Capítulo 4: Dimensionado y modelado de la planta.

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1 Capítulo 4: Dimensionado y modelado de la planta. La simulación es una herramienta de vital importancia, pues debido al de ejecución de los proyectos de ingeniería es indispensable realizar una simulación en la fase de diseño de forma que se evite errores y se optimice en su diseño. A la hora de describir la realidad se necesitan unas ecuaciones que describan los distintos procesos que tienen lugar, y se busca un modelo que se asemeje a la realidad lo suficiente de manera que en las simulaciones se obtengan datos cercanos a los reales. El uso de una planta con dos receptores uno de tubos (evaporador) y otro volumétrico (sobrecalentador) permite una mayor eficiencia en comparación con una planta de un solo receptor. Estudios sobre el concepto de plantas con dos receptores demuestran que la producción anual se incrementa hasta en un 27% para una planta de 10MW. Esto se puede ver en [11]. Estas se mejoras se deben entre otros factores a que las temperaturas necesarias en el receptor volumétrico son menores, al igual que el tamaño de cada uno de los receptores, lo que lleva consigo un aumento del rendimiento y una reducción de los costes. Este concepto de planta fue ya probado en la planta Solar-One que contaba con dos receptores de tubos (evaporador y sobrecalentador). El problema fue que las altas temperaturas requeridas en el sobrecalentador generaron problemas de fugas debido a los transitorios y los flujos solares no homogéneos. Debido esto en la planta Solar-Two se llevo a cabo el mismo concepto de planta pero con sales fundidas. Este tipo de plantas con dos receptores hace que se trabaje alrededor de los 300 ºC en el evaporador, limitando los flujos solares alrededor de los 350kW/m 2. De esta manera se evitan problemas de estrés y fugas en el sobrecalentador. or otro lado el uso de dos receptores permite que en el sobrecalentador no sea necesario alcanzar altos rangos de temperatura del aire, de esta forma se evita la necesidad del uso de receptores cerámicos que requieren una mayor tecnología y costes en las instalaciones. El uso de dos receptores lleva consigo de forma implícita los beneficios de ambas tecnologías: la de los receptores de tubos y la de los receptores volumétricos. Un último estudio sobre este concepto realiza la simulación de una planta de este tipo de 100MWe [12]. En este estudio se realizan simulaciones para una planta de 100MWe con un nuevo concepto de receptor, 31

2 llamado receptor dual. El receptor dual consiste en un receptor de tubos antepuesto a un receptor volumétrico como puede apreciarse en la figura 17. Figura 17. Esquema receptor dual. 4.1 Dimensionado Ciclo de otencia. El dimensionado previo se realiza mediante EES. Este dimensionado se hace partiendo de la potencia eléctrica final que van a ser 20MWe, así como de las condiciones de entrada a la turbina. Estas condiciones son vapor sobrecalentado a 100 bar y 550 ºC. La planta se describe mediante un balance energético, de forma que se obtiene la potencia térmica necesaria en el evaporador y en el sobrecalentador. Teniendo en cuenta el rendimiento óptico se obtiene la energía térmica necesaria en los campos de helióstatos. A partir de estas condiciones y de que se tienen en cuenta una serie de hipótesis, que se describen a continuación, se realiza el dimensionado. - Rendimiento del ciclo de potencia: Se estima el rendimiento del ciclo en un 35%, se considera alto debido a que se trata de un ciclo de potencia de vapor sobrecalentado. - érdidas en conducciones y bombas: Se estima como el 1% de la potencia térmica disponible a la entrada del sistema de producción de potencia eléctrica. - Rendimiento del evaporador: Se estima en un 92%. - Rendimiento del sobrecalentador: Se estima en un 78%. - Consideramos a la entrada del evaporador, líquido saturado a 103bar, y el vapor de salida es vapor saturado a la misma presión. 32

3 - Consideramos a la entrada del sobrecalentador vapor saturado a 100bar y a la salida vapor sobrecalentado a 100 bar y 550 ºC. Se realiza el dimensionado: e ciclo evaporador sobrecalentador conducciones T sat sob bar KW º C térmicatotal evaporador sobrecalentador termicatotal e ciclo evaporador evap evapf conducciones sobf sobrecalentador sob Ecuaciones en EES: sat=100 h3[1]=enthalpy(steam_iaws; =sat ;T=550) h2[1]=enthalpy(steam_iaws; =sat ;x=1) h1[1]=enthalpy(water; =sat; x=0) h_ws=h2[1]-h1[1] _elec=20*10^3 rend_turb=0,35 rend_recep1=0,92 rend_recep2=0,80 rend_conducciones=0,99 _tf=_elec/(rend_turb*rend_conducciones) _tf=f1+f2 f1=m*(h_ws) f2=m*(h3[1]-h2[1]) 33

4 _evap=f1/rend_recep1 _sob=f/rend_recep2 t_total=(sob+evap) Resolviendo el sistema de ecuaciones anteriores tenemos como solución: h_ws=1318 [kj/kg] m=22,34 [kg/s] m_aire=50,77 sat=100 [bar] _elec=20000 _evap=32713 _sob=39437 _t=72150 rend_ciclo=0,35 rend_conducciones=0,99 rend_evap=0,9 rend_sob=0, Campo de helióstatos. La optimización del campo de helióstatos es un aspecto relevante en el dimensionado de una planta termosolar ya que supone casi el 50% del coste de la planta. ara dos receptores se tienen dos campos independientes uno para el evaporador y otro para el sobrecalentador. A partir del dimensionado previo, se obtiene la energía térmica necesaria procedente de los campos, que sirve para generar con el programa WINDELSOL la configuración óptima de los campos y el número de helióstatos, así como el rendimiento óptico de dichos campos a lo largo del año. Se están considerando helióstatos como los de la planta S10 de 120m 2. En base a los resultados se dimensionaría el campo de helióstatos de cada uno de los receptores, teniendo en cuenta que los receptores irán a distintas cotas y de manera que no se interpongan los campos, se estudia cual es la configuración óptima, ya que existen dos alternativas el campo del sobrecalentador en la parte más cercana a la torre, y el campo del evaporador a continuación o viceversa. Según un estudio con WINDELSOL la configuración óptima es la que el campo del evaporador se sitúa en la parte más alejada de la torre, este hecho es consecuencia del LEC resultante, [6]. 34

5 El número de helióstatos resultante sería para cada uno de los campos es de 700 helióstatos para el campo evaporador y 555 para el campo sobrecalentador. Sin embargo en el caso de esta planta que cuenta con un receptor volumétrico como sobrecalentador, aumentaremos el número de helióstatos para el sobrecalentador debido al menor rendimiento de este, habiéndose escogido la configuración 3 (585 helióstatos en el evaporador y 670 en el sobrecalentador). 4.2 Modelado de la planta. A continuación se realiza el modelado de la planta y de cada uno de sus elementos. El esquema del ciclo incluyendo los distintos elementos que se han considerando se puede apreciar en la figura 5. 7 Receptor volumétrico Receptor tubular ' 12 12' Figura 18. Esquema de la lanta. En un diagrama T-S (Temperatura, Entropía) la representación de un ciclo con sobrecalentamiento es: 35

6 T [ C] Steam IAWS ,2 0,4 0,6 0,8 0 0,0 1,0 2,0 3,0 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0 9,0 s [kj/kg-k] Modelo Turbina. En la turbina se parte de una presión y temperatura de entrada del vapor sobrecalentado, la expansión del vapor se produce hasta una presión de salida que viene impuesta por el condensador, esta presión de salida suele tener valores comprendidos entre 50 y 150 mbar. En este caso se ha fijado en 98 mbar habiendo tomado como referencia una planta de 30MWe, con el objetivo de no tener una presión demasiado baja (S10 68mbar), ni demasiado alta (100MWe 150mbar). Disminuir la presión de salida aumenta el rendimiento del ciclo ya que disminuye la temperatura de cesión de calor, además de que aumenta el trabajo de expansión en la turbina. Sin embargo si se disminuye demasiado la presión de salida se tienen ciertos inconvenientes entre ellos es que al estar en condiciones de casi vacío en el condensador se producen infiltraciones de aire, se elevan los costes y además aumenta el tamaño del condensador. or otro lado el rendimiento interno de la turbina se ve afectado ya que aumenta la humedad en los últimos escalonamientos de la turbina, y además se ve aumentada la sección de salida de la turbina. La humedad a la salida tiene muchos efectos negativos como pueden ser la erosión de los álabes, incremento del borde del álabe, roce y distintas velocidades entre las fases (L-V), etc. Es por ello que se limita la humedad a la salida de la turbina. La utilización de vapor sobrecalentado en la turbina ofrece la ventaja de que el título de vapor a la salida es mayor, y por tanto se tiene menos humedad a la salida y un rendimiento interno mayor. Los fabricantes suelen recomendar un título de vapor a la salida de la turbina por encima del 85%. 36

7 En la turbina se tienen dos extracciones, aunque suelen ser tres en este tipo de ciclos, en este caso son solo dos porque se utilizan los gases de salida del sobrecalentador de aire para precalentar el líquido antes de entrar en el calderín, gracias a esto incluso se podría prescindir de las extracciones como se hace en [12], utilizando el receptor volumétrico para precalentar el agua antes de su paso por el receptor de tubos. Los caudales de las extracciones irán calculados en función del salto entálpico necesario en los precalentadores y en función del régimen de carga al que se trabaja. Cálculo del rendimiento de la turbina. En la turbina se utiliza un rendimiento interno variable según el régimen de carga y constante a lo largo de la expansión en la turbina, es decir la expansión en la turbina no es isentrópica y dicho rendimiento varía en función del caudal y de la humedad a la salida de la turbina. El rendimiento electro-mecánico del alternador es del 98%. A la hora de calcular el rendimiento isentrópico de la turbina, se calcula mediante el método de Spencer, Cotton y Cannon,[9]. Este método parte de un rendimiento base dependiendo del tipo de turbina o sección de la turbina, este rendimiento base va en función de la configuración de la turbina, de la velocidad de giro del eje, que suele ser de 3600rpm, y de los cuerpos de alta y de baja, en este proyecto no se ha entrado en tanta profundidad en la turbina puesto que no es el principal objetivo. or esto se ha considerado una sola turbina con una sola expansión, es decir un solo cuerpo sin recalentamiento, aunque en la realidad haya de dos a tres cuerpos y un recalentamiento. Considerando un rendimiento base del 91% se aplican una serie de correcciones: Corrección por caudal: caudal m v Donde: m es el caudal másico y v el volumen específico Expansión seca: 37

8 sec o base caudal unto final de expansión: A partir de este rendimiento seco, se calcula el punto final de la expansión seca, ELE (Expansion Line End oint): ELE he o ( he hs, isentropic o) sec unto final de entrada al condensador: unto final de entrada al condensador: Se calcula a partir del punto anterior teniendo en cuenta las pérdidas de carga a la salida de la turbina, y el título de vapor a la salida, este es el punto final de la expansión real. UEE ELE ( Y)( Y) Donde se han considerado como 20 mbar las pérdidas de carga en la salida de la turbina (suelen estar entre 10 y 20 mbar), y donde Y es el título de vapor a la salida de la turbina. Finalmente el balance energético en la turbina es: h 11 UEE extraida electrica m ciclo ( h8 h11) mextracc 1( h9 h11) mextracc2 ( h10 h11 alternador extraida ) Funcionamiento turbina. El funcionamiento de la turbina es a presión deslizante es decir la presión de entrada varía en función del régimen de carga al que se trabaja. ara el cálculo de la presión a la entrada de la turbina se ha calculado un polinomio a partir de los distintos puntos de funcionamiento de una turbina que trabaja con 100 bar de presión. Con el toolbox Curve Fitting de matlab se realiza el cálculo del polinomio interpolador de segundo grado, siendo el polinomio resultante el siguiente: Linear model oly2: f(x) = p1*x^2 + p2*x + p3 38

9 Coefficients (with 95% confidence bounds): p1 = ( , ) p2 = ( , 1.716) p3 = (15.96, 43.85) ara las presiones de las extracciones y de la salida se procede de igual manera, de modo que en cada punto se recalculan las presiones sobre el punto nominal de funcionamiento Modelo Condensador. En el condensador se condensa el vapor que sale de la turbina, para poder llevarlo de nuevo a la presión del vapor vivo. El condensador es un condensador de superficie, donde el vapor proveniente de la turbina entra por un cuello, al hacer pasar agua fría por un haz de tubos, el vapor va condensando hasta llegar a un pozo de condensado donde el agua es enviada hacia los precalentadores por la bomba de condensado. Al mismo tiempo el agua de refrigeración es impulsada a partir de un embalse o río mediante unas bombas de circulación, y a su salida es vertida al río, o embalse. El condensador es un elemento no menos importante en el ciclo ya que su optimización hará que se minimicen los consumos parásitos. Esto es debido a que en el condensador los caudales de agua de refrigeración tendrán valores altos por lo que será decisivo en los consumos parásitos de la planta, debido al consumo por bombeo. El proceso en el condensador es adiabático e isotermo, se considera isotermo ya que el agua condensada no debe ser subenfriada de manera que el rendimiento del ciclo no baje. El agua de refrigeración vendrá a temperatura ambiente, se debe usar un gran caudal de refrigeración ya el incremento de la temperatura en el agua de refrigeración vendrá limitado por la legislación debido a su impacto medioambiental, este incremento de temperatura se ha fijado en 8 ºC. A la hora de optimizar el condensador se tienen en cuenta una serie de factores, [10]: -Limitar la pérdida de carga desde la salida de la turbina, ya que ello aumenta la temperatura de condensación. -Asegurar una distribución uniforme del vapor sobre todos los tubos. 39

10 -Eliminar rápidamente el vapor condensado sobre los tubos para aumentar la eficacia, para ello se suele dotar a los tubos de cierta inclinación. -Reducir al mínimo la corrosión. -Asegurar una distribución uniforme del caudal de refrigeración en los tubos. -ermitir la rápida y fácil limpieza de los tubos. El balance de energía en el condensador será: m ( h( Te T ) h( Te)) m ( h(, x) h(, x 0)) ref v cond cond Bombas de circulación. Las bombas de circulación en un condensador suelen trabajar a poca altura estática es decir trabaja a poca diferencia manométrica y sin embargo manejan grandes caudales de agua refrigerante y funcionan a bajas velocidades. Suelen ser del tipo vertical y gracias a que trabajan a bajas velocidades y alturas dinámicas de descarga pequeñas, el rendimiento de estas bombas es alto, por encima del 80% y hasta de un 90%, en este caso se ha tomado un rendimiento del 0.8. Como el régimen de carga del ciclo varía bastante se suelen usar varias bombas, ya que si se usa una sola bomba estaría muy sobredimensionada porque trabajaría a un régimen de carga inferior al nominal gran parte del tiempo. La potencia consumida por la bomba será proporcional al caudal de agua refrigerante que necesitemos, y a las pérdidas de carga ya que se considera la altura estática nula. Un valor común de las pérdidas de carga suele estar entre 2.5 bar, considerando una altura geométrica nula. or tanto la potencia consumida por la bomba de circulación será: consumida ( m V agua esp g) / bomba Donde, m agua caudal másico de agua de refrigeración [kg/s] =pérdidas de carga [bar] 40

11 V =Volumen específico [m 3 /kg] esp g =aceleración gravitatoria [m/s 2 ] Modelo Bomba de condensado. Esta bomba tiene el cometido de elevar la presión del agua de alimentación al generador de vapor, evacua el agua condensada en el mezclador o pozo de condensado la envía a los precalentadores, a medida que va condensando el vapor proveniente de la turbina. El rendimiento de este tipo de bombas es bajo, debido a salto de presión elevado y suele estar situado alrededor del 75%. La bomba de condensado debe situarse lo más cerca posible del mezclador de modo que garanticemos la NSHr. Se han considerado unas pérdidas de carga en todo el circuito desde la salida de la bomba hasta la entrada de la turbina de 7 bar [6], es decir en todo el generador de vapor, y se supone el bombeo como un proceso adiabático e isotermo, es decir la temperatura del agua se mantiene constante. En la realidad en el ciclo se tienen varias bombas una a la salida de cada precalentador, en la simulación se ha considerado una sola bomba para simplificar el modelado de la planta. El trabajo realizado por la bomba será el siguiente: consumida ( m ( h h )) / a s e bomba Donde: h s h( e, T) Entalpía del agua a la salida de la bomba h e h( s, T) Entalpía del agua a la entrada de la bomba e=0.098 bar s=107 bar T=45ºC Modelos precalentadores: Los precalentadores del agua de alimentación sirven para aprovechar la energía de las extracciones para precalentar el agua, haciendo que el rendimiento del ciclo sea mayor. 41

12 Los dos precalentadores son dos intercambiadores de superficie que usan para precalentar el vapor de las extracciones de la turbina. En el modelado de los precalentadores se fijan las diferencias de temperatura entre el caudal de extracción a la salida del precalentador y la de entrada del agua de alimentación, al igual la diferencia entre la temperatura del agua de salida y la temperatura del vapor de extracción. Estas diferencias de temperatura las fijamos en 5 ºC. Teniendo fijadas las temperaturas en las entradas y salidas del precalentador. Quedan por fijar las presiones, la presión del caudal de agua del ciclo está fijada, es la presión del ciclo y la presión de la extracción es la presión del liquido saturado a la temperatura de entrada del precalentador, ya que se supone que la extracción tras su paso por el precalentador sale como líquido saturado, quedando así fijados los estados termodinámicos en el precalentador. or lo que para el punto de diseño: recalentador 1: T10=120+DDT=125ºCsat=2.3222bar recalentador 2: T9=200+DDT=205ºCsat= bar Una vez conocidas las presiones, se pueden calcular los puntos de las extracciones, en la línea de expansión de la turbina, entrando con la presión de extracción. 1ª extracción p= bar h=3100 kj/kg, T= ºC 2ª extracción p=2.3222bar h= 2745 kj/kg, T= ºC ara concluir habría que calcular el caudal de extracción en el punto de diseño haciendo los balances de materia, y una vez fijado este caudal de extracción, para las variaciones de carga se suponen unos caudales de extracción proporcionales al régimen de carga del ciclo. Los caudales se han calculado respecto al punto de diseño, y están fijados como proporcionales al régimen de carga. Los balances de energía son los siguientes: recalentador 1: m ( h12 h13) m extracc2 ( h10 h13) m vapor( h3 2) extracc1 h recalentador 2: m ( h9 h12) m vapor( h4 3) extracc1 h 42

13 4.2.5 Modelo receptor de tubos. En el receptor de tubos circula agua como fluido caloportador. A la salida del receptor se produce la evaporación del líquido, el receptor de tubos se alimenta con el líquido proveniente del calderín. En ocasiones en este circuito se usa una bomba de circulación aunque para asegurar el correcto funcionamiento, pero no es imprescindible ya que la mayor densidad del liquido en los tubos de alimentación al receptor downcomers respecto de la mezcla vapor/liquido en los tubos de salida risers provoca la natural circulación del fluido a través del receptor. El receptor de tubos que se modela será de cavidad con el fin de reducir pérdidas, en el receptor se considera un flujo máximo de 690 kw/m 2 con el fin de no dañar el receptor. En el caso de flujo máximo 690 kw/m^2, siendo la potencia térmica necesaria en el receptor de tubos 50,448 MW en el punto de diseño, el área necesaria será por tanto 73,11 m 2 si el receptor está compuesto por módulos de 1,353 m de ancho por 9 m de alto, el receptor se compondrá de 6 paneles. Este dimensionado se ha hecho de acuerdo con el receptor de tubos del royecto COLON-SOLAR en [7]. En el receptor de tubos se ha usado un rendimiento térmico variable en función del flujo solar. abs térmico incidente El rendimiento térmico del receptor se ha obtenido a partir de la gráfica experimental en [19]. Coefficients: f(x) = (p1*x + p2) / (x^5 + q1*x^4 + q2*x^3 + q3*x^2 + q4*x + q5) p1 = p2 = q1 = q2 = q3 = q4 = q5 =

14 En el receptor se tienen como variables fijas el titulo de vapor producido (x=0.1) y la presión constante a la que circula el líquido saturado, de manera que para esta presión se tiene una temperatura de saturación del vapor. De esta forma se tiene fija la entalpía de salida, la entalpía de entrada será la entalpía del agua del calderín que variará a lo largo del día y a partir de la energía térmica disponible en el receptor, se obtiene el caudal de vapor/líquido que es capaz de producir el receptor en estas condiciones. abs m ( h( x 0.1, sat) he) La producción de vapor con un título de 0.1 permite bajas temperaturas en la superficie de los tubos del orden de 330 ºC, lo que hace que los tubos no estén sometidos a demasiado estrés, al igual que supone un mejor funcionamiento del receptor, un mayor rendimiento y una reducción de costes Modelo calderín. El calderín o depósito superior nos servirá como almacenaje intermedio de forma que se pueda mantener un régimen de funcionamiento continuo ante las variaciones de radiación, y como separador del líquido saturado y del vapor saturado. El calderín es un recipiente horizontal Debe cumplir unas restricciones de volumen máximo y nivel mínimo de líquido. En cuanto a las dimensiones hemos considerado un volumen de 20 m 3 [7]. Tendremos un nivel mínimo alcanzable por el líquido que hemos en el 20% del volumen total. Este valor de volumen es estimado tomando como referencia el royecto COLON SOLAR, que usa un receptor de 22.8MWt, para un caudal de 14 kg/s aproximadamente, siendo quizás el valor de 20 m 3 un poco bajo. En todo caso debe cumplir que sea capaz de alimentar al receptor de tubos durante 10 minutos, en caso de que la alimentación al calderín fuese nula, lo cual se puede estimar el caudal mínimo del calderín a modo de cumplir esta restricción: V T min m T 10min m caudal densidad 44

15 Resultando para el caudal de diseño de kg/s un volumen mínimo de m 3. or lo que este volumen mínimo se cumple. Funcionamiento: El calderín se alimenta del líquido proveniente del precalentador de aire a 285 ºC y 103 bar, y proporciona vapor al sobrecalentador a 103 bar y con un título de vapor del 100%, el funcionamiento se basa en la recirculación natural, aunque en algunos caso se añade una bomba de circulación para asegurar la recirculación a través del receptor de tubos. El calderín produce vapor a partir del receptor, en la parte inferior del calderín se encuentra los tubos de alimentación del evaporador downcomers, tras el paso del liquido saturado por el receptor, y tras su evaporización parcial llega al calderín de nuevo a través de los tubos de salida risers. Balance de materia: vc vc m f mi ( m s m e ) T Balance energético: m vc vc vc rec rec rec ( u u ) m ( h h ) m h m h T f i s e e e s s Modelo receptor volumétrico. Debido a la configuración de la planta de dos receptores, un evaporador y un sobrecalentador, como se ha comentado con anterioridad este tipo de plantas requiere una menor exigencia en el receptor volumétrico en lo que refiere a temperaturas de salida del aire, ya que la evaporación se produce en el receptor de tubos, y el aire producido en el receptor volumétrico servirá para sobrecalentar y precalentar el agua,[13]. Es por ello que se puede utilizar un receptor con absorbedor metálico, considerando una temperatura de salida del aire de 700 ºC, sin necesidad de considerar un receptor cerámico que conllevaría mayores costes. Otras de los aspectos que se ha considerado en el receptor es la recirculación del aire, que se comentara más adelante en detalle. El receptor se basa en datos de proyectos anteriores y de diferentes estudios y simulaciones, en lo que se refiere a diseño y cálculo del rendimiento térmico, eficiencia de recirculación, flujo máximo. Rendimiento térmico: Vamos a tener un modelo de receptor volumétrico con recirculación del aire de salida del precalentador, el rendimiento del receptor, lo obtenemos a 45

16 partir de un mapa de rendimientos del royecto SOLAIR TSA,[11] que aparece en la figura 19. La función del rendimiento se obtiene mediante una herramienta de MATLAB Curve Fitting Tool Figura 19. Rendimiento TSA 3MWt. El rendimiento se puede aproximar por un polinomio de segundo grado, pero mejor resulta una función racional de manera que para flujos limites tanto altos o bajos el rendimiento no tenga valores irracionales y quede de esta manera acotado. El polinomio que mejor se adapta es: p1 x 2 p2 x p3 x q1 Donde x es el flujo incidente en el receptor y los coeficientes son: p1= , p2=0.9849, p3=-167.2, q1= Grafica rendimiento/flujo incidente en la apertura 46

17 Rendimiento 0.85 rend vs. I fit Flujo Receptor (KW/m 2 ) Área receptor A partir del rendimiento y del flujo máximo admisible dimensionamos el área del receptor. Se ha limitado el flujo en 500kW/m 2, por ser un valor alcanzado en otros receptores, hay algunos receptores que han alcanzado flujos mayores en periodos de pruebas, pero con el objeto de realizar un diseño prudente, se ha fijado en este valor. or tanto a partir de la potencia térmica en el receptor y el flujo máximo, se obtiene el área mínima del absorbedor. En este caso se ha dimensionado para 40MWt, resultando un área mínima de 80m 2. Se ha recopilado información sobre otros proyectos para plantas de 30MW, de 10MW y de 10MW con receptor dual, que es lo que más se asemeja a esta planta. A continuación en la tabla 5 se indican las áreas del receptor para estos proyectos. royecto Área (m 2 ) HOEBUS 30MW 206 S10 (royecto receptor volumétrico) 88 S10 (Estudio receptor dual) 80 Tabla 5. Area útil de los receptores. 47

18 Eficiencia recirculación de aire: La recirculación de aire en los receptores volumétricos ha venido siendo un tanto baja en los primeros receptores se tenía una recirculación del 30 al 50%, aunque luego se ha mejorado la eficiencia de recirculación llegando a ser del 70%, habiéndose comprobado que algunas secciones del receptor se llegan a alcanzar relaciones de recirculación del 90%, la media durante supera el 70%. Es una necesidad el reducir las pérdidas por radiación y aumentar la relación de recirculación para la próxima generación de receptores volumétricos. Los generadores de vapor de un solo receptor generan un aire de recirculación con temperaturas alrededor de 100 ºC, en 1992 se cuantificó en un estudio el impacto de la recirculación de aire en un receptor del tipo HOEBUS, en este estudio se concluyó que la RRA (Relación de recirculación del aire) debía ser cerca del 70% para alcanzar eficiencias competitivas con los receptores de agua/vapor o de sales fundidas. A pesar de la importancia de la RRA no se han llevado a cabo mediciones de este valor excepto en el TSA donde se alcanzaban valores cercanos a 0.7. En un futuro para temperaturas de recirculación mayores se deben alcanzar valores de RRA mayores, por ejemplo para temperaturas de recirculación de 200 ºC, el RRA debe estar entre 0.8, y para temperaturas de 400 ºC, el RRA debe alcanzar el valor de 0.9. Se debe tener en cuenta esta temperatura ya que en algunos casos de temperaturas de recirculación bajas no es de provecho recircular, [14]. Con el objetivo de obtener modelos válidos se llevaron a cabo experimentos en la lataforma Solar de Almería (SA) con diferentes receptores volumétricos entre ellos el HITREC-II, SOLAIR y SIREC. Se llevo a cabo una comparación entre los valores experimentales y analíticos obtenidos mediante FLUENT. Se estudio la influencia de los distintos elementos y configuraciones de los receptores, [15], como se observa en la tabla 6. 48

19 Análisis de distintos Receptores en función de la apertura y la RRA obtenida Tipo de Receptor Apertura (cm) Relación de Recirculación Externo Semi-cavidad Cavidad Concentrador secundario Tabla 6. Realación de recirculación en función de la configuración del receptor. En el análisis del HITREC-II con FLUENT se llegó a la conclusión de que configuraciones con cortinas de aire tenían menos pérdidas, ya que las velocidades del viento influían en las pérdidas convectivas, y la recirculación con la que se obtuvo mejor resultado fue una combinación de una realimentación con canales externos con una dirección normal a la superficie del absorbedor y un anillo exterior que inyecta el aire de recirculación en una dirección paralela a la superficie del absorbedor. En base a lo anterior en este proyecto se ha considerado una eficiencia en la recirculación del 80% debido también a la alta temperatura de recirculación. Ventiladores: Los ventiladores que producen la circulación del aire a través del receptor y de los intercambiadores de aire (precalentador y sobrecalentador) tienen un consumo parásito en la planta, que vendrá cuantificado por la siguiente ecuación: m aire p aire consumida ventilador La pérdida de carga del lado del aire se ha estimado en 2200a en el sobrecalentador y precalentador y 500a en el receptor volumétrico...., 49

20 Balance energético: Las ecuaciones correspondientes al balance energético son la otencia que llega al receptor, la potencia absorbida por el receptor y el intercambio de energía entre la estructura absorbedor y el aire que fluye por el receptor. Irr N A t f h térmico h f m aire t óptico ( h( Ts ) h( Te )) m aire h( Ts ) ARR h( Trec ) (1 ARR) h( Tamb ) Modelos sobrecalentador y precalentador de aire. El sobrecalentador y el precalentador son intercambiadores de aire/vapor y aire/liquido, su eficiencia es menor que en los intercambiadores liquido/liquido, esto se verá reflejado en la DDT. En el sobrecalentador se tiene un caudal de aire que proviene del receptor volumétrico a 700ºC, para sobrecalentar vapor desde unos 311ºC hasta 550ºC, considerando una DDT de 70ºC, debido a que la transferencia de vapor/aire será menor, el aire a la salida del sobrecalentador será 381ºC. El balance de energía será: m aire ( h(, Tsa) h(, Tea)) m vapor( h( 7, T7 ) h( 6, T6 )) En el precalentador de aire, el líquido es precalentado desde 200 hasta 290 ºC, para alimentar el calderín a esta temperatura. El aire proviene del sobrecalentador a unos 380 ºC y la DDT en el precalentador es de 30 ºC, ya que ahora la transferencia de calor es entre liquido/aire, por tanto el aire a la salida del precalentador irá a 230 ºC. A esta última temperatura es la temperatura del aire de recirculación en el receptor. m aire ( h(, Tsa) h(, Tea)) m vapor( h( 5, T5 ) h( 4, T4 )) 50