desaladora MED puede ser una opción muy conveniente, ya que, sirviéndose únicamente de la energía solar en la mayor parte de la operación, puede producir electricidad y agua dulce con una gran eficiencia energética. En conclusión, el sistema disco-mTG con una desaladora MED en el escape constituye una aplicación potencialmente competitiva en zonas que necesitan tanto de electricidad como de agua dulce. Pudiendo ser una tecnología muy útil en países con poco desarrollo, gran disponibilidad de energía solar y que carezcan de red eléctrica y de recursos hídricos. 7 2 CARACTERÍSTICAS Y MODELO MATEMÁTICO S e va a realizar un modelo termodinámico del sistema al completo en su punto de diseño que incluye los principales aspectos técnicos de sus componentes y además una optimización del diseño. El sistema de estudio disco+mTG puede dividirse en cuatro subsistemas con características propias y modelos de ecuaciones distintos aunque dependan entre sí. Estos cuatro subsistemas son: el concentrador solar, el receptor solar, la microturbina de gas y la desaladora de agua. 2.1. Concentrador solar El concentrador solar es el elemento encargado de reflejar y concentrar la irradiación normal directa (IND) que le llega a su superficie en la cavidad del receptor solar. Es un disco parabólico recubierto de un material reflectante que idealmente concentra los rayos solares en un punto llamado foco, donde se sitúa, en este caso, la cavidad del receptor. El concentrador se mueve en dos direcciones siguiendo al sol y procurando que los rayos solares reflejados se desvíen lo mínimo posible del foco. La realidad es que estos concentradores no son paraboloides perfectos y el proceso de reflexión sufre irregularidades. Esto se traduce en desviaciones de los rayos solares que hacen que el foco no sea un punto sino una superficie. Las principales irregularidades son: en primer lugar, el hecho de que la forma del concentrador se aproxima más a una superficie esférica que a una parabólica; en segundo lugar, que la superficie reflectante no refleja realmente toda la radiación solar sino que una parte pequeña la absorbe; en tercer lugar, que los rayos solares no son perfectamente paralelos por el error que introduce la forma del sol; y por último, los errores relacionados con el sistema de movimiento del concentrador. Todo esto justifica la necesidad de un modelo que tenga en cuenta estas desviaciones y que al final se traduzcan en el cálculo del rendimiento del concentrador ηcon definido de la siguiente forma: 𝜂𝑐𝑜𝑛 =𝑄𝑐𝑜𝑛 𝐼𝑁𝐷·𝐴𝑐𝑜𝑛 (1) Donde Qcon es la potencia térmica que el concentrador consigue concentrar en la cavidad del receptor solar y Acon el área de apertura del concentrador. Una descripción detallada de las propiedades geométricas y de los errores ópticos de los concentradores de disco parabólico puede ser encontrada en [5] y el algoritmo desarrollado a continuación es el usado por el proyecto OMSoP en [32]. Para calcular el máximo ángulo de apertura θ (Figura 5) entre la radiación reflejada y la normal al plano focal se hace uso de la siguiente relación geométrica: tan𝜃= 8𝑓 16𝑓2− 1 (2) CARACTERÍSTICAS Y MODELO MATEMÁTICO 14 se introduce en una cámara flas para producir revaporizado, el cual se utiliza en el siguiente efecto como aporte de calor adicional. Se considerará el uso de pretratamientos sencillos y económicos del agua de mar por lo que la temperatura máxima de operación, que es la del vapor del primer efecto, será limitada a 67 [°C] para evitar costosos pretratamientos. Además es esencial mantener la operación a concentraciones y temperaturas de la salmuera inferiores a las que ocasionan precipitación del sulfato de calcio ( [36]). Figura 10. Esquema de una desaladora MED con alimentación paralelo/cruzado [36]. Se hacen las siguientes hipótesis para simplificar el modelo matemático de la desaladora:  Se desprecian las pérdidas térmicas en los efectos.  Se desprecian las pérdidas de presión del vapor a su paso por el separador de gotas y los tubos que conectan los efectos, así como dentro de los tubos del evaporador.  Se considera que el vapor en los distintos efectos entra siempre saturado y que cede todo su calor latente. El modelo de ecuaciones de la desaladora tendrá en cuenta el aumento del punto de ebullición y estará fundamentado en balances de masa y energía en cada volumen de control. Todas las propiedades termodinámicas tanto del agua pura como del agua de mar se calcularán con correlaciones que se encuentran en [37]. 2.4.1. Generador de vapor En principio, se pensó en producir vapor solo para el primer efecto. Pero después de producir vapor a 67 [°C], los gases de escape siguen teniendo una temperatura muy alta. Con el objetivo de aprovechar todavía más la energía del escape de la turbina y que los gases salgan menos calientes, se plantea la posibilidad de que otro efecto, además del primero, tenga aporte de vapor externo. Para ello, se realiza una optimización que identifique cuál es el efecto para el que es más conveniente generar vapor con los gases de escape. Esta optimización se encuentra en el Anexo B y resulta ser el efecto número 8 el más conveniente. Los balances de energía del generador de vapor son los siguientes: 𝑚𝑣,𝑒𝑥𝑡1ℎ𝑙𝑣(𝑇𝑣1)=𝑚𝑐𝑝(𝑇7−(𝑇𝑣1 +𝛥𝑇𝑔)) (40) 𝑚𝑣,𝑒𝑥𝑡8ℎ𝑙𝑣(𝑇𝑣8)=𝑚𝑐𝑝((𝑇𝑣1 +𝛥𝑇𝑔)−(𝑇𝑣8 +𝛥𝑇𝑔)) (41) 15 Estudio termodinámico de la aplicación de un equipo de desalación al sistema solar de concentración de disco parabólico con microturbina de gas Donde mv,ext es caudal másico de vapor externo y Tv su temperatura, ΔTg es la diferencia terminal de temperaturas entre los gases de escape y el vapor en el generador y hlv el calor latente de vaporización a la temperatura señalada. Por otro lado, m es el gasto másico de gases de escape de la microturbina de gas. La temperatura final de los gases de escape Tgf será igual a: 𝑇𝑔𝑓 =𝑇𝑣8 +𝛥𝑇𝑔 (42) Y el calor recuperado total de los gases Qrec de escape igual a: 𝑄𝑟𝑒𝑐 = 𝑚𝑐𝑝(𝑇7−𝑇𝑔𝑓) (43) Por último, la masa de vapor externa total generada mv,ext,total es: 𝑚𝑣,𝑒𝑥𝑡,𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 =𝑚𝑣,𝑒𝑥𝑡1 +𝑚𝑣,𝑒𝑥𝑡8 (44) 2.4.2. Efecto 1 El caudal total de alimentación mf,total es igual al número de efectos multiplicado por el caudal de alimentación de agua de mar de cada efecto mf : 𝑚𝑓,𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 =14 𝑚𝑓 (45) El balance de materia total en el efecto 1 es el siguiente: 𝑚𝑓= 𝑚𝑑1 +𝑚𝑏1 (46) Donde md es el caudal de agua destilada producida en el evaporador y mb el rechazo de salmuera del evaporador. El balance de materia de sales disueltas es el siguiente: 𝑚𝑓𝑆𝑓=𝑚𝑏1𝑆𝑏1 (47) A continuación, se realiza el balance de energía en el evaporador 1: 𝑚𝑣1ℎ𝑙𝑣(𝑇𝑣1)+𝑚𝑓ℎ𝑠𝑤(𝑇𝑓,𝑆𝑓)=𝑚𝑑1ℎ𝑣(𝑇1)+𝑚𝑏1ℎ𝑠𝑤(𝑇1,𝑆𝑏1) (48) Donde hv y hsw son la entalpía másica del vapor de agua pura y del agua de mar respectivamente. El vapor introducido en el efecto 1 y su temperatura son iguales a: 𝑚𝑣1 =𝑚𝑣,𝑒𝑥𝑡1 (49) La temperatura T y presión p del primer efecto será: 𝑇1= 𝑇𝑣1 −𝛥𝑇𝑒 (50) 𝑇1=𝑇𝑠𝑎𝑡1 +𝐸𝑃𝐸(𝑇1,𝑆𝑓+𝑆𝑏1 2) (51) 𝑝1=𝑝𝑠𝑎𝑡(𝑇𝑠𝑎𝑡1) (52) Donde EPE es la elevación del punto de ebullición, Tsat la temperatura de saturación del agua a la presión del efecto y ΔTe la diferencia de temperatura entre ambos lados del evaporador que es la misma en todos los efectos. CARACTERÍSTICAS Y MODELO MATEMÁTICO 16 Por último, para este efecto, el rechazo total de salmuera mbb es igual al del evaporador: 𝑚𝑏𝑏1=𝑚𝑏1 (53) 𝑆𝑏𝑏1=𝑆𝑏1 (54) Y la salinidad del rechazo total Sbb del efecto 1 es la máxima alcanzada en todo el equipo de desalación: 𝑆𝑚á𝑥 =𝑆𝑏𝑏1 (55) 2.4.3. Efecto 2 El vapor destilado producido en 1 es el único aporte de vapor que se introduce al efecto 2: 𝑚𝑣2 =𝑚𝑑1 (56) 𝑇𝑣2 =𝑇𝑠𝑎𝑡1 (57) Se realizan balances de materia y energía en el evaporador 2 similares a los del efecto 1: 𝑚𝑓= 𝑚𝑑2 +𝑚𝑏2 (58) 𝑚𝑓𝑆𝑓=𝑚𝑏2𝑆𝑏2 (59) 𝑚𝑣2ℎ𝑙𝑣(𝑇𝑣2)+𝑚𝑓ℎ𝑠𝑤(𝑇𝑓,𝑆𝑓)= 𝑚𝑑2ℎ𝑣(𝑇2)+𝑚𝑏2ℎ𝑠𝑤(𝑇2,𝑆𝑏2) (60) 𝑇2= 𝑇𝑣2 −𝛥𝑇𝑒 (61) 𝑇2=𝑇𝑠𝑎𝑡2 +𝐸𝑃𝐸(𝑇2,𝑆𝑓+𝑆𝑏2 2) (62) 𝑝2=𝑝𝑠𝑎𝑡(𝑇𝑠𝑎𝑡2) (63) Por otro lado, se considera ahora el proceso flas que genera vapor destilado mfb gracias a la entrada del rechazo total mbb del efecto 1 en el efecto 2: 𝑚𝑏𝑏1=𝑚𝑓𝑏2+𝑚𝑐𝑏2 (64) 𝑚𝑓𝑏2=𝑚𝑏𝑏1·ℎ𝑠𝑤(𝑇1,𝑆𝑏𝑏1)−ℎ𝑠𝑤(𝑇2,𝑆𝑏𝑏1) ℎ𝑙𝑣(𝑇𝑠𝑎𝑡2) (65) 𝑚𝑐𝑏2𝑆𝑐𝑏2= 𝑚𝑏𝑏1𝑆𝑏𝑏1 (66) Donde mcb es el rechazo más concentrado todavía que queda y Scb su salinidad. De esta forma, el rechazo total mbb del efecto 2 y su salinidad Sbb son: 𝑚𝑏𝑏2=𝑚𝑏2 +𝑚𝑐𝑏2 (67) 𝑚𝑏𝑏2𝑆𝑏𝑏2=𝑚𝑏2𝑆𝑏2 +𝑚𝑐𝑏2𝑆𝑐𝑏2 (68) Por último, se calcula el caudal de revaporizado mrev que se produce en la cámara flas con el condensado formado a partir del vapor de dentro de los tubos del evaporador 2, así como el condensado sobrante mc: 𝑚𝑣2 =𝑚𝑟𝑒𝑣2 +𝑚𝑐2 (69) 17 Estudio termodinámico de la aplicación de un equipo de desalación al sistema solar de concentración de disco parabólico con microturbina de gas 𝑚𝑟𝑒𝑣2 =𝑚𝑣2 ·ℎ𝑤(𝑇𝑣2)−ℎ𝑤(𝑇𝑣3) ℎ𝑙𝑣(𝑇𝑣3) (70) 2.4.4. Efecto 3,4,...,14 Para el resto de los efectos, siendo i el número del efecto, el aporte de vapor es igual al destilado producido en el efecto anterior (el del evaporador más el flas del rechazo) más el revaporizado de la cámara flas del efecto anterior. En el efecto 8 además se añade el aporte de vapor externo generado. 𝑚𝑣𝑖 =𝑚𝑑,𝑖−1 +𝑚𝑓𝑏,𝑖−1 +𝑚𝑟𝑒𝑣,𝑖−1 (71) 𝑇𝑣𝑖 =𝑇𝑠𝑎𝑡,𝑖−1 (72) Los balances de materia y energía en el evaporador son similares a los anteriores: 𝑚𝑓=𝑚𝑑𝑖 +𝑚𝑏𝑖 (73) 𝑚𝑓𝑆𝑓=𝑚𝑏𝑖𝑆𝑏𝑖 (74) 𝑚𝑣𝑖ℎ𝑙𝑣(𝑇𝑣𝑖)+𝑚𝑓ℎ𝑠𝑤(𝑇𝑓,𝑆𝑓)=𝑚𝑑𝑖ℎ𝑣(𝑇𝑖)+𝑚𝑏𝑖ℎ𝑠𝑤(𝑇𝑖,𝑆𝑏𝑖) (75) 𝑇𝑖= 𝑇𝑣𝑖 −𝛥𝑇𝑒 (76) 𝑇𝑖= 𝑇𝑠𝑎𝑡𝑖 +𝐸𝑃𝐸(𝑇𝑖,𝑆𝑓+𝑆𝑏𝑖 2) (77) 𝑝𝑖=𝑝𝑠𝑎𝑡(𝑇𝑠𝑎𝑡𝑖) (78) El flas producido por la entrada del rechazo total del efecto anterior se calcula igual que en el efecto 2: 𝑚𝑏𝑏,𝑖−1 = 𝑚𝑐𝑏𝑖 +𝑚𝑓𝑏𝑖 (79) 𝑚𝑐𝑏𝑖𝑆𝑐𝑏𝑖 = 𝑚𝑏𝑏,𝑖−1𝑆𝑏𝑏,𝑖−1 (80) 𝑚𝑓𝑏𝑖 =𝑚𝑏𝑏,𝑖−1 ·ℎ𝑠𝑤(𝑇𝑖−1,𝑆𝑏𝑏,𝑖−1)−ℎ𝑠𝑤(𝑇𝑖,𝑆𝑏𝑏,𝑖−1) ℎ𝑙𝑣(𝑇𝑠𝑎𝑡𝑖) (81) Así como el rechazo total del efecto y su salinidad: 𝑚𝑏𝑏𝑖 =𝑚𝑏𝑖 +𝑚𝑐𝑏𝑖 (82) 𝑚𝑏𝑏𝑖𝑆𝑏𝑏𝑖 =𝑚𝑏𝑖𝑆𝑏𝑖 +𝑚𝑐𝑏𝑖𝑆𝑐𝑏𝑖 (83) Los balances de masa y energía en la cámara flas son similares a los de la cámara flas del efecto 2 con la salvedad de que se añade una entrada más, la del condensado que no se revaporizó en la cámara flas del efecto anterior: 𝑚𝑣𝑖 +𝑚𝑐,𝑖−1 =𝑚𝑟𝑒𝑣𝑖 +𝑚𝑐𝑖 (84) 𝑚𝑟𝑒𝑣𝑖 =(𝑚𝑣𝑖 +𝑚𝑐,𝑖−1)·ℎ𝑤(𝑇𝑣𝑖)−ℎ𝑤(𝑇𝑣,𝑖+1) ℎ𝑙𝑣(𝑇𝑣,𝑖+1) (85) Para el último efecto, el vapor producido en la cámara flas se produce a la temperatura del vapor que entra en el condensador final Tv,cf. CARACTERÍSTICAS Y MODELO MATEMÁTICO 18 2.4.5. Condensador final El condensador final es el intercambiador encargado de precalentar la alimentación del agua de mar condensando el destilado en forma de vapor producido en el último efecto. El agua de mar solo se puede precalentar un poco, por lo que será necesaria mayor cantidad de agua de mar que la de alimentación para refrigerar el condensador. El vapor producido en el último efecto y que entra al condensador, así como su temperatura son: 𝑚𝑣,𝑐𝑓 =𝑚𝑑14 +𝑚𝑓𝑏14 +𝑚𝑟𝑒𝑣14 (86) 𝑇𝑣,𝑐𝑓 =𝑇𝑠𝑎𝑡14 (87) El balance de energía que tiene lugar en el condensador final es: 𝑚𝑣,𝑐𝑓ℎ𝑙𝑣(𝑇𝑣,𝑐𝑓)=(𝑚𝑐𝑤 +𝑚𝑓,𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙)·(ℎ𝑠𝑤(𝑇𝑓,𝑆𝑓)−ℎ𝑠𝑤(𝑇𝑐𝑤,𝑆𝑓)) (88) 𝑇𝑓=𝑇𝑐𝑤 +𝛥𝑇𝑐𝑓 Donde mcw es el caudal extra de agua de mar que se necesita para refrigerar y ΔTcf es el salto de temperatura que se consigue dar a la alimentación de agua de mar y al caudal de refrigeración en el condensador final. 2.4.6. Eficiencia La producción de destilado total md,total y la conversión del equipo de desalación R será igual a: 𝑚𝑑,𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 =𝑚𝑣,𝑐𝑓 +𝑚𝑐14 =∑𝑚𝑑,𝑖 +∑𝑚𝑓𝑏,𝑖 (89) 𝑅 = 𝑚𝑑,𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑚𝑓,𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 ·100 (90) El factor de rendimiento FR se define como: 𝐹𝑅 =𝑚𝑑,𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑄𝑟𝑒𝑐 2326 (91) Otro parámetro muy importante en desalación es el GOR, que se define como: 𝐺𝑂𝑅 = 𝑚𝑑,𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑚𝑣,𝑒𝑥𝑡,𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 (92) Por último, la salinidad del rechazo total del equipo de desalación Sfinal es igual a la del rechazo total del último efecto: 𝑆𝑓𝑖𝑛𝑎𝑙 =𝑆𝑏𝑏14 (93) 19 3 PARÁMETROS DE DISEÑO A continuación, se realiza una relación de los parámetros de diseño utilizados así como los aspectos tecnológicos que justifican su elección. El sistema será simulado para varios tamaños y la variable que dará la dimensión al sistema será el diámetro de apertura del concentrador. 3.1 Condiciones ambiente Se toman como condiciones ambiente de diseño una temperatura de 25 [ºC] y una presión atmosférica de 1 [atm]. Puesto que no es objeto de este trabajo estudiar el comportamiento del sistema en una localización en concreto, se eligen estas condiciones normales. Para fijar una IND de diseño [6] proponen que sea un 10-15% menor que la IND máxima para un sistema disco parabólico-motor Stirling. De esta forma, se elige una IND de diseño 780 [W/(m2 K)] que correspondería a una IND máxima de unos 900 [W/(m2 K)], un valor también típico. 3.2 Concentrador solar Se realizará un estudio del sistema para concentradores solares de disco parabólico que tengan un diámetro de apertura de entre 7 y 16 [m]. Menos de 7 [m] de concentrador constituiría un sistema que daría una potencia eléctrica muy pequeña y un concentrador de más de 16 [m] se considera que mecánicamente, la estructura del disco parabólico, tendría problemas para soportar la fuerza del viento. Se toma una reflectividad ηref del 94% para la superficie reflectante del concentrador [5]. Se fija la relación entre distancia focal y diámetro del concentrador f en 0,61, buscando que la superficie que forman los rayos solares al reflejarse sea lo más pequeña posible (Figura 6). Por último, con respecto a la relación entre el radio de apertura del receptor solar y la desviación estándar de la distribución Gaussiana rrcv/μ se toma 2,5. De esta forma se maximiza prácticamente el producto del rendimiento del concentrador y el rendimiento del receptor (Figura 11). Figura 11. Variación del rendimiento del concentrador y del receptor con el radio del receptor. 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 01234 rrcv/μ ηrcv ηcon ηcon*ηrcv Parámetros de diseño 20 3.3 Receptor solar Las microturbinas de gas tienen limitada su operación a una temperatura por debajo de 1000 [°C] en caso de que no se quieren usar materiales cerámicos ( [38]). Sin embargo, esto no es ningún inconveniente puesto que las aplicaciones de concentración de energía solar tienen normalmente limitada la temperatura del receptor a menos de 1000 [°C]. Esto es debido a que por encima de esta temperatura la eficiencia del receptor cae rápidamente debido al aumento de las pérdidas radiantes estropeando cualquier beneficio en la eficiencia de la microturbina de gas ( [39]). Por ello, la utilización de combustión suplementaria no está justificada en términos de alcanzar mayor temperatura de entrada a la turbina sino para extender la operación del sistema, salvar las oscilaciones en la irradiación solar que se producen en días nublados. Además de esto, las características del receptor solar no permiten según [33] superar los 950 [ºC] y de acuerdo con [40] el cristal sin recubrimiento no debería superar los 850 [ºC]. Atendiendo a todo lo anterior, se simulará el comportamiento del sistema para una temperatura del aire de salida del receptor y entrada a la turbina de 900 [°C] en un primer lugar, lo que supone mayor exigencia en los materiales de los equipos, y en segundo lugar para 800 [°C] que permite usar equipos de menor coste. De esta forma se podrá observar en los resultados la conveniencia o no de una temperatura u otra sin tener en cuenta el factor del coste de los equipos que no es objeto de este trabajo. Por otro lado, las propiedades ópticas de los materiales del receptor se consideran variables con la temperatura y la longitud de onda de la radiación. Se eligen las utilizadas por [40], las de un cristal de sílice fundida de 5 mm de espesor (Tabla 1). Propiedad óptica Visible Infrarroja (1373 [K]) Térmica (600 [K]) α y ε 0,01 0,326 0,8 τ 0,851 0,549 - λ 0,136 0,125 - Tabla 1. Propiedades ópticas de los materiales del receptor [40]. El coeficiente de transferencia convectiva exterior kcv,o se calcula usando la correlación proporcionada por [41] válida para la convección natural en planos inclinados: 𝑘𝑐𝑣,𝑜 =𝑓(𝑁𝑢(𝛾)), donde Nu es el número de Nusselt y γ el ángulo entre el cristal del receptor y el horizonte. Considerando que el receptor está situado inclinado en un ángulo de 60º en su punto de diseño, con el cual se genera la mayor electricidad; el coeficiente de transferencia convectiva interior kcv,i se fija en 150 [W/(m2K)] ( [12]). 3.4 Microturbina de gas Se fijará como se ha dicho anteriormente una temperatura de entrada a la turbina T5 de 900 [ºC], que es la máxima posible sin llegar a tener que usar materiales especiales ( [12] y [42]), en un primer lugar, y en un segundo lugar de 800 [°C]. De esta forma se comprobará si está justificado usar mejores materiales en la turbina para alcanzar los 900 [ºC]. En cuanto al recuperador, se considera que tiene una eficiencia ξrcp del 85% y una caída de presión κrcp del 2%, fijando como máxima temperatura de operación 780 [ºC] ( [12] y [43]). El rendimiento mecánico de la microturbina de gas ηm se fija en 96% y se establece en la cámara de combustión una pérdida de carga κcc del 2% ( [17]). También, se fija una contrapresión en la turbina de 15 mbar para tener en cuenta la pérdida de carga que sufren los gases de escape en la desaladora. La relación de compresión RC será una variable de optimización, estableciendo, para cada caso, la que permita alcanzar un mayor rendimiento de la microturbina de gas. Finalmente, para establecer el rendimiento isentrópico del compresor ηc y el de la turbina ηt se recurrirá a los diagramas velocidad específica, diámetro específico y al rendimiento isentrópico máximo de la referencia [44]. El procedimiento es explicado en el Anexo A. 21 Estudio termodinámico de la aplicación de un equipo de desalación al sistema solar de concentración de disco parabólico con microturbina de gas 3.5 Desaladora de agua Como se indicó y justificó anteriormente en el modelo matemático de la desaladora, el equipo MED constará de 14 efectos y tendrá una temperatura máxima de operación de 67 [°C], que será la temperatura de generación del vapor para el primer efecto Tv1. Además, se generará vapor para el octavo efecto también con vistas a recuperar más energía del escape de la microturbina de gas (Anexo B). Los gases de escape no tienen problemas por condensación de sustancias corrosivas al ser refrigerados debido a que si se quema algún combustible en la microturbina de gas, éste se considera que será gas natural. Por otro lado, con respecto a la alimentación, se usarán los datos de un agua de mar del Mediterráneo. El agua de mar de alimentación tendrá una temperatura Tf de 25 [°C] y una concentración de sales de 40686 [ppm] ( [45]). En el condensador final, la alimentación de agua de mar, junto al caudal de refrigeración extra, sufrirá un salto de temperaturas ΔTcf de 10 [°C]. La máxima concentración de sales considerada para una correcta operación Smáx es 75 [g/kg], por lo tanto, la concentración del rechazo del primer efecto, que es el que mayor salinidad presenta, y en consecuencia su caudal de alimentación estarán limitados por este parámetro. Por último, se fijará una diferencia de temperaturas en los tubos del evaporador ΔTe igual a 1,7 [°C]. 23 4 RESULTADOS E l modelo matemático del sistema al completo se simula en el programa informático Matlab© fijando los parámetros de diseño del capítulo anterior. De esta forma, es posible optimizar el diseño y hallar el comportamiento del sistema para cada tamaño. 4.1 Resultados para una TIT de 900 [ºC] Los principales resultados obtenidos para un sistema con una temperatura de entrada a la turbina (TIT) de 900 [ºC] se presentan en la Tabla 2 y en la Figura 12: Dcon [m] IND*Acon [kWt] Welec [kWe] Qrec [kWt] md [L/h] ηsist ηsist' 7 30,018 5,665 13,817 208 0,189 0,649 8 39,207 7,503 18,141 274 0,191 0,654 9 49,621 9,548 23,070 348 0,192 0,657 10 61,261 11,789 28,480 430 0,192 0,657 11 74,126 14,266 34,454 520 0,193 0,657 12 88,216 16,979 41,011 619 0,193 0,657 13 103,531 19,928 48,131 727 0,193 0,657 14 120,072 23,113 55,833 843 0,193 0,657 15 137,837 26,535 64,099 968 0,193 0,658 16 156,828 30,192 72,929 1101 0,193 0,658 Tabla 2. Principales resultados con TIT de 900 [ºC]. Figura 12. Potencia eléctrica y caudal de agua destilada con una TIT de 900 [ºC]. 0 200 400 600 800 1000 1200 5 10 15 20 25 30 35 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 md[L/h]Wnet [kWe] Dcon [m] Welec [kWe] md [L/h] 31 5 CONCLUSIONES La simulación del modelo matemático del sistema disco-mTG unido a una desaladora aporta unos resultados muy positivos. La aplicación del equipo de desalación mejora la eficiencia energética del sistema desde en torno a un 19% a alrededor del 65%. El sistema es capaz de producir entre 5,5 y 30 [kW] de potencia eléctrica y entre 210 y 1100 [L/h] de agua dulce dependiendo del tamaño. Con la aplicación de la desaladora, se consigue además refrigerar los gases de escape desde una temperatura de 248 a 61 [°C] lo que da muestras de la gran cantidad de energía recuperada. En la optimización del diseño del sistema, los resultados más importantes son que se ha obtenido un rendimiento de la microturbina de gas de 25,5% con una relación de compresión de 3,1 y con respecto a la desaladora, un factor de rendimiento de entorno a 9,7. Se ha estudiado la dependencia de los resultados con la temperatura de entrada a la turbina. Se ha podido comprobar que una disminución de la temperatura de entrada a la turbina afecta negativamente a la producción de electricidad por ser menor el rendimiento de la microturbina de gas. Sin embargo, se obtiene una mayor producción de agua dulce con la misma eficiencia en la desalación al tener más energía térmica los gases de escape. Con respecto al rendimiento global del sistema, para ambos casos es idéntico. El sistema de estudio resulta ser, basándose en estos resultados, una tecnología de potencial aplicación en localizaciones aisladas y subdesarrolladas que necesiten de electricidad y de agua dulce. Teniendo una gran eficiencia energética y pudiendo funcionar únicamente con energía solar. Por todo ello, se debería seguir investigando esta tecnología con varios objetivos. Primero, estudiar cómo funcionaría el sistema fuera del punto de diseño y como sería su comportamiento a lo largo del año. Segundo, se deberían estudiar sus costes tanto de instalación como de la producción de electricidad y agua dulce. Por último, se debería comparar su comportamiento y sus costes con el de otras alternativas para localizaciones donde tiene potencial interés su aplicación. 33 ANEXO A Para establecer el rendimiento isentrópico del compresor ηc y el de la turbina ηt se recurrirá a los diagramas de velocidad específica, diámetro específico y rendimiento isentrópico máximo de [44] como se indicó en el apartado 3.4. En estos diagramas, tanto en el de compresor como en el de turbina, se estudiarán como candidatos los puntos situados en la línea de Cordier, donde se encuentran los puntos de mayor rendimiento isentrópico máximo (Figura 18). Figura 18. Línea de Cordier a partir del mapa de Balje de un compresor ( [44] y [46]). Primero, se hallará el rendimiento isentrópico máximo del compresor. Para ello se estudiará, en cada caso, si es posible alcanzar el punto de mayor rendimiento, que es el de velocidad específica igual a 0,64 y diámetro específico igual a 4,2. Se considera que el generador eléctrico no puede girar a más de 120.000 [rpm], así que, si fijando este punto, la velocidad de giro del compresor fuera menor que 120.000 [rpm], el rendimiento del compresor se establecería como el máximo posible. Si la velocidad de giro resultante fuera mayor de 120.000 [rpm], no sería posible esta forma de actuación. En esta situación, se fijaría la velocidad de giro en 120.000 rpm, calculándose a partir de este dato la velocidad específica, con la que se obtendría el diámetro específico que le corresponde en la línea de Cordier así como el rendimiento isentrópico máximo del compresor en ese punto. Una vez hallado el rendimiento isentrópico máximo del compresor, se hallará el de la turbina. Como la velocidad de giro del compresor es la misma que la de la turbina al estar montados sobre el mismo eje, es posible calcular la velocidad específica de ésta. Con la velocidad específica, se puede hallar el diámetro específico y el rendimiento isentrópico máximo de la turbina correspondiente en la línea de Cordier. Los rendimientos isentrópicos máximos de compresor y de la turbina serán corregidos de forma que puedan usarse como rendimientos isentrópicos de las dos máquinas. La corrección se hace de forma que los valores sean del mismo orden que los usados por [17]. Estos factores de corrección serán de 0,907 para el del compresor y de 0,849 para el de la turbina. 35 ANEXO B En este anexo se buscará el efecto al cuál es más beneficioso introducir vapor externo de la desaladora de agua además de al primero. Para ello, se simulará el sistema con concentrador de 11 [m] de diámetro de apertura con vapor externo en distintos efectos además del primero. Conforme se introduzca el vapor en un efecto más lejano del primero, menor será la temperatura final de salida de los gases, y por tanto, mayor la cantidad de energía recuperada. Sin embargo, el objetivo que se persigue es maximizar la cantidad de agua dulce producida. Los resultados se muestran en la Tabla 10 y en la Figura 19. Se concluye que el efecto óptimo para introducir el vapor externo además del primero es el octavo, teniendo los gases una temperatura final de 60,8 [°C]. Efectos con vapor externo Qrec [kWt] Tgf [°C] mf,total [g/s] md,total [g/s] md [L/h] R FR GOR 1 31,463 77,0 369,7 134,2 483 36,3 9,923 9,986 1 y 6 33,624 65,3 369,7 143,6 517 38,9 9,937 10,007 1 y 7 34,041 63,0 369,7 144,3 519 39,0 9,859 9,932 1 y 8 34,455 60,8 369,7 144,5 520 39,1 9,758 9,833 1 y 9 34,868 58,5 369,7 144,4 520 39,1 9,636 9,714 1 y 10 35,279 56,3 369,7 144,0 518 38,9 9,493 9,574 1 y 11 35,690 54,1 369,7 143,2 516 38,7 9,331 9,416 Tabla 10. Optimización del efecto al que se introduce vapor externo además de al primero. Figura 19. Optimización del efecto al que se introduce vapor externo además de al primero. 460 470 480 490 500 510 520 530 1 1 y 6 1 y 7 1 y 8 1 y 9 1 y 10 1 y 11 Efectos con vapor externo md [L/h] 37 ANEXO C En este anexo se incluye una relación de resultados más completa del equipo de desalación para el sistema con diámetro de apertura del concentrador de 11 [m]. Se muestran los resultados de los distintos parámetros de cada efecto en la Tabla 11. N mv [g/s] mf [g/s] md [g/s] mb [g/s] Sb [g/kg] mbb [g/s] Sbb [g/kg] mfb [g/s] mrev [g/s] Tv [°C] T [°C] p [kPa] 1 13,4 26,4 12,1 14,3 74,9 14,3 74,9 0,0 0,0 67,0 65,3 25,95 2 12,1 26,4 10,8 15,6 68,8 29,9 71,9 0,1 0,1 64,6 62,9 23,30 3 10,9 26,4 9,7 16,7 64,5 46,4 69,4 0,1 0,1 62,2 60,5 20,92 4 10,0 26,4 8,9 17,5 61,4 63,8 67,4 0,2 0,1 59,9 58,2 18,78 5 9,2 26,4 8,3 18,1 59,3 81,6 65,8 0,2 0,2 57,6 55,9 16,85 6 8,7 26,4 7,9 18,6 57,9 99,9 64,5 0,3 0,2 55,3 53,6 15,10 7 8,4 26,4 7,6 18,8 57,2 118,3 63,6 0,4 0,2 53,0 51,3 13,52 8 9,5 26,4 8,8 17,6 61,2 135,4 63,5 0,4 0,3 50,8 49,1 12,08 9 9,6 26,4 9,0 17,4 61,8 152,3 63,5 0,5 0,3 48,5 46,8 10,77 10 9,8 26,4 9,4 17,0 63,1 168,8 63,7 0,6 0,3 46,2 44,5 9,58 11 10,3 26,4 10,0 16,4 65,3 184,6 64,0 0,6 0,4 44,0 42,3 8,51 12 11,0 26,4 10,7 15,7 68,5 199,6 64,6 0,7 0,4 41,7 40,0 7,54 13 11,8 26,4 11,7 14,7 73,0 213,6 65,4 0,7 0,5 39,5 37,8 6,66 14 12,9 26,4 12,8 13,6 79,2 226,4 66,4 0,8 0,5 37,2 35,5 5,87 Tabla 11. Resultados exhaustivos de la desalación con una TIT de 900 [°C] (I). Se puede observar cómo varía la cantidad de destilado que se produce en cada efecto en la Figura 20. Figura 20. Variación de la cantidad de destilado producido en cada efecto. 7,0 7,5 8,0 8,5 9,0 9,5 10,0 10,5 11,0 11,5 12,0 12,5 13,0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 N md [g/s] Anexo C 38 Por otro lado, la variación de la temperatura y presión en cada efecto se puede ver en la Figura 21. Figura 21. Variación de la temperatura y presión en cada efecto. Por último, se muestran los resultados globales del equipo de desalación para este caso en la Tabla 12. Qrec [kWt] Tgf [°C] mv,ext,total [g/s] mcw [g/s] mf,total [g/s] Sfinal [g/kg] Smáx [g/kg] md [g/s] md [L/h] R FR GOR 34,454 60,8 14,7 492,6 369,7 66,4 74,9 144,5 520 39,1 9,76 9,83 Tabla 12. Resultados exhaustivos de la desalación con una TIT de 900 [°C] (II). 0 4 8 12 16 20 24 28 35 40 45 50 55 60 65 70 12345678910 11 12 13 14 p [kPa]T [°C] N T [C] p [kPa] 39 REFERENCIAS [1] L. Six y R. Elkins, Solar Brayton engine/alternator set, Parabolic Dish Solar Thermal Power Annual Program Review, pp. 23-36, 1981. [2] D. Gallup y J. Kesseli, «A solarized Brayton engine based on turbocharger technology and DLR receiver,» de ASME, Joint Solar Engineering Conference, pp. 561-566, 1994. [3] J. Kesseli y A. Wells, «Cost comparative 30 kWe gas turbine/generator demostration for cogeneration or solar-electric applications,» de IEEE, 24th International Energy Conversion Engineering Conference, pp. 1903-1908, 1989. [4] B. Dickey, «Test results from a concentrated solar microturbine Brayton cycle integration gt2011-45918,» de ASME-IGTI, ASME 2011 Turbo Expo: Turbine Technical Conference and Exposition, pp. 1013-1036, 2011. [5] W. Stine y R. Harrigan, Solar Energy Fundamentals and Design, Wiley-Interscience, 1985. [6] T. Mancini, P. Heller, B. Butler, B. Osborn, W. Schiel y R. Buck, «Dish-stirling systems: an overview of development and status,» J. Sol. Energy Eng., pp. 125 (2), 135–151, 2003. [7] Various, «Report on State-of-the-art of Dish-engine Applications. Progress Report. European Commission, oMSoP Project (FP7 Grant n. 308952).,» 2013. [8] G. Barigozzi, G. Bonetti, G. Franchini, A. Perdichizzi y S. Ravelli, «Thermal performance prediction of a solar hybrid gas turbine,» Sol. Energy, vol. 7, nº 86, pp. 2116-2127, 2012. [9] U. Fisher, C. Surgarmen y J. Sinai, «Gas turbine ‘‘solarization”-modifications for solar/fuel hybrid operation.,» J. Sol. Energy Eng., nº 126, pp. 872-878, 2014. [10] B. LLC, Brayton Power Conversion System, 2011. [11] W. Le Roux, T. Bello-Ochende y J. Meyer, «Thermodynamic optimisation of the integrated design of a small-scale solar thermal Brayton cycle.,» Int. J. Energy Res., vol. 11, nº 36, pp. 1088-1104, 2012. [12] L. Aichmayer, J. Spelling, B. Laumert y T. Fransson, «Micro gas-turbine design for small-scale hybrid solar power plant,» J. Eng. Gas Turbines Power, pp. 135 (11), 113001–113011, 2013. [13] M. Lanchi, M. Montecchi, T. Crescenzi, D. Mele, A. Miliozzi, V. Russo, D. Mazzei, M. Misceo, M. Falchetta y R. Mancini, «Investigation into the coupling of micro gas turbines with CSP technology:,» OMSoP project. Energy Procedia, nº 69, pp. 1317-1326.