Dimensionado óptimo de sistemas de refrigeración solar en edificios de oficinas

Equation Chapter 1 Section 1 Trabajo Fin de Grado Grado en Ingeniería de la Energía Dimensionado óptimo de sistemas de refrigeración solar en edificios de oficinas Autor: Miguel Ávila Gutiérrez Tutores: Servando Alvarez Dominguez Laura Romero Rodríguez Dpto. de Ingeniería Energética. Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2019 ii iii Trabajo Fin de Grado Grado en Ingeniería de la Energía. Dimensionado óptimo de sistemas de refrigeración solar en edificios de oficinas Autor: Miguel Ávila Gutiérrez Tutores Servando Alvarez Dominguez Laura Romero Rodríguez Dpto. de Ingeniería Energética Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2019 iv v Proyecto Fin de Carrera: Dimensionado óptimo de sistemas de refrigeración solar en edificios de oficinas Autor: Miguel Ávila Gutiérez Tutores: Servando Alvarez Dominguez Laura Romero Rodríguez El tribunal nombrado para juzgar el Proyecto arriba indicado, compuesto por los siguientes miembros: Presidente: Vocales: Secretario: Acuerdan otorgarle la calificación de: Sevilla, 2019 vi El Secretario del Tribunal vii A mi familia A mis maestros viii ix Agradecimientos Finalmente parece que se acaba. Agradecer en primer lugar a Sevilla, tanto por lo que me ha dado como por lo que me ha quitado. A las personas que he conocido tanto dentro como fuera de la facultad, y han hecho que simpere mantenga estos años en mi cabeza como un lindo recuerdo. A mi familia, en especial a mis padres y mi hermana por aguantarme, enseñarme y apoyarme (no solo económicamente). Por último, agradecer a mis tutores, a Servando por dejarme formar parte de este proyecto que tanto me ha enseñado, y a Laura, por la incontable paciencia que ha debido tener y por su incansable ayuda. Ah, y a Laura también. Miguel Ávila Gutiérrez Sevilla, 2019 xvi Figura 4-12. Demandas de calefacción, original y modificada con el control de precalentamiento, a lo largo del año. Fuente: Elaboración propia. 24 Figura 4-13. Demandas diarias de calefacción, original y modificada con el control de precalentamiento. Fuente: Elaboración propia. 25 Figura 5-1. Representación del comportamiento del rendimiento y la potencia de la caldera y de la demanda de calefacción, frente al tiempo. Fuente: Elaboración propia. 29 Figura 5-2.Comparación del rendimiento de los colectores y la radiación recibida sobre su superficie, para un día tipo de Enero y Julio. Fuente: Elaboración propia. 30 Figura 5-3. Comparación de la potencia cedida y del incremento de temperatura que experimenta el fluido al atravesar un campo de colectores de 100m², para un día tipo de Enero y Julio. Fuente: Elaboración propia. 31 Figura 5-4. Energía cedida al fluido por los colectores en función de la hora del año para los 12 meses. Fuente: Elaboración propia. 31 Figura 5-5. Esquema del modelo del tanque utilizado. Fuente: TRNSYS 33 Figura 5-6. Párametros básicos para simular en TRNSYS. Fuente: TRNSYS 36 Figura 5-7. Esquema de la instalación inicial en TRNSYS. En la parte superior la red de refrigeración, y en la parte inferior, la red de calefacción. Fuente: Elaboración propia. 37 Figura 5-8. Diagrama de flujo del control de la instalación inicial de refrigeración. Fuente: Elaboración propia. 38 Figura 5-9.Diagrama de flujo del control de la instalación inicial de calefacción. Fuente: Elaboración propia. 38 Figura 5-10. Esquema en TRNSYS de la instalación con el sistema de refrigeración solar. Fuente: Elaboración propia. 39 Figura 5-11. Diagrama de flujo del control de la instalación con refrigeración solar en régimen de calefacción. Fuente: Elaboración propia. 40 Figura 5-12. Diagrama de flujo del control de la instalación con refrigeración solar en régimen de 41 Figura 6-1. Energía total que sale y entra del sistema en la instalación inicial, para cada mes del año. Fuente: Elaboración propia. 43 Figura 6-2. Energía total que sale y entra del sistema en la instalación con refrigeración solar, para cada mes del año. Fuente: Elaboración propia. 44 Figura 6-3. Variación de la temperatura del tanque de acumulación de la red de alta durante el primer periodo del régimen de calefacción (Enero-Mayo). Fuente: Elaboración propia. 46 Figura 6-4. Variación de la temperatura del tanque de acumulación de la red de alta durante el segundo periodo del régimen de calefacción (Noviembre-Diciembre). Fuente: Elaboración propia. 47 Figura 6-5. Variación de la temperatura del tanque de acumulación de la red de baja durante el periodo del régimen de refrigeración (Mayo-Octubre). Fuente: Elaboración propia. 47 Figura 6-6. Representación horaria de la temperatura del TARAT y de la demanda de calefacción, para un día del mes de Diciembre. Fuente: Elaboración propia. 48 Figura 6-7. Representación horaria de la temperatura del tanque de refrigeración y de la demanda de refrigeración, para un día del mes de Julio. Fuente: Elaboración propia. 48 Figura 6-8. Variación anual de la temperatura del tanque principal de acumulación de la red de alta. Fuente: Elaboración propia. 49 Figura 6-9. Variación anual de la temperatura del tanque de acumulación de los colectores. Fuente: Elaboración propia. 49 Figura 6-10. Variación de la temperatura del tanque de acumulación de la red de baja, durante el régimen de refrigeración. Fuente: Elaboración propia. 50 xvii Figura 6-11. Representación de las temperaturas de los dos tanques de la red de alta para el mes de Diciembre, junto a las señales de control de la caldera y del tanque de colectores. Fuente: Elaboración propia. 50 Figura 6-12. Representación de las temperaturas de los dos tanques de la red de alta, para el mes de Julio. Fuente: Elaboración propia. 51 Figura 6-13. Representación de la temperatura del tanque de refrigeración junto al control de activación de la MASE para el mes de Julio. Fuente: Elaboración propia. 51 Figura 6-14. Evolución anual de la temperatura del TARAT para distintos volúmenes. Fuente: Elaboración propia. 52 Figura 6-15. Evolución horaria de la temperatura del TARAT en régimen de calefacción para distintos volúmenes. Fuente: Elaboración propia. 52 Figura 6-16. Evolución horaria de la temperatura del TARAT en régimen de refrigeración para distintos volúmenes. Fuente: Elaboración propia. 53 Figura 6-17. Evolución horaria de la temperatura del tanque de la red de baja en régimen de refrigeración para distintos volúmenes. Fuente: Elaboración propia. 53 Figura 6-18. Evolución horaria de la temperatura del tanque de la red de baja en régimen de refrigeración para distintos volúmenes. Fuente: Elaboración propia. 54 Figura 6-19. Evolución anual de la temperatura del tanque de colectores para distintos volúmenes. Fuente: Elaboración propia. 54 Figura 6-20. Evolución horaria de la temperatura del tanque de colectores, en régimen de calefacción, para distintos volúmenes. Fuente: Elaboración propia. 55 Figura 6-21. Evolución horaria de la temperatura del tanque de colectores, en régimen de refrigeración, para distintos volúmenes. Fuente: Elaboración propia. 55 Figura 6-22. Horas anuales en las que la demanda de refrigeración no ha sido cubierta. Fuente: Elaboración propia. 56 Figura 6-23.Horas anuales en las que la demanda de refrigeración no ha sido cubierta. Fuente: Elaboración propia. 56 Figura 6-24. Variación del consumo de la caldera frente al número de captadores solares, en función del volumen del tanque de colectores, para un volumen del TARAT igual a 35m³. Fuente: Elaboración propia. 57 Figura 6-25.Variación del consumo de la caldera frente al número de captadores solares, en función del volumen del tanque de colectores, para un volumen del TARAT igual a 40m³. Fuente: Elaboración propia. 58 Figura 6-26. Variación del consumo de la caldera frente al número de captadores solares, en función del volumen del tanque de colectores, para un volumen del TARAT igual a 45m³. Fuente: Elaboración propia. 58 Figura 6-27. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del tanque de refrigeración y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 0kW. Fuente: Elaboración propia. 59 Figura 6-28. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del tanque de refrigeración y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 50kW. Fuente: Elaboración propia. 59 Figura 6-29. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del tanque de refrigeración y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 100kW. Fuente: Elaboración propia. 60 Figura 6-30. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del tanque de refrigeración y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 200kW. Fuente: Elaboración propia. 60 Figura 6-31. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del tanque de refrigeración y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 400kW. Fuente: Elaboración propia. 61 xviii Figura 6-32. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del TARAT y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 0kW. Fuente: Elaboración propia. 61 Figura 6-33.Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del TARAT y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 100kW. Fuente: Elaboración propia. 62 Figura 6-34. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del TARAT y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 400kW. Fuente: Elaboración propia. 62 Figura 6-35. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente a la potencia frigorífica aportada por la MASE, para distintos números de paneles, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 50kW. Fuente: Elaboración propia. 63 Figura 6-36. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente a la potencia frigorífica aportada por la MASE, para distintos números de paneles, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 100kW. Fuente: Elaboración propia. 63 Figura 6-37. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente a la potencia frigorífica aportada por la MASE, para distintos números de paneles, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 200kW. Fuente: Elaboración propia. 64 Figura 6-38. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente a la potencia frigorífica aportada por la MASE, para distintos números de paneles, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 400kW. Fuente: Elaboración propia. 64 Figura 6-39. Temperatura del TARAT para las distintas configuraciones de captadores solares. Potencia nominal de la MASE de 100 kW, volúmenes del TARAT y TARBT de 35m³. Fuente: Elaboración propia. 65 Figura 6-40. Temperatura del TARAT para las distintas configuraciones de captadores solares. Potencia nominal de la MASE de 100 kW, volúmenes del TARAT y TARBT de 35m³. Fuente: Elaboración propia. 65 Figura 6-41. Consumo anual de la enfriadora frente a la potencia frigorífica anual aportada por la MASE. Fuente: Elaboración propia. 66 Figura 6-42. Aportación frigorífica de la MASE frente al volumen del tanque de acumulación de refrigeración, para distintos volúmenes del tanque de colectores, para 200 paneles y la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 200kW. Volumen tanque calefacción igual a 35m³. Fuente: Elaboración propia. 66 Figura 6-43. Aportación frigorífica de la MASE frente al volumen del tanque de acumulación de refrigeración, para distintos volúmenes del tanque de colectores, para 200 paneles y la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 200kW. Volumen tanque calefacción igual a 40m³. Fuente: Elaboración propia. 67 Figura 6-44. Aportación frigorífica de la MASE frente al volumen del tanque de acumulación de refrigeración, para distintos volúmenes del tanque de colectores, para 200 paneles y la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 200kW. Volumen tanque calefacción igual a 45m³. Fuente: Elaboración propia. 67 Figura 6-45. Consumo de la enfriadora frente al volumen del tanque de acumulación de refrigeración, para distintos volúmenes del tanque de colectores, para 200 paneles y la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 200kW. Volumen tanque calefacción igual a 35m³. Fuente: Elaboración propia. 68 Figura 6-46. Aportación frigorífica de la MASE frente al volumen del tanque de acumulación de colectores, para distintos volúmenes del tanque principal, con 200 paneles y la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 400kW. Volumen tanque refrigeración igual a 40m³. Fuente: Elaboración propia. 69 Figura 6-47. Ratios de producción de energía eléctrica-térmica de la MASE, para las distintas potencias nominales de la MASE. Fuente: Elaboración propia. 69 Figura 7-1. Ley de costes de los tanques de acumulación. Fuente: Dpto Termotecnia, US. 72 Figura 7-2. Ley de costes de máquina de absorción de simple efecto. Fuente: Dpto. Termotecnia, US. 73 Figura 7-3. Representación del CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo total de energía primaria. Fuente: Elaboración propia. 76 xix Figura 7-4. Representación del CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar para las distintas potencias de la MASE, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable. Fuente: Elaboración propia. 77 Figura 7-5. Zoom de la zona sombreada en rojo de la figura 7-4. Fuente: Elaboración propia. 78 Figura 7-6. CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar para distintos números de captadores térmicos, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable Fuente: Elaboración propia. 78 Figura 7-7. Zoom de la zona sombreada en rojo de la figura 7-6.Fuente: Elaboración propia. 79 Figura 7-8. CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar para distintos volúmenes del tanque principal de la red de alta, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable Fuente: Elaboración propia. 79 Figura 7-9. Zoom de la zona sombreada en rojo de la figura 7-8. Fuente: Elaboración propia. 80 Figura 7-10. CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar para distintos volúmenes del tanque de refrigeración, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable Fuente: Elaboración propia. 80 Figura 7-11. Zoom de la zona sombreada en rojo de la figura 7-10. Fuente: Elaboración propia. 81 Figura 7-12. CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar para distintos volúmenes del tanque de colectores, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable Fuente: Elaboración propia. 81 Figura 7-13. Zoom de la zona sombreada en rojo de la figura 7-12. Fuente: Elaboración propia. 82 Figura 7-14. CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable. La zona sombreada engloba los 613 casos que cumplen tanto el límite de consumo como la condición de tener un CCV menor que el del caso base. Fuente: Elaboración propia. 82 Figura 7-15. CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar para distintos volúmenes del tanque de colectores, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable Fuente: Elaboración propia. 84 Figura 7-16. Zoom de la zona sombreada en rojo de la figura 7-14, correspondiente a los 34 casos óptimos. Fuente: Elaboración propia. 84 xx Notación ACS Agua Caliente Sanitaria. COP Coefficient of Performance (Coeficiente de Operatividad) IEA Agencia Internacional de Energía. EER Energy Efficiency Ratio (Coeficiente de eficiencia energética) MASE Máquina de Absorción de Simple Efecto TARAT Tanque de Acumulación Principal de la Red de Alta Temperatura TARBT Tanque de Acumulación de la Red de Baja Temperatura TAC Tanque de Acumulación de los Colectores 1 1 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla 1 INTRODUCCIÓN 1.1 Contexto energético Actualmente la dependencia energética mundial con los combustibles fósiles sigue siendo un lastre de cara a un futuro energético fiable y sostenible. Según la revisión estadística de las reservas mundiales de petróleo realizada por la empresa BP, el mundo tendría abastecimiento seguro de este oro negro los próximos 50 años, a un nivel de consumo equivalente al de 2017. Pero la demanda mundial de energía aumenta sin cesar, en concreto se preveé que aumente hasta el 2035 en alrededor de un tercio. Acorde con las predicciones de la Agencia Internacional de la Energía (IEA), los recursos fósiles seguirán dominando la producción global de energía, sin embargo, el ascenso de la generación eléctrica a partir de fuentes renovables llevará hasta el 30% la proporción de estas en el mix eléctrico mundial, adelantando al gas natural en los próximos años y alcanzando prácticamente al carbón como primera fuente para la producción de electricidad en 2035. La generación de energía por medio de centrales nucleares acabará creciendo dos tercios a pesar de la desaceleración en el ritmo actual. El carbón sigue siendo una opción más barata que el gas para generar electricidad en numerosas regiones, pero las políticas destinadas a mitigar el cambio climático serán decisivas para determinar el futuro de las energías fósiles. A modo de ejmplo de esta realidad tenemos al gran gigante asiático, China, el mayor consumidor de energía primaria del mundo desde 2009 y la segunda mayor economía del mundo, solo por detrás de la estadounidense, está modificando su modelo de crecimiento económico hacia el sector servicios y está realizando una fuerte apuesta por un mix energético más limpio (actualmente China es el mayor consumidor de carbón del mundo, recurso que representa dos tercios de su demanda de energía primaria). Figura 1-1. Evolución del mix energético mundial 2016-2017. Fuente: BP. En la Figura 1-1 se puede observar cómo, a pesar de que las renovables están ganando importancia en el mix energético mundial, el consumo de los recursos no renovables también sigue en aumento. 2 2 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Los avances tecnológicos, tanto en la búsqueda de yacimientos como en los métodos de extracción (fracking), consiguen seguir alargando las esperanzas de vida de los recursos fósiles, pero como cualquier otro recurso finito terminarán por agotarse en un futuro próximo. El contexto político que envuelve a las reservas de petróleo incrementa la incertidumbre de suministro aun más, ya que las mayores reservas de combustibles fósiles se encuentran en países con riesgos casi constantes de conflictos sociales y bélicos. Esta repartición descompensada de las reservas fósiles incide más sobre un futuro energético poco fiable para la mayoría de los países, al depender de agentes externos para poder satisfacer las necesidades energéticas propias. En el marco europeo las exigencias fundamentales del marco del clima y la energía para el año 2030 obligan a tener, al menos, un 27 % de cuota de energías renovables y a reducir, al menos, un 40 % las emisiones de gases de efecto invernadero (en relación con los niveles de 1990). Además de las exigencias gubernamentales que incluyen a la mayoría de los países, existe ya una conciencia social considerable de aceptación a la existencia del cambio climático que estamos provocando, y de los riesgos que conllevaría no revertir esta situación. En el año 2017 el aumento del consumo de fuentes energéticas menos limpias llevó a un crecimiento de las emisiones de CO2 hasta el ratio más elevado desde 2012. A pesar de la conciencia mundial sobre la realidad energética y el cambio necesario que se necesita por el bien de todos y del planeta, no es tarea fácil cambiar un modelo tan arraigado. Además, hay que ser conscientes de que las energías renovables no son igual de fiables que los recursos convencionales, ya que dependen de fuentes naturales que, en gran medida, están fuera de nuestro control, pudiéndose solo en el mejor de los casos ser analizadas para poder anticiparnos a los acontecimientos. Figura 1-2. Variación del precio (en dólares) del barril de petróleo crudo a lo largo del tiempo. Eventos mundiales. Fuente: British Petroleum 3 3 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Figura 1-3. Evolución del mix energético en Epaña 2016-2017. Fuente: BP. Si se observa la Figura 1-3, podemos observar lo que puede llegar a tambalearse un modelo a raíz de imprevistos climáticos. Debido a un año de relativa sequía, la energía hidroeléctrica en el año 2017 bajo 49 puntos respecto al año 2016, aumentando en consecuencia el peso del consumo de recursos fósiles, como el carbón o el gas natural. Esto no quiere decir que sea imposible llegar tener un modelo sustentado casi en su totalidad en recursos limpios, si no que esta tarea requiere una gran planificación que deberá incluir todo tipo de soluciones energéticas. 1.2 Principio y antecedentes históricos del ciclo de refrigeración por absorción El ciclo termodinámico de enfriamiento por absorción, al igual que el de compresión, se basa en la necesidad del fluido usado como refrigerante de obtener calor del líquido a enfriar para poder pasar del estado líquido al de vapor al reducirse la presión a la que está sometido. En los equipos de refrigeración, el fluido en estado líquido se encuentra a más alta presión en el condensador y se le hace fluir al evaporador a baja presión donde obtiene de su entorno el calor necesario para poder evaporarse. Este refrigerante en estado vapor se devuelve a alta presión al condensador donde se le sustrae el calor que ha obtenido volviendo al estado líquido para empezar de nuevo el ciclo. Con ello se logra el objetivo de sacar calor de un espacio, el evaporador, enfriándolo, para disiparlo en otro, el condensador. Mientras que en el ciclo de compresión, la circulación del fluido y el efecto de la presión se obtiene con un compresor mecánico, en el ciclo de absorción ello se logra aportando calor al generador donde el refrigerante está mezclado con otro fluido denominado absorbente cuya función es absorber el vapor en la zona de baja presión para poder devolverlo en forma líquida al generador. El ciclo de absorción no es un descubrimiento reciente. Sus antecedentes pueden situarse en 1755, cuando el escocés William Cullen consiguió obtener una pequeña cantidad de hielo en una campana donde mantenía una presión reducida. Poco después, en 1777, otro escocés, Gerald Nairne, introducía ácido sulfúrico en la campana de Cullen, de manera que el vapor de agua fuera absorbido por este, dejando espacio para permitir una mayor evaporación de agua. Algo más tarde, en 1810, John Leslie coloca dentro de la campana bajo vacío, un recipiente con el agua a evaporar y en el fondo otro recipiente con el ácido sulfúrico, logrando una producción de 3 kg de hielo por hora. Pero es finalmente el francés Ferdinand Carré, quién construye y comercializa la primera máquina de absorción, destinada principalmente a la fabricación de hielo, utilizando amoniaco como refrigerante y agua como absorbente. Esta máquina fue patentada en 1859 y obtuvo el premio de la Exposición Universal de Londres de 1862. En 1875 el buque Paraguay, equipado con maquinas de Carré, transportó por primera vez carne congelada desde Buenos Aires hasta el puerto de Le Havre. Hasta los años sesenta del pasado siglo XX, esta técnica se desarrolló especialmente en los Estados Unidos, pero 4 4 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla posteriormente ha evolucionado particularmente en el Japón debido probablemente a la política energética seguida por éste país. Existen versiones de llama directa en las que el calor es aportado por un quemador de combustible y otras por agua caliente, donde se utiliza la energía contenida en agua caliente de origen solar o procedente de equipos de cogeneración u otras fuentes de calor gratuito o residual. 5 5 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla 2 JUSTIFICACIÓN DEL PROYECTO 2.1 Problemática La transición de un sistema energético mundial basado en los pilares de los recursos fósiles, hacia un mix energético sostenible y respetuoso con el medio ambiente, es una realidad inminente y será un proceso que requiere todas las alternativas que las energías renovables puedan ofrecer. El análisis realizado por el físico y exprofesor de la Universidad de Cambridge, David Mackay, expone que una generación basada exclusivamente en energías renovables es casi una utopía, si intentamos implantar este sistema siguiendo los canónes del modelo energético actual, como son las grandes plantas de generación centralizadas. En la Figura 2-1 se puede observar, para distintos tipos de energías renovables, la superficie que haría falta cubrir para poder producir 16 kWh por día y persona. Teniendo en cuenta que actualmente el ciudadano medio europeo consume aproximadamente 125 kWh por día, parece insostenible intentar crear un modelo de generación centralizada a gran escala a partir de energías renovables. Figura 2-1. Representación de la superficie necesaria para producir 16 kWh/d/p para distintos tipos de energías renovables. Fuente: TED La conclusión a la que se llega tras esta reflexión no es una negativa ante las renovables, sino aceptar que no son una alternativa milagrosa en el sentido de que, no basta con instalar grandes parques eólicos, cubrir millones de hectáreas con plantaciones de biomasa etc. sino que será necesario encontrar una solución que se adapte, en la medida de lo posible, en cada caso, a las necesidades y los recursos disponibles. La integración de generación a partir de fuentes renovables en los propios puntos de consumo o en sus alrededores, no solo reduce pérdidas por transporte, si no que da como resultado un sistema eléctrico más estable y equilibrado. 12 12 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Según la temperatura del foco caliente se pueden clasificar en dos tipos: -Absorción simple efecto: La fuente térmica es agua caliente a una temperatura entre 80 y 95ºC, obteniéndose un COP del orden del 0,7. -Absorción doble efecto: La fuente térmica puede ser vapor de agua, gases de escape de motores o turbinas o, incluso, fuego directo, obteniéndose un COP hasta de 1,4 Debido a la naturaleza de la instalación contemplada en este proyecto, la máquina de absorción que se adapta mejor es la de simple efecto. A continuación se describirá brevemente su funcionamiento. Por el circuito primario del generador circula el agua caliente que aporta la energía necesaria para hacer funcionar el sistema. Esta agua caliente entra nominalmente a una temperatura de 88ºC en el circuito primario del generador saliendo de él a 83ºC. Mientras, en el circuito secundario del generador, o sea en el circuito de refrigeración, circula una solución acuosa (solución diluida) con un 52% de LiBr y una presión absoluta es de 13 kPa. Como efecto del calor aportado por el circuito primario de agua caliente, el agua de la solución diluida entra en ebullición y el vapor formado se dirige hacia el recipiente contiguo que es el condensador. Debido a esta separación de vapor, la solución restante, denominada solución concentrada, se concentra hasta un 56% de LiBr, fluye en estas condiciones hacia el intercambiador de calor situado en la parte inferior del esquema. Mientras, en el condensador, el vapor de agua se enfría hasta 36ºC gracias al circuito de agua procedente, en nuestro caso, de una torre de enfriamiento y que entra a la máquina a una temperatura de 31ºC, condensando el vapor de agua y convirtiéndolo en líquido. Este líquido refrigerante, es introducido por diferencia de presión en el evaporador donde se mantiene una presión absoluta de 0,9 kPa, por lo que se evapora a 3ºC adquiriendo el calor necesario para ello del circuito de agua a refrigerar, rebajando su temperatura a 7ºC (suponiendo que ha entrado de la instalación a 12ºC). Al mismo tiempo, la solución concentrada al 56% de LiBr procedente del generador fluye en el absorbedor que comparte espacio y presión con el evaporador, siendo el vapor de agua contenido en este absorbido por el LiBr debido a su afinidad con el agua, diluyendo la concentración de LiBr de nuevo al 52%. Ello permite eliminar el vapor a medida que se produce y continuar manteniendo la presión de 0,9 kPa en el espacio compartido por el Figura 3-5.Ciclo de absorción de LiBr-H2O de simple efecto. Fuente: Absorsistem. 13 13 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla evaporador y el absorbedor. El fenómeno de la absorción produce calor que a su vez es eliminado por el mismo circuito de enfriamiento antes de dirigirse al condensador. Finalmente, la solución diluida al 52% de LiBr por la absorción del vapor, es aspirada por la bomba de solución para enviarla de nuevo al generador donde se reinicia el proceso, pasando previamente por un intercambiador de calor que permite aumentar el rendimiento del ciclo. 3.1.3 Torre de refrigeración. Las torres de refrigeración o torres de enfriamiento de agua son equipos que basan su funcionamiento en el principio del enfriamiento evaporativo, proceso natural que utiliza el agua como refrigerante y que se aplica para transmitir a la atmósfera el calor excedente de diferentes procesos y máquinas térmicas. A grandes rasgos las torres de refrigeración incorporan: una superficie de intercambio de calor y masa humedecida mediante un dispositivo de distribución de agua, un sistema de ventilación (natural o forzada) encargado de favorecer y, en su caso, forzar el paso del aire ambiente a través del relleno de intercambio de calor y masa, y diferentes componentes auxiliares tales como una balsa colectora de agua, bomba de recirculación, separadores de gotas e instrumentos de control. Las torres de refrigeración enfrían el agua caliente pulverizándola en forma de lluvia de gotas que caen en un intercambiador (un conjunto de finas láminas de PVC colocadas de forma específica) donde se refrigeran por medio de una corriente de aire, que fluye en sentido contrario, cayendo el agua ya refrigerada a un depósito en condiciones óptimas para volver a ser utilizada como fluido refrigerante. El uso de torres de refrigeración cuenta con numerosos beneficios si lo comparamos con otro tipo de sistemas de refrigeración que se basan en el uso de refrigerantes. Entre ellos un mayor ahorro energético, menor impacto ambiental y requieren menor inversión inicial que las condensadoras de aire. 3.1.3.1 Tipologías Según su diseño, podemos encontrarnos distintos tipos de torres de refrigeración o enfriamiento. La diferencia fundamental entre unas y otras radica en la forma en la que introducen el aire en la torre para refrigerar el agua. Figura 3-6.Funcionamiento esquematizado de una torre de refrigeración (en concreto de tiro forzado). Fuente: Caloryfrio. 14 14 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla 3.1.3.1.1 Torres de enfriamiento de tiro natural El flujo del aire necesario se obtiene como resultado de la diferencia de densidades, entre el aire más frío del exterior y húmedo del interior de la torre. Utilizan chimeneas de gran altura para obtener el tiro deseado. Debido a las grandes dimensiones de estas torres se utilizan flujos de agua de más de 200.000gpm. Son muy utilizadas en las centrales térmicas. 3.1.3.1.2 Torres de enfriamiento de tiro inducido En este tipo de torres, el aire se succiona mediante un ventilador situado en la parte superior de la torre. Son las más utilizadas porque resultan más eficientes que otros modelos. 3.1.3.1.3 Torres de enfriamiento de tiro forzado El aire es forzado por un ventilador situado en la parte inferior de la torre y se descarga por la parte superior. Este tipo de torres resultan menos eficientes ya que la velocidad de descarga es menor. 3.1.3.1.4 Torres de enfriamiento de tiro cruzado El aire entra por los lados de la torre fluyendo horizontalmente a través del agua que cae. Estas torres necesitan más aire y tienen un coste de operación más bajo que las torres a contracorriente. 3.1.4 Bombas hidraúlicas. Una bomba hidráulica es una máquina generadora capaz de transformar la energía mecánica con la que es accionada en energía en forma de presión, que cede al fluido que la atraviesa. La bomba de una instalación hidráulica de calefacción o refrigeración tiene la función de hacer circular el agua desde el equipo generador (caldera o planta frigorífica) hasta el terminal de uso. Para ello la bomba debe suministrar un caudal de agua cuya presión sea suficiente para vencer las resistencias a lo largo del circuito de distribución. Se comentarán brevemente los elementos constructivos de una bomba centrífuga ya qué son las más utilizadas en este tipo de instalaciones: -Una tubería de aspiración. -El impulsor o rodete, formado por una serie de álabes de diversas formas que giran dentro de una carcasa circular. El rodete va unido solidariamente al eje y es la parte móvil de la bomba. -El difusor junto con el rodete, están encerrados en una cámara, llamada carcasa o cuerpo de bomba. El difusor está formado por unos álabes fijos divergentes, que, al incrementarse la sección de la carcasa, la velocidad del agua irá disminuyendo lo que contribuye a transformar la energía cinética en energía de presión, mejorando el rendimiento de la bomba. -El eje de la bomba es una pieza en forma de barra de sección circular no uniforme que se fija rígidamente sobre el impulsor y le transmite la fuerza del elemento motor. Las bombas centrífugas para agua se clasifican atendiendo a la posición del eje en bombas de eje horizontal y bombas de eje vertical. 3.1.5 Tanques de almacenamiento. Acumuladores. Un Acumulador es un tanque o depósito de agua reforzado por un aislante térmico que permite almacenar agua, caliente o fría, para suministrarla a una instalación de calefacción o refrigeración. Principalmente permiten tener una reserva térmica segura y accesible en cualquier instante en el que se requiera combatir la demanda, con la ventaja de poder mantener una temperatura constante. Además, permiten el desacople entre la producción de energía y el uso de esta para satisfacer la demanda. En el caso de un sistema de refrigeración solar, nos permite acumular la energía que producimos cuando está disponible el recurso solar, para poder utilizarla en cualquier otro momento en el que sea necesario. 15 15 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla 3.2 Instalaciones. Debido a la relativa novedad de las instalaciones de refrigeración solar por absorción, no existe aún una clara tecnología dominante y son numerosos los avances que se consiguen cada año. A continuación, se muestra un listado de instalaciones existentes y operativas que uitilizan el ciclo de refrigeración solar por absorción. La información ha sido facilitada por una empresa pionera en esta tecnología, llamada Absorsistem. De hecho, el modelo de la máquina de abosrción elegido para este proyecto se corresponde con un modelo que ellos fabrican, llamado YAZAKI. Figura 3-7. Instalaciones existentes solares con enfriadoras de absorción. Potencias nominales frigoríficas y superficies solares instaladas. Fuente: Empresa privada Absorsistem. 16 16 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla 17 17 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla 4 EDIFICIO OBJETO 4.1 Descripción geométrica, constructiva y operacional El edificio objeto de estudio se trata de un edificio de oficinas rectangular compuesto por ocho plantas, dos de ellas no habitables (garaje y sótano), por lo tanto, estas no intervendrán en el propósito de este proyecto, ya que son zonas que no requieren acondicionamiento. Figura 4-1.Modelo del edificio objeto. Fuente: HULC. Se utilizará la herramienta informática DSGCODE para realizar el cálculo de las solicitaciones energéticas del edificio. Dicho software solo trabaja con modelos unizona, por lo tanto, es necesario calcular un modelo unizona equivalente del modelo multizona real A partir del edificio real definido geométricamente en el software HULC (LIDER-CALENER), se van a extraer las medidas necesarias para poder definir un modelo equivalente unizona, como son:  La superficie total del edificio (como la suma de la superficie de cada una de las plantas habitables)  La superficie total de cada cerramiento exterior con distinta orientación (incluyendo la cubierta).  El porcentaje de acristalamiento para cada cerramiento exterior. Fachadas Superficie total [m²] Superficie acristalada [m²] Superficie acristalada [%] Sur 1632 1159.2 71 Norte 1632 1148.4 70.4 Este 288 199.5 69.3 Oeste 288 199.5 69.3 Tabla 4-1.Superficie total y acristalada, para cada orientación, de las fachadas del edificio. Fuente: Elaboración propia con datos de HULC. 18 18 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla De esta manera, el modelo unizona tendrá una sola planta con una superficie total igual a la suma de todas las plantas del edificio real (excluyendo garaje y sótano). La altura del espacio unizona será una media ponderada de las alturas de todas las plantas, a fin de que el volumen total del modelo unizona se corresponda con el total del volumen del edificio real. Siguiendo el mismo criterio se van a definir los cuatro cerramientos exteriores unizona, cada uno con una superficie total igual a la suma de las superficies, para cada orientación. Análogamente se calculan e implantan los porcentajes de acristalamiento para cada orientación. La superficie de la cubierta no varía y es igual a la superficie de la última planta. Nº planta Altura[m] Ancho[m] Largo[m] Superficie [m²] 1 3.2 90 85 7650 Tabla 4-3. Geometría del edificio para el modelo unizona equivalente. Fuente: Elaboración propia. Una vez se tienen todas las medidas geométricas que definen el modelo unizona, se deben definir los parámetros característicos de la envolvente térmica del edificio, como son las transmitancias térmicas de cada cerramiento y huecos, los factores solares de los huecos (con y sin elementos de sombras móviles) y los elementos de sombras remotos. Estos últimos se supondrán inexistentes dado que la localización de los edificios es desconocida a priori. Se han elegido los valores de las transmitancias térmicas correspondientes a los climas catalogados como severidad C, concretamente los valores de las transmitancias térmicas mínimas exigidas por el código técnico de la edificación. Zona climática C Valores mínimos [W/m²K] Transmitancia muros 0.75 Transmitancia suelos 0.50 Transmitancia cubierta 0.50 Transmitancia ventanas 3.10 Tabla 4-4.Valores mínimos exigidos por el código técnico, para los valores de las transmitancias de la envuelta térmica de un edificio, para la severidad climática C. Fuente: CTE. Por último, se deben introducir la carga interna de la oficina, datos referentes a los regímenes de funcionamiento de calefacción y refrigeración y las renovaciones del aire del edificio consecuentes de infiltraciones y de la propia obligación de mantener correctamente ventilados los espacios. Nº planta Altura [m] Ancho [m] Largo [m] Superficie [m²] 1 (Garaje) 3.3 15 85 1275 2 (Sotano) 4 15 85 1275 3 4.2 15 85 1275 4 3 15 85 1275 5 3 15 85 1275 6 3 15 85 1275 7 3 15 85 1275 8 3 15 85 1275 Tabla 4-2. Geometría de las plantas del edificio del modelo multizona. 19 19 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla -Se definirán los valores de las fuentes internas (ocupación, iluminación y equipos) conforme a los valores establecidos en el documento oficial CALENER 09 ANEXOS. Se ha optado por el caso de oficinas con un horario de funcionamiento de 16 horas y una carga interna media. -La temperatura mínima y máxima de consigna o confort se fijan en 20ºC y 25ºC respectivamente, como recoge el código técnico español de la edificación. Los horarios de funcionamiento tanto de calefacción como refrigeración se definirán, según el caso, en función del horario de cada oficina en particular. -Las renovaciones-hora del aire del edificio se fijan en 1 renovación-hora, tanto para los regímenes de funcionamiento de calefacción y refrigeración, como para la ventilación nocturna que se llevará a cabo en el régimen de refrigeración. . Figura 4-3. Régimen de funcionamiento y cargas internas definidas en el programa DSGcode. Fuente: CTE Calener 09 Anexos Figura 4-2.Valores de parámetros carácteristicos de la envuelta del edificio definidos en el programa DSGcode. 20 20 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Figura 4-4. Condiciones operacionales para edificios no residenciales. Intensidad media, 16 horas al día. Fuente: Anexo A, Condiciones operacionales. Documentos Calener. 21 21 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla 4.2 Climatología El clima para el cuál se va a realizar el estudio de este proyecto corresponde a la severidad climática catolagada como C2, con Barcelona como ciudad de referencia. El clima en Barcelona es del tipo mediterráneo. Este tipo de clima se da entre los 30º y los 45º de latitud y en el oeste de los continentes. Se caracteriza por tener inviernos relativamente húmedos y suaves, y veranos secos. Las estaciones más lluviosas son las intermedias, otoño y primavera. A continuación, se muestran algunas gráficas para visualizar los parámetros climatológicos más representativos, como la temperatura media de la ciudad, las precipitaciones, y la radiación solar a lo largo del año 2017. Figura 4-5. Mapa de España con la zona de estudio señalada. Situación geográfica: Barcelona. Figura 4-6. Climograma de la ciudad de Barcelona para el año 2017. Temperatura media y precipitaciones mensuales. Fuente: Meteocat. 28 28 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla del sistema (types) en la interfaz visual Simulation Studio. Cada uno de los types se describe con un modelo matemático mediante lenguaje de programación Fortran y lleva asociado un Proforma en el Simulation Studio. Éste describe el componente como una caja negra por medio de entradas, salidas y parámetros. Además de los types estándar que se encuentran en la librería de TRNSYS, pueden crearse componentes nuevos de una forma sencilla: se define un nuevo componente con sus entradas y salidas, y se implementan las ecuaciones que relacionan dichos parámetros. Para la implementación de los tanques y las bombas hidráulicas se han utilizado algunos de los types que ofrece TRNSYS. Para el resto de los componentes, se han implementado modelos matemáticos externos a TRNSYS. Todos ellos se describirán a continuación: colectores, caldera, unidades terminales de refrigeración, unidades terminales de calefacción, torre de refrigeración y máquina de absorción de simple efecto. TRNSYS también incluye types que leen archivos externos, lo que nos permite usarlos como entradas o parámetros. Estos se usarán para incluir en el modelo las temperaturas ambiente, tanto interior como exterior del edificio, las demandas de refrigeración y calefacción, y la radiación solar. 5.1.1 Modelo de caldera convencional El rendimiento de la caldera se ha modelado según se indica en el documento oficial Calener-GT Grandes edificios terciarios: Manual de curvas y se explica a continuación. En el documento se recomienda definir el rendimiento instantáneo de la caldera como el producto del rendimiento nominal multiplicado por dos factores, uno que varía con la temperatura de operación y otro que varía con la curva del factor de carga parcial de la caldera. Se ha supuesto en este proyecto que el rendimiento instantáneo solo dependerá del factor de carga parcial. Se define el factor de carga parcial como el cociente entre la carga del sistema y la capacidad sensible del mismo (coincidiendo la carga sensible con la carga total en el régimen de calefacción). La curva del factor de carga parcial depende además de unos coeficientes propios según el tipo de caldera, que para el caso de calderas convencionales de gas se rige según la siguiente ecuación: 𝐶(𝑓𝑐𝑝)= 𝑎+ 𝑏 ∗ 𝑓𝑐𝑝+ 𝑐∗ 𝑓𝑐𝑝2+𝑑∗𝑓𝑐𝑝³ Por lo que el rendimiento en cada momento tomará el valor: ƞ𝑖 =ƞ𝑛𝑜𝑚 ∗𝐶(𝑓𝑐𝑝) Siendo ƞ𝑛𝑜𝑚 el rendimiento nominal de la caldera. Potencia nominal [kW] Coeficiente a [adimensional] Coeficiente b [adimensional] Coeficiente c [adimensional] Coeficiente d [adimensional] Rendimiento nominal 230 0.009117 0.992645 -0.006778 0.004876 0.92 Tabla 5-1. Coeficientes de la curva de carga parcial de la caldera convencional, potencia y rendimientos nominales. Fuente: Manual de curvas Calener-GT 29 29 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Se pueden observar en la Figura 5-1 el comportamiento del rendimiento instantáneo de la caldera, el de la potencia entregada al fluido que la atraviesa, y el de la demanda de calefacción. Nótese que los rendimientos mínimos para los cuales la caldera está funcionando rondan los valores 0,4 y 0,3. En la gráfica se refleja que no siempre al haber demanda de calefacción la caldera tiene la necesidad de operar, esto se debe a que esa demanda puede suplirse con el calor almacenado en el tanque. Con el mismo razonamiento, notese que la caldera puede estar operando sin que exista demanda de calefacción, con el objetivo de mantener al tanque en su rango de temperaturas. Se ha implantado un control autónomo en la caldera para que, por un lado, la temperatura de salida tenga un límite, fijado en 92 ºC, y, por otro lado, la caldera solo se accione cuando la potencia que tenga que entregar al fluido que la atraviesa sea al menos el 40% de su potencia nominal. A priori, la temperatura de salida del fluido se calcula haciendo un balance de energía sobre la caldera: 𝑄 =𝑚∗𝐶𝑝∗ΔT Tras calcular en primera instancia la temperatura de salida, se filtra fijándolo en 92ºC si esta excede dicho valor. Con esta temperatura filtrada, se calcula el verdadero incremento que experimentaría el fluido en su paso por la caldera. El siguiente paso es calcular la potencia necesaria para que se produzca dicho incremento, si dicha potencia es superior al 40% de la potencia máxima, la caldera se acciona con los correspondientes valores, en caso contrario, la caldera no opera. Por lo tanto, el consumo de combustible para cada instante se obtendrá, diviendo la potencia entregada por la caldera por el valor del rendimiento en ese instante. 5.1.2 Modelo de captadores de tubo de vacio Se utilizará un modelo matemático de uso frecuente descrito en la norma UNE-EN12975, en el cuál se define la curva característica del rendimiento de un captador: ƞ= ƞ𝑜 − 𝑎1 ∗ 𝑇𝑚´−𝑎2∗𝐺∗(𝑇𝑚´)² Dóndde ƞ𝑜 es el rendimiento óptico del colector y es un dato facilitado por el fabricante, 𝑎1 y 𝑎2 son los coeficientes de pérdidas del captador y de pérdidas del fluido de trabajo, respectivamente, y también son característicos del tipo de colector y facilitados por el fabricante. 𝐺 es la irradiancia solar hemisférica. Es la radiación incidente (directa más difusa) en una superficie plana, definida por su azimut e inclinación. 𝑇𝑚´ es un Figura 5-1. Representación del comportamiento del rendimiento y la potencia de la caldera y de la demanda de calefacción, frente al tiempo. Fuente: Elaboración propia. 30 30 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla parámetro denominado diferencia de temperatura reducida y se calcula como: 𝑇𝑚´=𝑡𝑚−𝑡𝑎 𝐺 Siendo 𝑡𝑚 la temperatura media del fluido y 𝑡𝑎 la temperatura ambiente. Se puede apreciar en la Figura 5-2 la diferencia en el comportamiento de los captadores de vacío entre invierno y verano. Obviamente el rendimento será mayor y más estable en los meses de verano cuando la radiación es mayor, pero nótese que el valor pico del rendimiento en invierno no dista demasiado del valor pico en verano. Esto se debe a la especial configuración de los captadores de tubo de vacío. La norma facilita otra serie de fórmulas a tener en cuenta para el correcto funcionamiento del modelo del captador. La eficiencia del captador se puede calcular también como ƞ= 𝑄 𝐴∗𝐺 Dónde 𝐴 es el área del captador. Con esta ecuación podemos conocer la potencia que el captador cede al fluido que lo atraviesa, al ser el rendimiento un parámetro ya conocido. La potencia útil extraída: 𝑄 =𝑚∗𝐶𝑝∗ΔT Siendo 𝑚 el caudal másico del fluido, 𝐶𝑝 el calor específico del fluido y ΔT la diferencia de temperatura del fluido entra la entrada y salida del captador. Esta última ecuación nos permite calcular la temperatura de salida del fluido que atraviesa el colector. Como cabría esperar por la linealidad de las ecuaciones, la temperatura y la potencia cedida varían proporcionalmente. Figura 5-2.Comparación del rendimiento de los colectores y la radiación recibida sobre su superficie, para un día tipo de Enero y Julio. Fuente: Elaboración propia. 31 31 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Figura 5-3. Comparación de la potencia cedida y del incremento de temperatura que experimenta el fluido al atravesar un campo de colectores de 100m², para un día tipo de Enero y Julio. Fuente: Elaboración propia. Figura 5-4. Energía cedida al fluido por los colectores en función de la hora del año para los 12 meses. Fuente: Elaboración propia. 32 32 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla 5.1.3 Modelo enfriadora El coeficiente de eficiencia energética (EER) de la enfriadora se ha modelado según se indica en el documento oficial Calener-GT Grandes edificios terciarios: Manual de curvas y se explica a continuación. El EER es el ratio entre la potencia frigorífica aportada por la enfriadora y el consumo de energía eléctrica necesario para obtenerla. Se ha supuesto en este proyecto que el EER instantáneo solo dependerá del factor de carga parcial. Se define el factor de carga parcial como el cociente entre la carga del sistema y la capacidad sensible del mismo. La curva del factor de carga parcial depende además de unos coeficientes propios según el tipo de enfriadora, que para el caso de enfriadoras condensadas por aire se rige según la siguiente ecuación: 𝐶(𝑓𝑐𝑝)= 𝑎+ 𝑏∗ 𝑓𝑐𝑝+ 𝑐∗ 𝑓𝑐𝑝2+𝑑∗𝑓𝑐𝑝³ Por lo que el EER en cada momento tomará el valor: 𝐸𝐸𝑅 =𝐸𝐸𝑅𝑛𝑜𝑚∗𝐶(𝑓𝑐𝑝) Potencia nominal [kW] Coeficiente a [adimensional] Coeficiente b [adimensional] Coeficiente c [adimensional] Coeficiente d [adimensional] Rendimiento nominal 400 0.088065 1.137742 -0.225806 0 2 Tabla 5-2. Coeficientes de la curva de rendimiento, potencia y EER nominal de la enfriadora. Fuente: Manual de curvas Calener-GT. Para calcular la temperatura de salida del agua que atraviesa la enfriadora se ha usado la ecuación de balance: 𝑄 =𝑚∗𝐶𝑝∗ΔT Se ha implementado en la propia enfriadora un control de funcionamiento en función del rango de potencia extraida, análogo al de la caldera. Se ha fijado el límite de temperatura de salida en un valor de 5ºC, de esta manera cuando la potencia para llevar el agua que entra en la enfriadora a 5ºC, sea menor del 40% del valor de la potencia nominal, la enfriadora no operará en ese instante. 5.1.4 Modelo de máquina de absorción de simple efecto Para modelar el funcionamiento de la máquina de absorción simple se han implementado las siguientes ecuaciones: En todo instante tiene que cumplirse el siguiente balance de energía en la MASE. 𝑄𝑐𝑜𝑛𝑑 =𝑄𝑟𝑒𝑓+𝑄𝑔𝑒𝑛 El calor extraído del agua en el generador. 𝑄𝑔𝑒𝑛=𝑚𝑔∗𝐶𝑝∗(𝑇𝑖𝑛𝑡−𝑇𝑜𝑢𝑡) La potencia frigorífica extraída en el evaporador. 𝑄𝑒𝑣𝑝=𝑚𝑣∗𝐶𝑝∗(𝑇𝑖𝑛𝑡−𝑇𝑜𝑢𝑡) El calor cedido al condensador de la MASE. 𝑄𝑐𝑜𝑛𝑑 =𝑚𝑐∗𝐶𝑝∗(𝑇𝑜𝑢𝑡−𝑇𝑖𝑛𝑡) El rendimiento de la MASE dependerá del COP (Coefficient Of Performance). 𝐶𝑂𝑃= 𝑄𝑒𝑣𝑝 𝑄𝑔𝑒𝑛 33 33 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Se ha implementado en la MASE un control de funcionamiento en función del rango de potencia extraída, análogo al de la enfriadora. Se ha fijado el límite de temperatura de salida en un valor de 7ºC, de esta manera cuando la potencia para llevar el agua que entra en la enfriadora a 7ºC sea menor del 30% del valor de la potencia nominal, la enfriadora no operara en ese instante. 5.1.5 Modelo de torre de refrigeración En el modelo implementado de torre de refrigeración se ha fijado la temperatura de salida en 31ºC. Con un balance de energía se calcula el calor necesario que hay que extraerle al fluido que la atraviesa. 𝑄 =𝑚∗𝐶𝑝∗ΔT No se ha entrado en detalle debido a que la torre no es objeto de análisis en este proyecto. 5.1.6 Modelo de unidades terminales de calefacción y refrigeración Para modelar el comportamiento de las unidades terminales de refrigeración y calefacción se han tomado como cargas térmicas las demandas de refrigeración y calefacción, respectivamente. Por lo tanto, en cada instante que exista demanda el caudal experimentará un aumento de temperatura, en el caso de refrigeración, y una bajada de temperatura en el caso de calefacción. Tsalida=Tentrada−Demanda mcal∗Cp Tsalida=Tentrada+Demanda mref∗Cp 5.1.7 Tanques de acumulación en TRNSYS Se va a utilizar un modelo ya definido en TRNSYS para los tres depósitos de acumulación. El tanque utilizado corresponde al type 4f (Stratified Storage Tank) y está compuesto por N volúmenes iguales (N<15) y totalmente mezclados. Con este parámetro N, que podemos cambiar en el modelo, se controla la estratificación del depósito. Para N=1 se tiene un solo volumen perfectamente mezclado por lo que no existiría estratificación. Esta disposición ha sido la utilizada en todos los tres depósitos. Figura 5-5. Esquema del modelo del tanque utilizado. Fuente: TRNSYS 34 34 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla El modelo trae incorporado, entre otros, un parámetro de salida que cuantifica las pérdidas del depósito, las cuáles se cuantificaran en el cálculo de los balances energéticos. Tambien permite cambiar la temperatura inicial del tanque, las características del fluido de trabajo etc. 5.1.8 Bombas hidraúlicas en TRNSYS Para la implementación de las bombas en el modelo de TRNSYS se ha utilizado el type 114 (Pumps, Single Speed). Este modelo tiene en cuenta tanto las pérdidas al ambiente en forma de calor, como el calor transferido al fluido por el motor de la bomba. Por estos motivos la temperatura del fluido de entrada y salida no son exactamente iguales. No considera pérdidas volumétricas por lo que los caudales de entrada y salida son idénticos. 5.1.9 Caudales de diseño 5.1.9.1 Red principal de calefacción y red principal de refrigeración Para calcular el caudal de diseño de las instalaciones de refrigeración y calefacción, para cada caso, se han seguido los siguientes criterios. 1. Se ha establecido un límite de 5ºC en el incremento de temperatura que sufre el fluido al atravesar las unidades terminales de refrigeración y calefacción. El balance de energía del fluido en dichos elementos viene dado por la siguiente ecuación. 𝑄 (𝑑𝑒𝑚𝑎𝑛𝑑𝑎)=𝑚∗ 𝐶𝑝∗ΔT Desepejando el caudal de esta ecuación, para cada red, usando su respectiva demanda de calefacción o refrigeración, se obtiene: 𝑚𝑐𝑎𝑙𝑒𝑓 =23981.9 [𝑘𝑔 ℎ] 𝑚𝑟𝑒𝑓=37873.45 [𝑘𝑔 ℎ] 2. Otro aspecto que se debe considerar para el correcto funcionamiento de la instalación es el hecho de que el volumen del tanque tiene que tener un sobredimensionamiento, como mínimo, del triple del caudal que circularía por la instalación cuando existe máxima potencia, para 10 minutos de funcionamiento. 𝑉𝑐𝑎𝑙𝑒𝑓 =3∗ 𝑚𝑐𝑎𝑙𝑒𝑓 1000∗6=12 𝑚3 𝑉𝑟𝑒𝑓 =3∗ 𝑚𝑟𝑒𝑓 1000∗6=19 𝑚3 Como se verá en los siguientes apartados, los volúmenes de los tanques son una variable de análisis y su valor vendrá impuesto para cada caso. Los valores de ambos tanques variarán entre los valores de 35 y 45 m³. Para que se cumpla el criterio del sobredimensionamiento, se tendrá que calcular el caudal en función del volumen del tanque. De esta manera también nos aseguramos de que el salto de temperatura sea menor de 5ºC. Volumen TARAT [m³] 35 40 45 Caudal principal red de alta temperatura [kg/h] 70000 80000 90000 Tabla 5-3. Valores del caudal principal de la red de alta temperatura, para distintos volúmenes del TARAT (Tanque de Acumulación de la Red de Alta Temperatura). Fuente: Elaboración propia. 35 35 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Volumen TARBT [m³] 35 40 45 Caudal red de baja temperatura [kg/h] 70000 80000 90000 Tabla 5-4. Valores del caudal de la red de baja temperatura, para distintos volúmenes del TARBT. Fuente: Elaboración propia. En el caso del caudal de diseño que atraviesa los colectores, el volumen del tanque también es una variable de análisis por lo que su valor vendrá impuesto en cada caso. Se ha utilizado la siguiente relación generalmente utilizada en el cálculo de caudales de colectores térmicos, para definir en cada caso el caudal de los colectores: 𝑚𝑐𝑜𝑙𝑒𝑐𝑡𝑜𝑟𝑒𝑠[𝑘𝑔 ℎ]=50∗Á𝑟𝑒𝑎 𝑑𝑒 𝑐𝑎𝑝𝑡𝑎𝑐𝑖ó𝑛[𝑚2] Tabla 5-5. Valores del caudal de la red de colectores, para distintos volúmenes del TAC. Fuente: Elaboración propia. Número de Colectores 10 50 100 200 500 Caudal red de colectores [kg/h] 1180 5900 11800 23600 59000 36 36 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla 5.2 Sensibilización timestep y estrategias para garantizar la convergencia Las simulaciones se han realizado para un periodo anual con un paso diezminutal. El programa TRNSYS nos permite definir unos límites relativos para la convergencia del sistema, de esta manera, el programa no dará por buena una iteración hasta que todas las soluciones del sistema tengan un error menor a los límites impuestos. Por lo tanto, la simulación autocorrige posibles desviaciones de la solución cada diez minutos. Estos parámetros se pueden definir en TRNSYS en una pestaña llamada “Control cards” Como se puede observar en la Figura 5-6, la simulación se realiza con un time step de 10 minutos (0.166 en forma decimal) y los límites de integración y convergencia se han fijado en 0.01. Figura 5-6. Párametros básicos para simular en TRNSYS. Fuente: TRNSYS 37 37 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla 5.3 Instalación inicial Se procederá en primera instancia al estudio del caso inicial como punto de partida y situación potencial de mejora. La instalación inicial consta de dos redes independientes; por una circula agua a media-alta temperatura y por la otra agua a baja temperatura. Se tiene una caldera convencional de gas natural como fuente de alimentación de la red de alta, con la cual se cubre toda la demanda de calefacción. Para cubrir las necesidades de la red de agua de baja, existe en la instalación una climatizadora estándar condensada por aire, con la que se suple la demanda de refrigeración del edificio. Cada red tiene un tanque de acumulación de 35m³ de volumen. Figura 5-7. Esquema de la instalación inicial en TRNSYS. En la parte superior la red de refrigeración, y en la parte inferior, la red de calefacción. Fuente: Elaboración propia. 44 44 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Al realizar el análisis global para comprobar el error cometido se tienen los siguientes valores: Energía int total [kWh] Energía out total [kWh] Diferencia int-out [kWh] Error [%] 441084.9 436422.37 4662 1.07 Tabla 6-1. Cómputo del error cometido en el balance global de la instalación inicial. Fuente: Elaboración propia. 6.1.2 Instalación con refrigeración solar Para realizar el balance energético en la instalación con refrigeración solar se han tomado los mismos criterios que en el balance realizado en la instalación inicial. Además de todos los flujos que se han citado en el balance de la instalación inicial, hay que añadir los flujos correspondientes a los nuevos elementos. En la red de alta se incluye como flujo de energía de entrada el calor aportado por los colectores de tubo de vacío. Las pérdidas del tanque de los colectores se cuantifican como las pérdidas del tanque principal. En la red de baja se tiene ahora la máquina de abosrción, como flujos energéticos de salida se tienen: (i) el calor que el generador de la MASE le extrae al agua caliente que lo atraviesa, (ii) el calor que el evaporador de la MASE le extrae al agua refrigerada, y por último el calor que la torre de refrigeración le extrae al caudal proveniente del condensador de la MASE. El único nuevo flujo de entrada es el calor aportado en el condensador de la MASE. Tal y como se explicó en el balance de la instalación inicial, las bombas aportan un pequeño calor residual del motor al fluido y provocan unas pérdidas con el ambiente. A continuación, se muestra el balance para cada mes, en el caso concreto en el que se tienen 100 colectores, 50kW de potencia nominal en la MASE, 35m3 tanto en el tanque de refrigeración como en el TARAT, y 10 m3 de capacidad en el tanque de colectores. Para garantizar la fiabilidad y compacidad del modelo se han realizado distintas simulaciones variando los parámetros de los elementos añadidos, calculando el error en cada caso. Figura 6-2. Energía total que sale y entra del sistema en la instalación con refrigeración solar, para cada mes del año. Fuente: Elaboración propia. 45 45 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Nº de captadores Pnominal MASE [kW] Vol. Tanque calef. [m3] Vol. Tanque refrig. [m3] Vol. Tanque de colectores [m3] Error cometido en el balance [%] 100 50 35 35 10 1.40 200 50 45 35 10 0.15 200 200 45 40 20 0.03 10 100 40 40 40 1.29 50 0 35 45 5 0.07 Tabla 6-2. Error cometido en el balance energético de la instalación con refrigeración solar, para distintas combinaciones de los grados de libertad. Fuente: Elaboración propia. De nuevo puede observarse la fiabilidad del modelo en TRNSYS de la instalación con refrigeración solar. 6.2 Procedimiento de simulación Una vez se tiene la instalación de refrigeración solar completa instalada en TRNSYS y se ha asegurado la fiabilidad de ésta respecto a los balances y la convergencia, se procederá a la variación de algunos parámetros para analizar el comportamiento de la instalación en distintas situaciones. Los parámetros que se han escogido son: (i) el área de captación solar (en función del número de captadores), (ii) la potencia frigorífica nominal de la máquina de absorción, (iii) el volumen del tanque de acumulación de la red de alta, (iv) el volumen del tanque de acumulación de la red de baja y (v) el volumen del tanque de acumulación de los colectores. Se ha utilizado una herramienta de simulación para agilizar la recogida de datos. Esta herramienta consiste en una macro en Excel programada en VBA (Visual Basic for Applications). Básicamente, la herramienta simulará la instalación en TRNSYS haciendo pasadas masivas para cada una de las combinaciones, generando para cada una de éstas dos archivos de texto (previamente definidos en la instalación de TRNSYS). El primer archivo contiene los consumos anuales de los equipos y el segundo archivo, otra serie de datos que se han considerado interesantes para analizar los resultados (como las temperaturas de los tanques), a nivel diezminutal. Además, la herramienta generará un archivo Excel en el cuál se incluirá una tabla con todos los datos de los consumos anuales. En la Tabla 6-3 se puede observar los distintos valores que se le darán a las variables contempladas, a raíz de los cuales se obtendrá un total de 1350 combinaciones distintas. Con los resultados de todas estas variantes de la instalación se analizarán los aspectos más relevantes en los siguientes apartados. 46 46 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Nº de captadores Potencia MASE [kW] Vol. Tanque red de alta [m³] Vol. Tanque red de baja [m³] Vol. Tanque colectores [m³] Opción 1 10 0 35 35 5 Opción 2 50 50 40 40 10 Opción 3 100 100 45 45 20 Opción 4 200 200 40 Opción 5 500 400 50 60 TOTAL 5 5 3 3 5 Tabla 6-3.Variabilidad de los parámetros en el proceso de simulación. Fuente: Elaboración propia. 6.3 Análisis de sensibilidad En este apartado se va a estudiar la evolución de las temperaturas de los tres tanques de acumulación, para corroborar que se comportan acorde al control que se les ha impuesto. 6.3.1 Instalación inicial Se va a analizar la evolución temporal de la temperatura de ambos tanques principales, desde un punto de vista global a escala anual, hasta estudiar con detalle el comportamiento de la temperatura con el paso de las horas. Figura 6-3. Variación de la temperatura del tanque de acumulación de la red de alta durante el primer periodo del régimen de calefacción (Enero-Mayo). Fuente: Elaboración propia. 47 47 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Figura 6-4. Variación de la temperatura del tanque de acumulación de la red de alta durante el segundo periodo del régimen de calefacción (Noviembre-Diciembre). Fuente: Elaboración propia. Como se puede observar en las gráficas, la temperatura del TARAT evoluciona en ambos periódos dentro de los límites establecidos (92-87 ºC). La temperatura del TARAT rara vez es inferior a los 87ºC y cuando lo hace no es por más de 0.25ºC. Por otro lado, se puede observar que nunca llega a los 92ºC exactos, esto se debe a que la temperatura de salida máxima de la caldera que alimenta al tanque es de 92ºC, por lo tanto, es lógico que en el tanque, la temperatura máxima siempre sea algo menor. Figura 6-5. Variación de la temperatura del tanque de acumulación de la red de baja durante el periodo del régimen de refrigeración (Mayo-Octubre). Fuente: Elaboración propia. En la figura 6-5 se puede percibir que el control de la temperatura del tanque de refrigeración también es efectivo, manteniendo en todo momento la temperatura entre los 7 y los 12ºC. Se puede observar que la temperatura se acerca más a su límite (en este caso inferior), la razón es que la temperatura mínima de salida de la enfriadora es 5ºC. Para visualizar mejor el comportamiento de los tanques se van a representar sus temperaturas, junto a la demanda correspondiente, a lo largo de un día. 48 48 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla En la figura 6-6 se puede apreciar el efecto del control de histéresis sobre el TARAT, en el instante en el que la temperatura del tanque baja hasta 87ºC se manda una señal de control hacia la caldera para que empiece a calentar al tanque. El control de histéresis activa a la enfriadora cuando la temperatura se acerca a los 12ºC, y se mantiene hasta que la temperatura del tanque se enfría lo suficiente (aproximadamente 7ºC). 6.3.2 Instalación con refrigeración solar. Se va a realizar el mismo estudio de las temperaturas de los dos tanques principales y del TAC para la instalación mejorada con el sistema de refrigeración solar. Los resultados a continuación mostrados se han obtenido para el caso particular en el que el volumen del tanque de colectores es de 20m3, los volúmenes de los tanques de refrigeración y calefacción son ambos 35 m³, la potencia nominal de la MASE 100kW y el número de colectores de tubo de vacío es 200. Figura 6-6. Representación horaria de la temperatura del TARAT y de la demanda de calefacción, para un día del mes de Diciembre. Fuente: Elaboración propia. Figura 6-7. Representación horaria de la temperatura del tanque de refrigeración y de la demanda de refrigeración, para un día del mes de Julio. Fuente: Elaboración propia. 49 49 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla En la instalación con refrigeración solar, durante el régimen de refrigeración, el tanque principal de alta sirve de alimentación al generador de la MASE, y es alimentado únicamente por el tanque de colectores, esto se puede apreciar en las Figuras 6-8 y 6-9, por la evolución paralela que siguen las temperaturas de ambos tanques en el régimen de refrigeración. Durante el régimen de calefacción el tanque es alimentado tanto por la caldera como por los colectores. Figura 6-8. Variación anual de la temperatura del tanque principal de acumulación de la red de alta. Fuente: Elaboración propia. Figura 6-9. Variación anual de la temperatura del tanque de acumulación de los colectores. Fuente: Elaboración propia. 50 50 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Figura 6-10. Variación de la temperatura del tanque de acumulación de la red de baja, durante el régimen de refrigeración. Fuente: Elaboración propia. En la Figura 6-10 se puede apreciar que la temperatura del tanque de refrigeración sigue evolucionando entre los límites impuestos, por lo que se puede afirmar que el control que compagina el funcionamiento de la MASE y de la enfriadora funciona correctamente. En la Figura 6-11 se puede apreciar que los colectores son capaces de alimentar al tanque principal durante casi todo el mes de Diciembre. Con un recuadro verde se ha resaltado la situación inversa, los días en los cuales los colectores no consiguen calentar lo suficiente el tanque, por lo que la temperatura del tanque principal se mantiene gracias al apoyo de la caldera. Nótese como se respetan los límites de temperatura del tanque principal Figura 6-11. Representación de las temperaturas de los dos tanques de la red de alta para el mes de Diciembre, junto a las señales de control de la caldera y del tanque de colectores. Fuente: Elaboración propia. 51 51 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla de la red de alta (92 y 87ºC). En el régimen de refrigeración, las temperaturas de los dos tanques de la red de alta evolucionan de forma paralela en todo momento dado que los colectores son los únicos que alimentan al tanque principal (la caldera nunca opera). El control de histéresis sobre el tanque principal de alta druante el régimen de refrigeración tiene su límite inferior en 82ºC, pero, como se puede observar en la Figura 6-12, habrá instantes en los que puede que no se respete ese límite. La razón es que los colectores no siempre podrán asegurar una aportación de calor adecuada a las necesidades de la demanda, debido a que dependen de la radiación solar. Figura 6-12. Representación de las temperaturas de los dos tanques de la red de alta, para el mes de Julio. Fuente: Elaboración propia. Figura 6-13. Representación de la temperatura del tanque de refrigeración junto al control de activación de la MASE para el mes de Julio. Fuente: Elaboración propia. 6.3.2.1 Influencia del volumen en la temperatura de los tanques. En este apartado se va a estudiar la influencia del volumen de cada tanque a su propia temperatura. Para ello se fijan los demás parámetros y se varía solo el volumen del tanque que se esta analizando. El número de colectores será de 200 y la potencia de la MASE 100kW. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 52 52 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Para analizar el caso del tanque principal de la red de alta se ha fijado el volumen del tanque de colectores en 20m³ y el volumen del tanque de refrigeración en 35m³. Figura 6-14. Evolución anual de la temperatura del TARAT para distintos volúmenes. Fuente: Elaboración propia. En la Figura 6-14 se puede percibir qué a mayor volumen del tanque, menor es la oscilación que sufre la temperatura. Figura 6-15. Evolución horaria de la temperatura del TARAT en régimen de calefacción para distintos volúmenes. Fuente: Elaboración propia. 53 53 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Figura 6-16. Evolución horaria de la temperatura del TARAT en régimen de refrigeración para distintos volúmenes. Fuente: Elaboración propia. En las figuras 6-15 y 6-16 se puede observar la evolución de la temperatura del TARAT en régimen de calefacción y refrigeración, respectivamente. En régimen de calefacción la temperatura máxima del TARAT se controla para que no exceda los 92ºC, debido a las necesidades y diseño de las unidades terminales de calefacción, sin embargo, en régimen de refrigeración interesa una mayor temperatura máxima debido al funcionamiento de la MASE (siempre controlando el punto de ebullición del fluido de trabajo), de modo que se permiten los 98ºC en el interior del tanque. Para analizar el caso del tanque de refrigeración, se ha fijado el volumen del tanque de colectores en 20m³ y el volumen del TARAT en 35m³. Figura 6-17. Evolución horaria de la temperatura del tanque de la red de baja en régimen de refrigeración para distintos volúmenes. Fuente: Elaboración propia. En la figura 6-17 se puede apreciar, al igual que ocurre con el TARAT, que a mayor volumen del tanque de refrigeración la temperatura oscila con una amplitud menor. En la Figura 6-17 se puede apreciar como la inercia de los tanques menores es menor, enfriándose con más rapidez cuando se le suministra potencia frigorífica y calentándose antes cuando se cubre la demanda de refrigeración. 60 60 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Se puede apreciar en las figuras 6-28, 6-29 ,6-33 y 6-30 que para los casos con 10 captadores solares de tubo de vacío, el consumo de la enfriadora crece al aumentar el volumen del tanque de colectores. Esto se debe a que los 10 paneles no pueden aportar suficiente potencia térmica al fluido como para mantener la temperatura del tanque de colectores en valores óptimos para el correcto funcionamiento de la MASE, por lo que ésta operará menos y, en consecuencia, la enfriadora aumentará su consumo. Nótese que, independientemente del número de captadores y del volumen del TAC, el consumo de la enfriadora disminuye ligeramente si se aumenta el volumen del TARBT. Figura 6-30. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del tanque de refrigeración y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 200kW. Fuente: Elaboración propia. Figura 6-29. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del tanque de refrigeración y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 100kW. Fuente: Elaboración propia. 61 61 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Debido a que en las gráficas anteriores los valores reprsentados se habían obtenido fijando el volumen del TARAT en 40m³, a continuación, se va a realizar un breve análisis variando dicho parámetro. En contraposición se ha fijado el volumen del TARBT en 35m³. Figura 6-32. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del TARAT y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 0kW. Fuente: Elaboración propia. En los casos en los que la potencia de la MASE es 0kW, se puede apreciar en la figura 6-32 que el consumo de la enfriadora no se ve afectado por el volumen del TARAT. Figura 6-31. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del tanque de refrigeración y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 400kW. Fuente: Elaboración propia. 62 62 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Figura 6-33.Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del TARAT y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 100kW. Fuente: Elaboración propia. Figura 6-34. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente al nº de captadores, para distintos volúmenes del TARAT y del tanque de colectores, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 400kW. Fuente: Elaboración propia. Con el volumen del TARAT ocurre también un efecto de saturación similar al del TARBT. Hasta que la potencia de la MASE no es lo suficientemente alta, el consumo de la enfriadora no se ve influenciado por el volumen del TARAT. En la figura 6-34 se puede observar que el consumo de la enfriadora es algo menor cuanto mayor es el volumen del TARAT, ya que como se ha comentado anteriormente, a mayor volumen el tanque se obtiene un mayor aprovechamiento de la potencia térmica aportada por los colectores solares. 63 63 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla 6.5.2 Máquina de absorción A continuación, se va a analizar la variación de la potencia frigorífica aportada por la MASE en función de los grados de libertad de la instalación. En las siguientes gráficas se muestra, para cada potencia nominal de la MASE, el consumo de la enfriadora frente a la potencia frigorífica aportada por la MASE, para distintas áreas de captación, distintos volúmenes del TARAT y distintos volúmenes del tanque de colectores. El volumen del tanque de refrigeración se mantiene fijo en 40m³. Desde la Figura 6-35 hasta la 6-38, podemos observar tanto el consumo eléctrico de la enfriadora en tonos azules, como la aportación frigorífica de la MAS en tonos cálidos, para las condiciones especificadas en cada caso. Como se puede observar en las figuras 6-35 y 6-36, para las potencias de la MASE iguales a 50 y 100 kW, la aportación térmica de la MASE a la refrigeración es independiente del número de captadores, del volumen del TARAT y del volumen del TAC, y, por consiguiente, el consumo de la enfriadora también lo es. A excepción de los casos con 10 peneles de tubos de vacío, casos en los cuales puede suceder que, si el tanque de colectores es demasiado grande, los colectores no lleguen a mantenerlo a una temperatura adeacuada para el funcionamiento de la MASE, por lo que esta nunca opera (aportación térmica nula) y en consecuencia el consumo de la enfriadora se dispara. Si comparamos ambos gráficos se deduce que al doblar la potencia de la MASE de 50 a 100 kW, la aportación térmica de la MASE se duplica y el consumo eléctrico de la enfriadora se reduce en un 23% aproximadamente. Figura 6-35. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente a la potencia frigorífica aportada por la MASE, para distintos números de paneles, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 50kW. Fuente: Elaboración propia. Figura 6-36. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente a la potencia frigorífica aportada por la MASE, para distintos números de paneles, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 100kW. Fuente: Elaboración propia. 64 64 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Si volvemos a doblar la potencia frigorífica nominal de la MASE hasta 200 kW, se pueden apreciar en la figura 6-37 los cambios con respecto al caso anterior de potencia nominal igual a 100 kW, la aportación térmica de la MASE se vuelve a doblar y el consumo eléctrico de la enfriadora se reduce en un 50%. Se mantiene la singularidad del caso con 10 captadores y un volumen del tanque de colectores igual a 60m³, en el cual la MASE no opera y es la enfriadora la que tiene que suplir toda la demanda de refrigeración. En la figura 6-38 se puede apreciar como, cuando la potencia frigorífica nominal llega a 400 kW, los requerimientos térmicos del generador son demasiado exigentes para algunos casos en los que el volumen del TARAT no es lo suficientemente grande, por lo que la potencia frigorífica aportado por la MASE baja con respecto al caso de 200kW, y en consecuencia el consumo de la enfriadora sube. Sin embargo, para volúmenes grandes del TARAT y del TAC, los valores del consumo de la enfriadora y de la potencia friogirífica aportada por la MASE son prácticamente iguales a los del caso de 200kW, llegando incluso a ser más viables. Figura 6-37. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente a la potencia frigorífica aportada por la MASE, para distintos números de paneles, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 200kW. Fuente: Elaboración propia. Figura 6-38. Consumo anual eléctrico de la enfriadora frente a la potencia frigorífica aportada por la MASE, para distintos números de paneles, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 400kW. Fuente: Elaboración propia. 65 65 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla En las Figuras 6-35, 6-36, 6-37 y 6-38 se observa un fenómeno de saturación en la aportación de la MASE (similar en el consumo de la enfriadora), es decir, a partir de 50 colectores el hecho de aumentar el área de captación no influye en la aportación frigorífica de la MASE. Para explicar este suceso a continuación se ha representado la temperatura del TARAT para las distintas áreas de captación. Figura 6-39. Temperatura del TARAT para las distintas configuraciones de captadores solares. Potencia nominal de la MASE de 100 kW, volúmenes del TARAT y TARBT de 35m³. Fuente: Elaboración propia. Figura 6-40. Temperatura del TARAT para las distintas configuraciones de captadores solares. Potencia nominal de la MASE de 100 kW, volúmenes del TARAT y TARBT de 35m³. Fuente: Elaboración propia. Como se puede apreciar en las Figuras 6-39 y 6-40 a partir de 50 colectores la temperatura del TARAT sufre varaciones mínimas al aumentar el número de colectores. Incluso con 10 paneles el tanque se mantiene a una temperatura superior a 80ºC. Debido a que este tanque es el que alimenta al generador de la MASE, es lógico que su aportación frigorífica no se vea afectada por el número de paneles, ya que el TARAT siempre se encuentra a una temperatura óptima. Además, en este proyecto no se ha contemplado en el funcionamiento de la MASE una curva de rendimiento en función de la temperatura de alimentación del generador, por lo que si la temperatura está entre 80 y 98ºC el generador funciona en las mismas condiciones. 66 66 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Como es lógico en todas las gráficas anteriores del apartado 6.5.2. podemos observar como, al aumentar la aportación frigorífica de la MASE, se reduce el consumo eléctrico de la enfriadora. Si representamos estos dos parámetros, la pendiente de la recta de regresión de la Figura 6-41 nos indica que, aproximadamente, por cada kWh aportado por la MASE el consumo de la enfriadora se reduce en 0.74 kWh. Cabe destacar que se estan comparando kWh eléctricos de la enfriadora frente a kWh térmicos de la MASE. Figura 6-41. Consumo anual de la enfriadora frente a la potencia frigorífica anual aportada por la MASE. Fuente: Elaboración propia. A continuación, se va a estudiar la influencia de los volúmenes de los tanques de acumulación en la potencia frigorífica de la MASE. Se va a realizar el análisis fijando la potencia nominal de la MASE en 200kW y el número de paneles en 200. Figura 6-42. Aportación frigorífica de la MASE frente al volumen del tanque de acumulación de refrigeración, para distintos volúmenes del tanque de colectores, para 200 paneles y la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 200kW. Volumen tanque calefacción igual a 35m³. Fuente: Elaboración propia. 67 67 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla En las figuras 6-42, 6-43 y 6-44 se pueden apreciar dos tendencias claras: (i) para un mismo volumen del TAC, la aportación térmica de la MASE aumenta al aumentar el volumen del tanque de refrigeración, (ii) para un mismo volumen del TARBT la aportación térmica de la MASE aumenta al aumentar el volumen del TAC. Cabe preguntarse, ¿por qué la MASE actúa más para volúmenes mayores del TARAT? Puede ser un hecho positivo, si el origen está en que actúa en lugar de la enfriadora, o puede ser algo que penalice a la instalación si la razón es que, a mayor volumen del TARAT, mayores son las pérdidas de este. Contrastando los datos de la MASE con la Figura 6-45, se puede afirmar que al aumentar el volumen del TARAT, para un mismo volumen del TAC, disminuye el consumo de la enfriadora. Aun así, nótese que el aumento de la potencia aportada por la MASE es mas significativo que la bajada del consumo de la enfriadora, por ello en la Tabla 6-4 se muestran lás perdidas del TABRT en régimen de refrigeración. Nótese que a mayor volumen del TARBT también aumentan las pérdidas, por lo que el aumento de la potencia de la MASE se debe a la acción de ambos factores. Figura 6-43. Aportación frigorífica de la MASE frente al volumen del tanque de acumulación de refrigeración, para distintos volúmenes del tanque de colectores, para 200 paneles y la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 200kW. Volumen tanque calefacción igual a 40m³. Fuente: Elaboración propia. Figura 6-44. Aportación frigorífica de la MASE frente al volumen del tanque de acumulación de refrigeración, para distintos volúmenes del tanque de colectores, para 200 paneles y la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 200kW. Volumen tanque calefacción igual a 45m³. Fuente: Elaboración propia. 68 68 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Figura 6-45. Consumo de la enfriadora frente al volumen del tanque de acumulación de refrigeración, para distintos volúmenes del tanque de colectores, para 200 paneles y la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 200kW. Volumen tanque calefacción igual a 35m³. Fuente: Elaboración propia. De la Figura 6-45 se obiene una conclusión similar con respecto al volumen del TARAT, cuanto mayor es este mayor es la aportación frigorífica de la MASE. Esto se debe a que el TARAT es la fuente de calor que alimenta al generador de la MASE, por lo tanto, los tanques grandes tendrán una mayor capacidad para almacenar calor y podrán cubrir con mayor regularidas las necesidades de la MASE Volumen TARBT [m³] 35 40 45 Pérdidas régimen refrigeración [kWh] 9299 10211 11073 Tabla 6-4. Pérdidas en régimen de refrigeración del TARBT para distintos volúemenes, con la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 200kW y 200 captadores. Volumen TARAT 35m³ y volumen TAC 10m³. Fuente: Elaboración propia. Consumo enfriadora Nº paneles Vol TARAT [m³] Vol TABRT [m³] Vol TAC [m³] 69 69 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla 6.5.2.1 Consumo eléctrico: máquina de absorción. Como se ha comentado anteriormente, una de las ventajas de la producción de frío con máquinas de absorción es el bajo consumo eléctrico. Sería interesante cuantificar cuanta energía eléctrica le cuesta a la MASE producir la misma cantidad de energía térmica frigorífica. El consumo eléctrico de la MASE reside en la bomba que le aporta el fluido caliente a su generador. Como se puede observar en la Figura 6-47, la cantidad de energía eléctrica que utiliza la MASE para producir un kWh térmico es ínfima. En la mayoría de los casos este ratio oscila entre 0.01 y 0.04 kWh eléctricos/kWh térmicos. Teniendo en cunta que el EER nominal de la enfriadora contemplada en este proyecto tiene un valor de 2, lo máximo a lo que aspira la enfriadora es a producir 2 kWh térmicos por cada kWh eléctrico consumido, en otras palabras, a tener un ratio de 0.5 kWh eléctrico/kWh térmico. Por el contrario, la MASE produce entre 25 y 100 kWh térmicos por cada kWh eléctrico que consume. Figura 6-46. Aportación frigorífica de la MASE frente al volumen del tanque de acumulación de colectores, para distintos volúmenes del tanque principal, con 200 paneles y la MASE aportando una potencia frigorífica nominal de 400kW. Volumen tanque refrigeración igual a 40m³. Fuente: Elaboración propia. Figura 6-47. Ratios de producción de energía eléctrica-térmica de la MASE, para las distintas potencias nominales de la MASE. Fuente: Elaboración propia. 76 76 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla siguientes hipótesis: para la demanda de iluminación se ha tomado un valor tipo de 25 kWh/m2año y para la demanda de ACS 1.16 kWh/m2año con un rendimiento constante de 0.92. Operando con los correspondientes factores de paso de energía final-energía primaria, para la electricidad en cuanto a la demanda de iluminación y para el gas natural en cuanto a la demanda de ACS, obtenemos las contribuciones correspondientes en términos de consumo para cada una de ellas. De esta manera se obtienen los siguientes límites, los cuáles si pueden usarse para determinar si los casos contemplados en este proyecto cumplen o no la normativa. Incluyendo D_ilum y D_ACS [kWh/m2año] Excluyendo D_ilum y D_ACS [kWh/m2año] C_lím_Energ_Prim_Total 205 144 C_lím_Energ_Prim_No_Ren 100 49 Tabla 7-4. Límites de consumo de energía primaria total y de energía primaria no renovable. Fuente: Elaboración propia. En la Figura 7-3 se puede observar que todos los casos respetan el límite de consumo de energía total primaria establecido por el código técnico de la edificación española, con las modificaciones aplicadas correspondientes. También puede percibirse que existe una gran cantidad de casos que resultan rentables económicamente debido a que acarrean menores gastos que el caso base. Notese que, menos un pequeño grupo de casos, todos presentan un ahorro de energía primaria respecto al caso inicial. A continuación, se van a representar los CCV en función del consumo de energía primaria no renovable, estudiando la influencia de cada uno de los elementos que se han variado en las simulaciones. Figura 7-3. Representación del CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo total de energía primaria. Fuente: Elaboración propia. 77 77 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla 7.2.1 Influencia de la máquina de absorción Se puede observar que existen muchos casos, entre ellos el correspondiente la instalación inicial, que no respetan el límite del consumo de energía primaria no renovable. En contrapartida notese que hay otro gran número de casos que cumplen con esta condición, los cuales se analizarán y comentarán en los siguientes apartados. Entre los casos con un CCV menor que el del caso base, se puede observar en la Figura 7-4 que se encuentran todas las potencias contempladas (50, 100, 200 y 400 kW). Se puede observar que todos los casos en los que no se ha implementado la MASE (potencia nominal de 0 kW) presentan un CCV por encima del caso base. En general se observa la tendencia a tener un CCV menor y un menor consumo de energía primaria a medida que aumenta la potencia nominal de la MASE. Como se observa en la Figura 7-5, al hacer zoom sobre los casos que tienen un CCV óptimo, se puede observar que los mejores económicamente tienen un CCV en torno a medio millón de euros más barato que el CCV del caso base. Nótese que los mayores ahorros, tanto energéticos como económicos, se dan para los casos cuya MASE tiene una potencia nominal alta, entre 200 y 400 kW, es más, la inmensa mayoría de estos resultan ser “mejores” que la instalación inicial. El grupo de instalaciones con una potencia de la MASE igual a 50 o 100 kW presentan opciones de viabilidad, pero no tan concluyentes. Además, un grupo considerable de estos casos resultan ser más costosos que el caso inicial. Obviamente, todos ellos presentan un ahorro energético respecto al caso base. Figura 7-4. Representación del CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar para las distintas potencias de la MASE, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable. Fuente: Elaboración propia. En la siguiente figura se va a relizar un zoom sobre la zona sombreada en la Figura 7-4, para una visualización más clara de los casos. 78 78 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Figura 7-5. Zoom de la zona sombreada en rojo de la figura 7-4. Fuente: Elaboración propia. 7.2.2 Influencia del número de captadores térmicos Como se puede observar en la Figura 7-6, al estudiar la influencia de los captadores se puede confirmar que las instalaciones que instalan 500 paneles están lejos de ser rentables económicamente, incluso algunos casos con 200, 100, 50 y 10 paneles tampoco lo son (aquellos en los que la potencia de la MASE es 0kW). El óptimo económico parece alcanzarse para los casos con 10 o 50 paneles de tubo de vacío, pero por otro lado se consigue un mayor ahorrno de energía con los casos que incluyen 50, 100 y 200 paneles. Nótese que de 200 a 500 paneles no se aprecia ni siquiera un incremento del ahorro energético, como se comentó anteriormente, este hecho se debe al efecto de saturación, llega un punto en el que añadir más área de captación no aporta beneficios a la instalación. Figura 7-6. CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar para distintos números de captadores térmicos, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable Fuente: Elaboración propia. En la siguiente figura se va a relizar un zoom sobre la zona sombreada en la Figura 7-6, para una visualización 79 79 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla más clara de los casos. Figura 7-7. Zoom de la zona sombreada en rojo de la figura 7-6.Fuente: Elaboración propia. 7.2.3 Influencia del volumen del tanque de acumulación de la red de alta temperatura La influencia del volumen del tanque de la red de alta parece no ser tan determinante como la potencia de la MASE o el número de captadores térmicos. En líneas generales se puede apreciar que, sensiblemente, los menores consumos se consiguen con volúmenes de tanques mayores, sin que esto suponga un menor ahorro económico, Figura 7-8. CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar para distintos volúmenes del tanque principal de la red de alta, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable Fuente: Elaboración propia. 80 80 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla En la siguiente figura se va a relizar un zoom sobre la zona sombreada en la Figura 7-8, para una visualización más clara de los casos. Figura 7-9. Zoom de la zona sombreada en rojo de la figura 7-8. Fuente: Elaboración propia. 7.2.4 Influencia del volumen del tanque de acumulación de la red de baja temperatura Al observar la Figura 7-10 se puede apreciar que la influencia del volumen del tanque de refrigeración es similar a la del tanque principal de la red de alta, pero algo más pronunciada. Si de nuevo, se hace zoom en la zona donde se encuentran los casos óptimos, si se observa una tendencia algo más clara. A mayor volumen del tanque de refrigeración, se obtienen instalaciones con menor consumo y con menor CCV. Figura 7-10. CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar para distintos volúmenes del tanque de refrigeración, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable Fuente: Elaboración propia. 81 81 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla En la siguiente figura se va a relizar un zoom sobre la zona sombreada en la Figura 7-10, para una visualización más clara de los casos. Figura 7-11. Zoom de la zona sombreada en rojo de la figura 7-10. Fuente: Elaboración propia. 7.2.5 Influencia del volumen del tanque de colectores Si se observa la Figura 7-13 se puede apreciar que en líneas generales todos los volúmenes del TAC probados presentan opciones para ser potencialmente viables. Aun así, los mejores casos en términos estrictamente económicos se dan para volúmenes de TAC relativamente pequeños. Aun así, en la Figura 7-13 se puede apreciar que a partir de un CCV de entre 500k€ y 550k€ comienzan a aparecer todos los volúmenes, hasta 60m³, pero debido a la ínfima diferencia que aportan en cuanto a ahorro de energía, dejan de ser soluciones interesantes. Figura 7-12. CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar para distintos volúmenes del tanque de colectores, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. 82 82 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable Fuente: Elaboración propia. En la siguiente figura se va a relizar un zoom sobre la zona sombreada en la Figura 7-12, para una visualización más clara de los casos. Figura 7-13. Zoom de la zona sombreada en rojo de la figura 7-12. Fuente: Elaboración propia. 7.3 Cumplimiento de la normativa En este apartado se va a contabilizar y analizar todos aquellos casos que cumplan con la normativa expuesta anteriormente. Como criterio adicional se ha tomado que el CCV del caso de análisis en cuestión sea menor que el CCV del caso base. De las 1350 combinaciones probadas, 681 casos tienen un CCV menor que el CCV del caso base, de estos un total de 613 casos cumplen además los límites de consumo, tanto el de energía primaria total como el de energía primaria no renovable. Figura 7-14. CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable. La zona sombreada engloba los 613 casos que cumplen tanto el límite de consumo como la condición de tener un CCV menor que el del caso base. Fuente: Elaboración propia. 83 83 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Nº colec Tanto por ciento del total [%] Vol. Tanq. Cal. [m³] Tanto por ciento del total [%] Vol. Tanq. Ref [m³] Tanto por ciento del total [%] Vol. Tanq. Colec. [m³] Tanto por ciento del total [%] Pot. MASE [kW] Tanto por ciento del total [%] 10 16 35 33.5 35 33.2 5 20.1 50 19.8 50 31.7 40 33.5 40 33.3 10 19.8 100 24.5 100 31.7 45 33 45 33.5 20 19.7 200 27.8 200 20.6 40 14 400 27.9 500 0 50 13 60 13.4 TOTAL 100 100 100 100 100 Tabla 7-5. Tanto por ciento sobre el total de 613 casos óptimos, para cada valor de los parámetros escogidos como variables de estudio. Fuente: Elaboración propia. Si se observan los resultados obtenidos en la Tabla 7-5, se puede afirmar que, para la instalación dada, el número de colectores alcanza un óptimo en torno a 50 y 100, ya que de los 613 casos óptimos el 63% presenta dicha cantidad de paneles. Los tres volúmenes probados del TARAT obtienen aproxidamente un porcentaje equitativo. Lo mismo ocurre para el caso del voúmen del TARBT. Aparecen todas las potencias de la MASE probadas, observándose un peso algo mayor para los casos simulados con una potencia nominal de 100, 200 y 400kW. En cuanto al volumen del tanque de colectores, se puede apreciar que hay un mayor número de casos con tanques pequeños. 7.4 Casos óptimos A continuación, se va a realizar un estudio restringiendo aún más la condición para poder decir que un caso es óptimo, dado que de los 613 casos comentados en la Tabla 7-5, muchos de ellos tienen un CCV muy parecido al CCV del caso base. Se ha añadido como criterio adicional, que se consideren como casos realmente óptimos los que tengan un CCV un 10% superior respecto al caso con el CCV mínimo. El CCV mínimo corresponde al valor de 416,820€, de esta manera se obtienen 34 casos que entran en la horquilla del +10%, representados en las tablas 7-6, 7-7 y 7-8. Se puede apreciar que para estos 34 casos se obtiene un rango de consumo anual de energía primaria no renovable comprendido entre 30 y 21 kWh/m². Existe una tendencia clara, a medida que el consumo de energía es menor el CCV del caso en cuestión aumenta, por lo que sería interesante recapacitar y tomar decisiones no solo basándonos en el criterio estrictamente económico. En ocasiones ceder la balanza a favor de un menor consumo puede conllevar la asignación de subvenciones, lo que compensaría y seguramente con creces, ese sacrificio económico a priori. 84 84 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Figura 7-15. CCV de las 1350 combinaciones de instalaciones con refrigeración solar para distintos volúmenes del tanque de colectores, y del CCV de la instalación inicial, frente al consumo energía primaria no renovable. La línea negra marca el límite de consumo de energía primaria no renovable Fuente: Elaboración propia. Figura 7-16. Zoom de la zona sombreada en rojo de la figura 7-14, correspondiente a los 34 casos óptimos. Fuente: Elaboración propia. 85 85 Formato de Publicación de la Escuela Técnica Superior de Ingeniería de Sevilla Nº colec Tanto por ciento del total [%] Vol. Tanq. Cal. [m³] Tanto por ciento del total [%] Vol. Tanq. Ref [m³] Tanto por ciento del total [%] Vol. Tanq. Colec. [m³] Tanto por ciento del total [%] Pot. MASE [kW] Tanto por ciento del total [%] 10 26.4 35 35.3 35 35.3 5 52.9 50 0 50 73.6 40 35.3 40 32.3 10 26.4 100 0 100 0 45 29.4 45 32.4 20 20.7 200 100 200 0 40 0 400 0 500 0 50 0 60 0 TOTAL 100 100 100 100 100 Tabla 7-6. Tanto por ciento sobre el total de los 34 casos óptimos, para cada valor de los parámetros escogidos como variables de estudio. Fuente: Elaboración propia. Se puede apreciar en las tablas 7-6 y 7-7 y 7-8 que el 100% de los casos incluyen una MASE con una potencia nominal de 200 kW. El hecho de que no hayan alcanzado situaciones óptimas instalaciones con una MASE de mayor potencia, se debe al factor de carga parcial. De los 34 casos, los más económicos son los correspondientes a instalaciones con 10 paneles solares de tubo de vacío, mientras que las instalaciones con 50 captadores presentan mejores consumos de energía primaria no renovable. El hecho de que no aparezcan configuraciones con mayor número de paneles es debido al efecto de saturación del TAC y del TARAT, explicado en el apartado 6.5.2. de este documento, en definitiva, a partir de 50 paneles aumentar el área de captación no supone un ahorro mayor de energía, ya que la MASE opera el mismo número de veces y en las mimas condiciones, por lo que no se reduce el consumo de la enfriadora. El ahorro que se consigue en régimen de calefacción al aumentar el número de paneles no es tan significativo. Los 3 volúmenes tanto del TARAT como del TARBT siguen estando presentes de manera equitativa en los 34 casos. En cuanto al volumen del TAC, se puede aprecair que los tanques pequeños presentan mejores condiciones, con un peso aún mayor (50%) para el menor volumen probado en las simulaciones (5m³).