anÁlisis de la viabilidad tÉcnica-econÓmica de un … · brayton-rankine. fig. 2.- emisiones de...
TRANSCRIPT
PROYECTO FIN DE CARRERA
ANÁLISIS DE LA VIABILIDAD TÉCNICA-ECONÓMICA DE UN CICLO
COMBINADO CON MOTOR DE COMBUSTIÓN INTERNA
ALTERNATIVO Y CICLO DE RANKINE ORGÁNICO
AUTOR: Alejandro Mendoza Larive
MADRID, junio 2006
UNIVERSIDAD PONTIFICIA COMILLAS
ESCUELA TÉCNICA SUPERIOR DE INGENIERÍA (ICAI)
INGENIERO INDUSTRIAL
ANÁLISIS DE LA VIABILIDAD TÉCNICA-ECONÓMICA DE UN
CICLO COMBINADO CON MOTOR DE COMBUSTIÓN INTERNA
ALTERNATIVO Y CICLO DE RANKINE ORGÁNICO. Autor: Mendoza Larive, Alejandro
Director: Linares Hurtado, José Ignacio; Moratilla Soria, Beatriz Yolanda
Entidad Colaboradora: ICAI - Universidad Pontificia Comillas
RESUMEN DEL PROYECTO En este proyecto se evalúa, tanto técnica como económicamente, la integración de
un motor alternativo de gas en un ciclo combinado. El relativamente bajo nivel
térmico de los humos de escape (400 ºC a 500 ºC) y del agua de refrigeración (90
ºC a 110 ºC) hacen del empleo de fluidos orgánicos una buena opción. Los fluidos
orgánicos presentan como ventajas poder emplear equipos compactos debido a que
tienen un salto entálpico por unidad de volumen alto y no es necesario
sobrecalentar, puesto que el estado del fluido tras la expansión en la turbina no es
de vapor húmedo. Por otra parte, con la adecuada selección del fluido no se requiere
la presencia del desgasificador, al poder condensar a presiones superiores al
ambiente.
En el proyecto se evalúan diferentes escenarios en función de la potencia del motor,
el acercamiento en la caldera del amoniaco y las temperaturas de los fluidos que
aprovechan los humos procedentes de la combustión.
El motor de gas se ha parametrizado a partir de una bases de datos de 67 motores de
10 fabricantes distintos, cuyas potencias oscilan entre 100 kW y 5500kW. Así, se
han modelado las prestaciones energéticas de dichos motores en función de la
potencia eléctrica entregada por ellos. En el caso de los ciclos de Rankine orgánico
se ha recurrido a un modelado físico.
El aprovechamiento de los calores residuales se lleva a cabo en los humos de escape
mediante un ciclo en cascada ciclohexano-amoniaco. El aprovechamiento del calor
de refrigeración del bloque se realiza mediante un ciclo regenerativo con FC87
(C5F12).
Los resultados técnicos revelan un incremento de la potencia eléctrica entre el 27 %
para el motor de 100 kWe y el 18% para el de 5000 kWe. Estos incrementos
suponen un rendimiento del ciclo combinado de 40% para el motor de 100 kWe y
de 50 % para el de 5000 kWe.
De la parte económica cabe destacar la reducción de los periodos de retorno al
incluir el ciclo de Rankine orgánico así como un aumento tanto del VAN como de
la TIR, tal como se muestra en la Figura 1. Esto significa que el “repowering” de un
motor aislado mediante este sistema de aprovechamiento de calores de baja
temperatura permite incrementar la rentabilidad, facilitando la viabilidad económica
de unidades más pequeñas (un motor aislado de 1500 kW presenta un período de
retorno de 21 años, mientras que con el acoplamiento al sistema orgánico el período
de la inversión conjunta se reduce a 14 años, incrementándose el VAN en más de 1
M€).
Fig. 1.- VAN y PR del motor aislado y ciclo combinado.
En cuanto a los costes anuales equivalente totales de producción (incluida la
inversión), son casi un 10% más bajos en el ciclo combinado que en el motor
aislado (para un motor de 5 MWe). El coste de generación en el ciclo combinado es
de 65 €/MWh, correspondiendo un 69% al combustible, un 19% a la inversión y
12% a la operación y mantenimiento (motor de 5 MWe). Estos costes se sitúan por
debajo del precio de venta de electricidad anual equivalente (77 €/MWh) para
motores de más de 1000 kWe, mientras que en el caso del motor aislado se
requerían tamaños de más de 2500 kWe.
La figura 2 muestra las emisiones de CO2 del motor aislado frente al ciclo
combinado propuesto. El incremento logrado en el rendimiento hace que las
emisiones específicas se reduzcan entre 79 g/kWhe y 69 g/kWhe lo que en términos
relativos es de entre 16 % y el 15 %. El valor obtenido en las emisiones del ciclo
combinado propuesto es similar al que logran los ciclos combinados convencionales
Brayton-Rankine.
Fig. 2.- Emisiones de 2CO .
Si se compara el empleo del motor en cogeneración con el del ciclo combinado se
encuentra un mejor aprovechamiento en el sistema de cogeneración. Así, aunque el
rendimiento eléctrico artificial es similar en ambas configuraciones para motores de
100 kWe, en motores de 5 MWe supera el 58% en cogeneración, alcanzando sólo el
50% en ciclo combinado. Si se compara el índice de ahorro de energía primaria
siempre resulta más eficiente la cogeneración que el ciclo combinado, siendo el
ahorro del 38% en el primero y del 30% en el segundo para un motor de 5 MWe.
Como conclusión, se ha probado que la constitución de un ciclo combinado motor
de gas-Rankine orgánico es técnica y económicamente posible, mejorando la
rentabilidad de la producción eléctrica del motor de gas, aunque no siendo tan
eficiente como el empleo del motor en cogeneración. Dado que la inversión
adicional en el ciclo de Rankine orgánico no es excesiva puede pensarse en un
sistema híbrido, que alterna entre la producción eléctrica intensificada (ciclo
combinado) o la producción de calor y electricidad, en función de la demanda.
C.combinado
Motor
TECHNICAL - ECONOMIC FEASIBILITY ANALYSIS OF A
COMBINED CYCLE WITH INTERNAL COMBUSTION ENGINE
AND ORGANIC RANKINE CYCLE Author: Mendoza Larive, Alejandro
Director: Linares Hurtado, José Ignacio; Moratilla Soria, Beatriz Yolanda
Entidad Colaboradora: ICAI - Universidad Pontificia Comillas de Madrid
SUMMARY PROJECT
In this project it is assessed, technological and economically, the integration of a
natural gas internal combustion engine in a combined cycle. Due to the relatively
low thermal level of the flue gases at the exhaust pipe (400 ºC to 500 ºC) and of the
cooling water (90 ºC 100 ºC), the employment of organic fluids is a good option.
The organic fluids allow the use of compact equipments due to the fact that they
have high enthalpy jump per unit of volume and superheating is not necessary
because the condition of the fluid downstream the expansion in the turbine is not of
humid steam. On the other hand, with the suitable selection of the fluid its
condensation pressure is above the environmental pressure.
In the project different scenes are evaluated depending on the power of the engine,
the pinch point of the boiler of ammonia and the temperatures of the fluids that
absorb the heat from the combustion gases.
The gas engine characteristics there are obtained from a databases of 67 engines of
10 different manufacturers, whose powers range are between 100 kW and 5500kW.
This way, they have been modelled depending on the electrical power delivered by
them.
The organic Rankine cycle has been modelled physically. The utilization of waste
heats from the exhaust pipe has been modelled with a cascade cycle of cyclohexane
and ammonia and utilization of the refrigeration heat employ FC87 (C5F12).
The technical results reveal an increase of the electrical power between 27 % for the
engine of 100 kWe and 18 % for of 5000 kWe. These increases suppose a
performance of the combined cycle of 40 % for the engine of 100 kWe and of 50 %
for the engine of 5000 kWe. In the economic part it is necessary to distinguish the
reduction of return periods if the organic Rankine cycle is included, and also an
increase of the VAN (Net Present Value) and TIR (Internal Rate of Return), as it
appears in Figure 1. This means that the re-powering of an engine isolated using an
organic Rankine cycle allows to increase the profitability, facilitating the economic
viability of the smallest units (an engine isolated of 1500 kW presents a return
period of 21 years, whereas with the combined cycle the period of the investment
reduces to 14 years, increasing its VAN in more than 1 M €).
Fig. 1.- VAN y RP of the isolated engine and combined cycle.
In reference to the overall levelized costs of production (included the investment),
they are almost 10 % lower in the combined cycle than in the isolated engine (for an
engine of 5 MWe). The cost of generation in the combined cycle is 65 €/MWh,
corresponding 69 % to the fuel, 19 % to the investment and 12 % to the operation
and maintenance (engine of 5 MWe). These costs are placed below the lelvelized
price of electricity (77 €/MWh) for engines of more than 1000 kWe, whereas in
case of the isolated engine sizes were needed of more than 2500 kWe.
Figure 2 shows the CO2 emission of the engine isolated in contrast to the combined cycle. The increase achieved in the performance reduces the specific emission to
79 g/kWhe and 69 g/kWhe what in relative terms is between 16 % and 15 %. The
value obtained in the emission of the combined cycle is similar to the conventional
Brayton-Rankine cycles.
Fig. 2.- 2CO emissions.
If the employment of the engine in cogeneration is compared with the combined
cycle, the cogeneration system achieve better results. This way, although the
electrical artificial efficiency is similar in both configurations for engines of 100
kWe, in engines of 5 MWe it overcomes 58 % in cogeneration, reaching only 50 %
in combined cycle. If there is compared the saved primary energy index, it always
turns out to be a more efficient the cogeneration than the combined cycle, being the
saving of 38 % in the first one and of 30 % in the second one for an engine of 5
MWe. As conclusion, there has been proved that the constitution of a combined
cycle of gas-Rankine organic cycle is technical and economically feasible,
improving the profitability of the electrical production of the gas engine, although
not being so efficient as the employment of the engine in cogeneration. Due to
additional investment in Rankine cycle isn’t so high it’s possible to think in a
hybrid system, which alternates between intensified electricity production
(combined cycle) and the combined heat and power, depending on demand.
C.combinado
Motor
ÍNDICE
Capítulo 1 – Introducción ................................................................... 1
1.1 Motivación del proyecto...........................................................................2
1.2 Objetivos...................................................................................................3
1.3 Marco general: generación eléctrica.........................................................4
1.3.1 Generación eléctrica distribuida.................................................7
1.3.2 Inconvenientes del sistema centralizado....................................9
1.3.3 Aplicaciones de la generación eléctrica distribuida...................9
1.3.4 Ventajas de la generación eléctrica distribuida........................11
1.4 Ciclo combinado.....................................................................................13
1.4.1 Parámetros característicos con un nivel de presión..................14
1.4.2 Motores de combustión interna alternativos (MCIA)..............19
1.4.3 Motores de gas natural como ciclo de alta...............................21
1.4.4 Ciclo de Rankine......................................................................23
1.4.5 Ciclo de Carnot.........................................................................29
1.4.6 Acoplamiento motor-ciclo ORC..............................................31
1.5 Metodología de trabajo...........................................................................31
Capítulo 2 – Revisión de las tecnologías disponibles........................33
2.1 Ciclo de alta (MCIA)..............................................................................33
2.1.1 Comparación con otras tecnologías de generación
distribuida.................................................................................34
2.1.2 Integración con otros sistemas de energía................................36
2.1.3 Los MCIA y el medioambiente................................................40
2.1.4 Motor diesel..............................................................................41
2.1.5 Motor de gas.............................................................................42
2.2 Ciclo de alta (turbina de gas)..................................................................43
2.3 Ciclo de baja temperatura.......................................................................46
2.3.1 Ciclo de Rakine........................................................................47
2.3.1.1 Modelo A...................................................................48
2.3.1.2 Modelo B...................................................................49
2.3.2 Ciclo ORC................................................................................51
2.3.2.1 Modelo inicial: ciclo con un solo fluido....................57
2.3.2.2 Modelo final: ciclo en cascada..................................59
Capítulo 3 – Descripción del modelo desarrollado...........................65
3.1 Esquema en planta..................................................................................65
3.2 Modelo técnico........................................................................................66
3.2.1 Modelo del motor.....................................................................66
3.2.2 Modelo de aprovechamiento del calor de los humos...............73
3.2.2.1 Ciclo ciclohexano......................................................73
3.2.2.2 Ciclo amoniaco..........................................................74
3.2.3 Modelo matemático de aprovechamiento del calor de los
humos.......................................................................................75
3.2.3.1 Datos..........................................................................75
3.2.3.2 Variables....................................................................76
3.2.4 Modelo de aprovechamiento del calor del agua de
refrigeración.............................................................................78
3.2.5 Modelo matemático de aprovechamiento del calor del
agua de refrigeración................................................................79
3.2.5.1 Datos..........................................................................79
3.2.5.2 Variables....................................................................80
3.3 Ecuaciones del modelo matemático........................................................80
3.4 Verificación de la viabilidad técnica.......................................................87
3.5 Modelo económico..................................................................................88
3.5.1 Inversión inicial........................................................................89
3.5.2 Costes de mantenimiento y operación......................................97
3.5.3 Análisis de rentabilidad............................................................98
3.6 Modelo medioambiental.........................................................................99
Capítulo 4 – Análisis de resultados..................................................103
4.1 Resultados técnicos del modelo............................................................103
4.1.1 Rendimientos..........................................................................104
4.1.2 Potencias generadas................................................................105
4.2 Resultados económicos.........................................................................106
4.3 Resultados medioambientales...............................................................118
4.4 Comparación de un ciclo combinado y un ciclo de cogeneración........119
Capítulo 5 – Análisis de sensibilidad................................................125
5.1 Análisis de sensibilidad de parámetros técnicos...................................125
5.2 Análisis de sensibilidad de parámetros económicos.............................131
Capítulo 6 – Conclusiones.................................................................147
6.1 Conclusiones sobre resultados técnicos................................................147
6.2 Comparación con un ciclo de cogeneración..........................................149
6.3 Aspectos medioambientales..................................................................150
6.4 Aspectos económicos............................................................................151
Capítulo 7 – Bibliografía...................................................................153
Capítulo 8 – Anexos...........................................................................155
Capítulo 1 Introducción
Pág. 1 de 191
INTRODUCCIÓN
Los ciclos combinados han sido desarrollados para aprovechar los calores
residuales de los ciclos clásicos de producción de energía, consiguiendo así
maximizar el rendimiento obtenido para el combustible empleado. Estos ciclos
combinados aprovechan normalmente calores residuales de un ciclo de alta
temperatura para calentar el fluido de otro ciclo de baja temperatura antes de pasar
por la turbina. De esta manera se consigue aumentar considerablemente el
rendimiento que se tenía con el primer ciclo aislado, ya que, en el segundo, se está
utilizando un “calor gratuito”.
Sin embargo, no se utilizan ciclos combinados en todos los ciclos de
producción de energía, ya que se necesita un incremento sustancial del rendimiento
inicial para que sea realmente rentable emplear esos humos para generar más
electricidad. Así, habrá que analizar para cada caso si la mejora obtenida compensa
la inversión extra inicial y los mayores gastos de operación.
La temperatura de estos gases de escape será muy determinante para las
posibilidades de integración de un ciclo termodinámico. Cuanto mayor sea ésta,
mayor será la temperatura a la que se pueda calentar el fluido del ciclo de baja
presión que se dirige hacia la turbina, por lo que se podrá obtener más trabajo en
ella, aumentando así en mayor medida el rendimiento del ciclo principal. Por ello,
por cuestiones de rentabilidad, sólo se suelen aprovechar para producción de
energía los calores residuales de alta o muy alta temperatura.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 2 de 191
1.1 Motivación del proyecto
El ciclo de Rankine orgánico (ORC), que emplea un fluido diferente del
agua, resulta muy apropiado para el aprovechamiento de calores residuales de
media y baja temperatura debido a que al utilizar un fluido con una curva de
saturación distinta de la del agua es capaz de adaptarse mejor a las prestaciones del
foco caliente que el ciclo con vapor convencional.
El proyecto pretende evaluar la viabilidad de usar un ciclo ORC como ciclo
de baja para un motor alternativo de gas natural, analizando la adecuación de
diferentes fluidos, determinando el tamaño adecuado de ambos equipos, la
configuración adecuada del ciclo, la posibilidad de evitar emplear desgasificador,
etc.
Además el proyecto incluye un análisis para estudiar la viabilidad
económica del proyecto, para lo que se consideran tanto las inversiones necesarias
en los elementos empleados para su construcción (turbinas, motores,
compresores,…) como la rentabilidad obtenida durante la vida útil de la planta.
Otro aspecto a considerar es el impacto ambiental que en este caso serian los
gases emitidos por el motor procedente de la combustión de gas natural. Los
contaminantes atmosféricos (NOx, etc) se mantienen como en el caso del motor,
aunque su peso relativo a la potencia eléctrica generada se reduce; en cuanto al
CO2, se han estimado sus emisiones, antes y después de acoplar el ciclo ORC.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 3 de 191
1.2 Objetivos del proyecto
Los objetivos del proyecto son:
1. Analizar los fluidos de trabajo adecuados, seleccionando los más
indicados para la aplicación. En este análisis se tendrán en cuenta el
posible empleo de ciclos en cascada para aprovechar al máximo las
características de los fluidos orgánicos.
2. Obtener un modelo de las prestaciones del motor alternativo. Para
ello se recurrirá a un análisis estadístico de diversos motores reales,
obteniendo así sus prestaciones nominales en función de la potencia
del motor.
3. Obtención de las prestaciones del ciclo combinado, analizando
diferentes configuraciones del mismo, de modo que sea posible
seleccionar el escenario más eficiente según las circunstancias de
cada caso (potencia total de la planta, tamaño del motor,...). Esto
constituirá un análisis de viabilidad técnica.
4. Realización de un análisis de viabilidad económica para ponderar los
criterios técnicos con los económicos.
5. Realización de un análisis de viabilidad a nivel energético y
medioambiental, calculando el ahorro en energía primaria y la
reducción en emisiones de 2CO frente a una tecnología convencional
de producción eléctrica.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 4 de 191
1.3 Marco general: generación eléctrica
Las primeras unidades de generación eléctrica instaladas a nivel mundial
seguían una estrategia considerada hoy como generación distribuida, es decir, se
construían centrales en el mismo área de consumo. A medida que la industria se
desarrollaba y crecía, la mayoría de las instalaciones industriales construyeron
centrales para cubrir sus propias necesidades y las de los clientes situados en las
proximidades, lo cual constituye otro precedente de la generación eléctrica
distribuida.
Posteriormente como parte del crecimiento demográfico y de la demanda
eléctrica, se evolucionó hacia el sistema centralizado donde la central eléctrica se
encontraba en el centro geométrico del consumo y los consumidores crecían a su
alrededor. Sin embargo el rápido desarrollo tecnológico llevó a construir grandes
centrales eléctricas más eficientes situadas en lugares distantes de las zonas de
consumo, pero cerca del suministro de combustible y agua.
Según la fuente de energía primaria se pueden considerar tres tipos
principales de generación clásica: hidráulica, nuclear y combustible fósil.
La energía hidráulica se prevé que tenga una expansión escasa en Europa y
Estados Unidos donde se ha llegado casi al límite de la explotación; el agotamiento
de emplazamientos posibles y la negativa social a la nueva construcción de
embalses y derivación de caudales de ríos, a pesar de su bajo coste de generación y
emisiones contaminantes a la atmósfera, no hace pensar en importantes incrementos
de la capacidad hidráulica.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 5 de 191
La energía nuclear, pese a los bajos costes variables y emisiones de gases de
efecto invernadero que su empleo supone, no posee buenas perspectivas de
convertirse en una alternativa a corto plazo, debido principalmente al rechazo
social. Uno de los campos donde se necesita desarrollo e inversión es en buscar
soluciones en la eliminación, transformación o almacenamiento seguro de los
residuos nucleares.
En lo referente a los combustibles fósiles se prevé que sigan siendo la
principal fuente de energía utilizada para la producción de electricidad, donde se ha
observado una reducción de la importancia del carbón frente al auge del gas natural.
Este cambio es debido a la menor emisión específica de 2CO por kWh producido y
a las ventajas referente a costes de inversión, eficiencia energética, flexibilidad de
operación y aceptación social en la selección del emplazamiento.
De forma general una central de ciclo combinado requiere una inversión de
entre 500 a 600 €/kW [GOME06] y puede alcanzar rendimientos cercanos al 59% a
pleno rendimiento mientras que una central de carbón, con depuración de gases y
calderas supercríticas, tienen un rendimiento del orden del 45% con costes de
inversión de 1000 €/kW. Estas diferencias no implican el abandono de las
tecnologías basadas en el carbón, dado su seguridad de abastecimiento, sobretodo si
se desarrollan tecnologías económicamente viables de captura y confinamiento de
2CO .
Esta orientación de la generación se ha dado en los países desarrollados al
menos desde la Segunda Guerra Mundial tendiendo hacía economías de escala a
través de grandes centrales cada vez más alejadas de los centros de consumo
Capítulo 1 Introducción
Pág. 6 de 191
obligando al desarrollo de líneas de transporte de mayor capacidad y largas
interconectadas y mutuamente apoyadas. No solamente se tendía hacia una
generación centralizada sino también a la transferencia del control del sistema
eléctrico del entorno de los clientes o pequeñas empresas hacia grandes organismos
de gestión centralizada.
Sin embargo el hecho de una tendencia a un sistema centralizado no supuso
la desaparición de la generación distribuida cuya forma más habitual fue el
generador diesel o baterías cuyos objetivos eran cubrir las necesidades que el
sistema centralizado no podía cubrir: fiabilidad (hospitales) o calidad en el
suministro (bancos).
Por el contrario en la década de 1970, factores energéticos como la crisis del
petróleo, ecológicos como el cambio climático y una alta tasa de demanda eléctrica
a nivel mundial, plantearon la necesidad de alternativas tecnológicas para asegurar
el suministro, la calidad de la energía eléctrica y el ahorro y uso eficiente de los
recursos naturales. A estos factores se añaden la dificultad de encontrar
emplazamientos para las grandes centrales, su elevada inversión de capital y la
complejidad de construcción que junto con el desarrollo tecnológico y reducción del
coste de nuevas opciones modulares hacen de la generación distribuida una
alternativa.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 7 de 191
1.3.1 Generación eléctrica distribuida
Son varias las definiciones que existen sobre la generación distribuida pero
posiblemente la más clara y general es la dada por el “Electric Power Research
Institute”:
“La generación distribuida es la utilización, de forma integrada o
individual, de pequeños generadores por parte de las compañías eléctricas, clientes
o terceros, en aplicaciones que benefician al sistema eléctrico, a usuarios eléctricos
específicos o a ambos”.
Teóricamente casi cualquier tecnología sería válida para dicha generación
(turbinas eólicas, hidráulicas y de gas, motores de combustión interna, placas de
energía solar térmica de alto rendimiento y fotovoltaicas, pilas de combustible) pero
en la práctica, sólo aquellas de alta eficiencia son viables económicamente.
La generación distribuida supone un cambio en la generación de energía
eléctrica centralizada. Aunque se pudiera considerar un concepto nuevo, lo cierto es
que su origen se remonta a los inicios de la generación eléctrica puesto que la
industria eléctrica se fundamentó en la generación en el lugar de consumo.
En los últimos años del siglo XX se ha producido un cambio estructural de
las condiciones y fundamentos en los que se basaba la generación eléctrica
tradicional de los países industrializados. Los factores que han influido en estos
cambios han sido la liberalización de los mercados eléctricos y la preocupación
medioambiental existente en las sociedades desarrolladas debido al cambio
climático.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 8 de 191
La liberalización y el progresivo abandono de los sistemas regulatorios
tradicionales, han hecho plantearse sistemas con costes de inversión inferiores lo
que permite incrementar la competitividad entre empresas. El segundo factor de
cambio queda plasmado en cumbres como la de Río de Janeiro (1992), el protocolo
de Kyoto (1997) y posteriores acuerdos. Este factor es el que explica el interés
despertado sobre la generación eléctrica mediante fuentes renovables.
A nivel de la Unión Europea se están llevando a cabo iniciativas políticas de
protección del medio ambiente, desarrollo sostenible y ahorro energético. Estas
iniciativas quedan plasmadas en directivas de fomento de energías renovables,
apoyo a la cogeneración y aquellas que afectan a grandes instalaciones de
combustión, limitando las emisiones de gases y partículas.
En términos generales, al implementar la GD lo que se busca es aumentar la
calidad de energía, es decir, contar de forma ininterrumpida con la energía eléctrica,
con sus adecuados parámetros eléctricos que la definen acordes a las necesidades,
esto es voltaje, corriente y frecuencia, entre otros.
La mayoría de las redes de transmisión y distribución de energía eléctrica
alcanzan una fiabilidad del 99.9% equivalentes a 8.7 hora al año fuera de servicio.
Sin embargo, la alta tecnología en procesos de producción y empresas de servicio
demandan una mayor fiabilidad equivalentes a tiempos fuera de servicio al año de
entre 32 y 0.03 segundos.
La generación distribuida supone un reto tecnológico que gira entorno a la
disminución de las pérdidas durante el transporte por lo que al localizarse cerca del
punto de consumo permite minimizarlas; esto lleva consigo una disminución de
consumo de energía primaria así como de emisiones contaminantes.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 9 de 191
1.3.2 Inconvenientes del sistema centralizado
• Dificultad de emplazamiento y construcción de grandes centrales al
mismo ritmo que la demanda.
• Dificultad de construcción e interconexión de grandes líneas de
transporte y distribución que permitan mantener la fiabilidad del
suministro y aprovechar la desregulación de sistemas eléctricos del
entorno para el intercambio competitivo de electricidad.
• Dificultad para compatibilizar la desregulación del mercado eléctrico
propio con la protección del cliente.
• Dificultad para compatibilizar la desregulación del mercado eléctrico
propio con el nivel de inversión en investigación, desarrollo e
innovación que podría aportar a medio plazo la tecnología necesaria
para solucionar el conflicto.
• Dificultad para proporcionar la calidad de suministro exigida por la
economía digital.
1.3.3 Aplicaciones de la generación eléctrica distribuida
• Carga base: generación de energía eléctrica de forma continua
operando en paralelo con la red de distribución; puede tomar o
vender parte de la energía, y usa la red para respaldo y
mantenimiento.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 10 de 191
• Carga en punta: suministro de energía eléctrica en períodos punta,
con lo que disminuye la demanda máxima del consumidor, ya que el
coste de la energía en este período es el más alto.
• Generación aislada: generación de energía eléctrica de
autoabastecimiento, debido a que no es viable a partir de la red
eléctrica (sistema aislado o falta de capacidad del suministrador).
• Soporte a la red de distribución: de forma eventual o bien
periódicamente, la empresa eléctrica requiere reforzar su red
eléctrica instalando pequeñas plantas, incluida la subestación de
potencia, debido a altas demandas en diversas épocas del año, o por
fallos en la red.
• Almacenamiento de energía: se toma en consideración esta
alternativa cuando es viable el coste de la tecnología a emplear, las
interrupciones son frecuentes o se cuenta con fuentes de energía
renovables.
• Aplicaciones donde se pueda conseguir un rendimiento económico
superior.
• Aplicaciones donde la calidad del suministro sea un punto crítico.
• Aplicaciones donde la generación, transporte o distribución de una
compañía eléctrica tradicional en una determinada zona no permite
un suministro adecuado a las necesidades de sus clientes.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 11 de 191
1.3.4 Ventajas de la generación eléctrica distribuida
Los beneficios repercuten en el cliente eléctrico, el generador y en el
mercado y su entorno.
• Cliente eléctrico
Facilidad de adaptación a las condiciones del lugar donde se
encuentra el cliente debido a sus pequeños tamaños.
Incremento en la fiabilidad del suministro de energía crítico
en algunos sectores industriales.
Aumento en la calidad de la energía especialmente útil en
aplicaciones industriales cuya instrumentación y control
electrónico es muy sensible.
Uso eficiente de la energía reduciendo las pérdidas de
transporte y distribución así como aprovechando calores
residuales (cogeneración).
Disminución de emisiones contaminantes puesto que
contempla la utilización de energías renovables.
Reducción de los costes de generación debido al
aprovechamiento de los calores residuales.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 12 de 191
• Generador
Reducción del riesgo de la inversión debido al tamaño,
flexibilidad de emplazamiento y rápida instalación debido al
sistema modular empleado.
Reduce la inversión en el aumento de la capacidad del
sistema de transporte y distribución, localizando nueva
generación más cerca de los usuarios.
Apertura de mercados en zonas remotas donde no es rentable
el transporte y la distribución.
Libera la capacidad del sistema de transporte.
Evita inversiones innecesarias igualando los aumentos de
capacidad al crecimiento de la demanda.
Proporciona mayor control de energía reactiva.
Mayor regulación de la tensión.
• Mercado y entorno
Reducción de emisiones debido a una mayor eficiencia y
aprovechamiento de los recursos.
Mantiene la competitividad en el mercado puesto que es
capaz de responder a la demanda en continuo crecimiento.
Aumento del número de puestos de trabajos.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 13 de 191
Mejora la fiabilidad y productividad de la energía
suministrada.
Mejora la planificación energética puesto que se dispone de
más posibilidades.
1.4 Ciclo combinado
El ciclo combinado gas-vapor es la conjunción de dos ciclos
termodinámicos (Rankine y Brayton) que se caracteriza por su alto rendimiento
energético y elevada densidad de potencia. La caldera de recuperación y la turbina
de vapor se pueden optimizar con el fin de recuperar la mayor energía posible de los
gases de escape de la turbina de gas.
Para reducir las pérdidas de energía en el acoplamiento de los ciclos de
Rankine y Brayton, el vapor de la caldera de recuperación se puede generar en uno,
dos o tres niveles de presión, y con o sin recalentamiento intermedio que implicaría
un diseño mas complejo y por tanto encarecimiento de la instalación pero el
rendimiento y la potencia en el eje aumentarían.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 14 de 191
1.4.1 Parámetros característicos con un nivel de presión
Es el ciclo combinado más sencillo donde en la práctica los parámetros de
optimización del ciclo son la presión, temperatura y el caudal de vapor producido
en la caldera de recuperación puesto que las turbinas de gas y vapor están
estandarizadas (con potencias y temperaturas de gases definidas). Estos grados de
libertad han de ser seleccionados de tal forma que el coste final obtenido del kWh
sea el menor posible.
Presión de vapor: con el objetivo de optimizar la potencia y rendimiento de
la turbina de vapor, se parte de la máxima temperatura posible para el vapor
y de la presión con la que se obtendría el máximo trabajo en la turbina,
teniendo en cuenta las limitaciones impuestas por la presión en el
condensador y el contenido máximo admisible de humedad en el último
escalón de la turbina de vapor debido a la erosión de los álabes.
La potencia en el eje de la turbina depende del gasto másico y el
salto entálpico disponible en la turbina de vapor como se indica en la
siguiente ecuación:
)kgkJ(h)
skg(m)kW(P ∆×=
•
La presión de vapor se selecciona de tal forma que el valor de la
ecuación anterior sea el máximo posible pero siendo compatible con los
parámetros económicos impuestos a la instalación:
Capítulo 1 Introducción
Pág. 15 de 191
• Una presión de vapor elevada supondría una generación menor de
vapor al aumentar la temperatura de saturación a medida que lo hace
la presión, lo que implica una recuperación de calor inferior de los
gases de escape del ciclo de gas y un menor rendimiento de la
caldera de recuperación de calor.
• Sin embargo, pese a que presiones de vapor pequeñas provocarían
una mayor producción de vapor, una mayor recuperación de calor de
los gases de escape y consecuentemente un aumento del rendimiento
de la caldera al ser la densidad menor se originan mayores pérdidas
internas en los equipos, encareciendo así los sistemas principales
(caldera, tuberías, turbina, válvulas, condensador, etc.) y de toda la
instalación en general.
• Desde el punto de vista termodinámico y con el objetivo de
optimizar el salto entálpico, la presión óptima para una temperatura
determinada es aquella que, siendo lo más alta posible y compatible
con la máxima recuperación de calor, no dé lugar al final de la etapa
de expansión un contenido de humedad superior al máximo
admisible por el último escalón.
La presión obtenida de forma teórica siempre será algo menor puesto que el
salto real en la turbina no es isentrópico.
Temperatura de vapor: el valor máximo de la temperatura de vapor se fija
de tal forma que sea igual o menor que la temperatura de los gases menos
25ºC teniendo en cuenta que el salto entálpico de la turbina mejora con la
Capítulo 1 Introducción
Pág. 16 de 191
temperatura. No obstante la selección de la temperatura de vapor de la
turbina se realiza equilibrando la mejora del salto entálpico, la disminución
del caudal de vapor que se produce aumentando la temperatura del vapor y
el coste mayor de los materiales a utilizar en el sobrecalentador y tuberías de
vapor a turbina.
El incremento de la temperatura eleva ligeramente la potencia de la
turbina puesto que prevalece la mejora del salto entálpico frente al descenso
en la producción de vapor al disminuir la energía de los gases disponibles
para la vaporización. También, la mayor temperatura del vapor contribuye a
aumentar el título del vapor en los álabes de los últimos escalones,
permitiendo aumentar el vacío en el condensador e incrementar aún más la
potencia.
Pinch point: es la diferencia entre la temperatura del vapor a la salida del
evaporador y la temperatura de los gases en esa zona. Cuanto menor sea el
valor del pinch point, mayor cantidad de vapor generado, mayor es la
superficie total de intercambio de calor requerida del evaporador y
sobrecalentador y por tanto se incrementa el coste de la caldera.
Approach temperatura: es la diferencia entre la temperatura de salida en el
calderín y la del fluido a la salida del economizador. Esta diferencia es
necesaria para evitar la evaporación en los tubos del economizador en la
puesta en marcha, elevación de la carga y operación a carga parcial.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 17 de 191
Un valor pequeño de este parámetro supone un mayor
aprovechamiento del calor pero también un incremento de la superficie de
intercambio en el economizador y puede que la necesidad de emplear
materiales aleados en su última etapa para resistir sobrecalentamientos
eventuales en el caso de que se produzcan vaporizaciones. Es crítico el valor
a carga parcial porque si es pequeño se pueden producir vaporizaciones que
impidan el paso del fluido en las calderas horizontales de circulación
natural.
Una vez fijadas la presión y temperatura los valores de pinch point y
approach determinan la producción de vapor. Sin embargo para una misma
suma de ambos parámetros se obtienen superficies de caldera diferentes por
lo que el óptimo de cada parámetro debe escogerse según la condición de
operación.
Caída de presión en el evaporador: en función de la caída de presión
variará la producción de vapor; cuanto mayores sean las pérdidas menor será
dicha producción. El motivo por el cual se produce esta disminución de
vapor es porque para mantener el vapor a la entrada de la turbina, la presión
y la temperatura de saturación deben ser mayores por lo que no se podrían
aprovechar la energía de los gases con temperaturas inferiores a saturación
durante la evaporación. La eficiencia del evaporador así como las pérdidas
de carga depende en gran medida de la geometría y diámetro de los tubos
pero siempre hay que buscar un equilibrio entre coste y eficiencia.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 18 de 191
Caída de presión en el economizador: tiene una influencia directa en el
consumo de las bombas del agua de alimentación, por lo que la geometría y
diámetro de sus tubos se escogen en función de su eficiencia y coste.
Temperatura del agua de alimentación: el rendimiento de la caldera de
recuperación se incrementa cuanto menor es la temperatura del agua a la
entrada del economizador puesto que es la forma de reducir la temperatura
de los gases de salida hacia la chimenea. Por esta razón no existen
calentadores de agua en ciclos gas-vapor, y el agua de alimentación sólo es
calentada en el desgasificador o a través del sistema de vacío del
condensador. Esta baja temperatura del agua de alimentación es una
característica de diferenciación de las centrales de ciclo combinado con
respecto a las centrales de caldera convencional, consiguiendo estas últimas
mayores eficiencias al calentar el agua de alimentación mediante
extracciones múltiples de la turbina.
El calentamiento del agua en el desgasificador se da en condiciones
normales de operación mediante una extracción de vapor de la turbina y en
los arranque se realiza con vapor procedente del calderín. El objetivo del
calentamiento del agua de reposición al ciclo en el condensador es reducir la
solubilidad de los gases no condensables ( COONCO ,,, 222 ) en el agua y
eliminarlos mediante el sistema de vacío en el condensador; de esta forma se
reducen los aportes de productos químicos al ciclo ( 42 HN ) así como el
consumo de vapor en los venteos del desgasificador. En este calentamiento
Capítulo 1 Introducción
Pág. 19 de 191
el calor puede proceder del agua caliente de la purga continua del calderín y
del aporte de vapor auxiliar.
Mediante calentamiento del agua de reposición, aportándola al condensador
buscando una gran superficie de contacto entre el agua de aportación y la
atmósfera de vacío del condensador, se pueden obtener niveles de 2O
inferiores a 7 ppb, lo que permite reducir el aporte de hidracina e incluso
evitaría la necesidad del desgasificador y la bomba de condensado.
Otra solución posible es recircular agua caliente desde la salida del
economizador para calentar el agua del desgasificador evitando la extracción
de vapor de la turbina y por lo tanto incrementando su potencia.
En ciclos donde las paradas y arranques son frecuentes se diseña para evitar
corrosiones internas mediante aireación completa en el aporte de agua a la
caldera, optimizando el condensador, la inyección de hidracina. La
temperatura en los tubos más fríos del economizador debe mantenerse por
encima del punto de rocío de los humos para evitar condensaciones ácidas
que provocarían corrosiones, lo cual se logra calentando el agua de
alimentación (inyectando vapor en el desgasificador).
1.4.2 Motores de combustión interna alternativos (MCIA)
El origen de los motores térmicos se remonta a 1860 cuando nació, gracias a
Lenoir, el primer motor industrial que funciona con explosiones, pero sin
compresión previa. Posteriormente, el motor de "compresión previa y ciclo de
cuatro tiempos", definido por Beau de Rochas (1862) y realizado por Otto en 1878,
Capítulo 1 Introducción
Pág. 20 de 191
provee a la industria de un motor de media potencia, cuyo precio y complicación no
son comparables al conjunto generador-máquina de vapor.
En 1893, Rudolph Diesel enuncia el principio del motor de "combustión
interna y alta compresión previa", sin encendido, el cual debía ser alimentado
directamente por un combustible pesado, no fluido y relativamente económico.
Con el tiempo y el estudio detallado de los motores, se llegó a la conclusión
de que los motores más potentes deben disponer necesariamente de varios cilindros.
Es por ello que comienzan a desarrollarse numerosos tipos de motores, cambiando
principalmente el tipo de combustible (y por ende su principio de funcionamiento),
así como la disposición de los cilindros, con el fin de lograr un máximo de potencia.
La mayor demanda social de energía se centra fundamentalmente en energía
mecánica y eléctrica que se puede obtener utilizando energía térmica, hidráulica,
solar y eólica. La más utilizada es la energía térmica obtenida de los combustibles
de naturaleza orgánica. Los equipos energéticos que más aceptación han tenido, en
sus diferentes concepciones, son los motores térmicos que basan la producción de
energía mecánica en una diferencia de temperatura.
Los MCIA son motores térmicos en los que los gases resultantes de un
proceso de combustión empujan un émbolo, en el interior de un cilindro,
intercambiando energía con ellos que hace girar el cigüeñal donde se obtiene un
movimiento de rotación.
La característica fundamental de los MCIA es su combustión intermitente
que implica una mayor dificultad para lograr la combustión completa con mínima
emisión de contaminantes; esta desventaja lleva consigo una ventaja que es una
Capítulo 1 Introducción
Pág. 21 de 191
menor temperatura media de los elementos mecánicos en contacto con los gases
procedentes de la combustión.
1.4.3 Motores de gas natural como ciclo de alta
El gas natural comenzó a considerarse hace unos 50 años puesto que
antiguamente era más fácil producirlo a partir de otros gases y carbón (gas
manufacturado) que extraerlo de la tierra lo que causó su desinterés. Actualmente,
las nuevas tecnologías han logrado que el 18% de la energía mundial consumida
provenga del gas.
Está compuesto de diversos gases y su mezcla varía según el yacimiento; un
porcentaje superior al 92% de su composición son átomos de carbono e hidrógeno
(metano, propano, etano, butano).
En los últimos años ha aumentado el interés por combustibles gaseosos
empleados en MCIA los cuales reemplazan a motores convencionales por
cuestiones medioambientales y disponibilidad del recurso natural.
Ventajas del gas natural frente a gasóleo y gasolina:
• El precio por unidad de energía calorífica es menor en el gas natural.
• Los costes de mantenimiento en motores diesel son mayores que en
los de gas natural para una potencia dada.
El gas natural puede ser empleado en los motores de explosión (Otto) pero
se produciría una reducción de potencia de salida que para evitarla serían necesarias
ciertas modificaciones que incrementan su rendimiento por encima del original.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 22 de 191
En el caso de los motores diesel no se procede de la misma forma pese a que
los motores de gas se basan en los de motores convencionales.
De forma general los combustibles gaseosos poseen un número de octano
superior que el de la gasolina, lo que posibilita que los motores de explosión
trabajen con relaciones de compresión de hasta 12 y 13, aumentando así su
rendimiento. Por el contrario este elevado número de octano impide que los motores
diesel realicen adecuadamente el encendido por compresión cuando son
alimentados con gas, ya que el gas natural funciona mejor con motores de
encendido provocado mediante una bujía y con menores potencias que las de los
diesel.
En los motores diesel de gas el sistema de ignición no siempre es por
compresión de aire y posterior inyección de aire. Según el tipo de ignición los
motores diesel se clasifican en:
• Encendido por chispa: se comprime una mezcla de gas y aire y el
encendido se provoca se lleva a cabo mediante una bujía.
• Inyección piloto de gasoil: se comprime una mezcla de combustible
y aire en exceso lo que hace disminuir la tendencia a la detonación y
permite trabajar con mayor relación de compresión. Hacia el final de
la compresión se introduce en el cilindro una pequeña cantidad de
combustible con elevado número de cetano, lo que determina que se
inicie la combustión y se propague por toda la cámara. De esta forma
se consigue mejor rendimiento que el caso anterior pero se añade
complejidad y coste al motor.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 23 de 191
• Inyección de gas a alta presión: consiste en comprimir únicamente
aire en el cilindro e inyectar el gas comprimido al final del proceso
de compresión en el motor. En definitiva, el principio de
funcionamiento de este motor se corresponde al del diesel
convencional. Este sistema proporciona mejor rendimiento que en
los dos casos anteriores, aunque a cambio de consumir potencia en el
compresor de gas.
1.4.4 Ciclo de Rankine
Es un ciclo de potencia (generación de energía) que, en su versión más
simple, se compone de cuatro procesos, como se verá en la Figura I.1. En primer
lugar, una bomba aspira condensado a baja presión y temperatura (típicamente a
presión inferior a la atmosférica): estado (3), y comprime el agua hasta la presión de
la caldera (4). Este condensado (4) se encuentra ahora a menos temperatura de la de
saturación, para ser inyectado en la caldera. En ésta primero se calienta alcanzando
la saturación y luego se inicia la ebullición del líquido. En (1) se extrae el vapor de
la caldera (en condiciones cercanas a saturación) y luego se conduce el vapor a la
turbina. Allí se expande, produciendo trabajo hasta la presión asociada a la
temperatura de condensación (2). El vapor que descarga la máquina entra al
condensador donde se convierte en agua al entrar en contacto con las paredes de
tubos que están refrigerados en su interior (típicamente por agua). El condensado se
Capítulo 1 Introducción
Pág. 24 de 191
lleva al fondo del condensador, donde se extrae (3) prácticamente como líquido
saturado. Allí la bomba comprime el condensado y se repite el ciclo.
Fig. I.1.- Esquema del ciclo de de vapor de Rankine.
Fig. I.2.- Diagrama P-V del ciclo de vapor Rankine.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 25 de 191
En diagrama P-V (Figura I.2), el ciclo se describe como sigue (los puntos
termodinámicos están indicados mediante un número): en (1) la caldera entrega
vapor saturado, el cual es transportado a la turbina. Allí el vapor se expande entre la
presión de la caldera y la presión del condensador, produciendo el trabajo (W). La
turbina descarga el vapor en el estado (2). Éste, es vapor húmedo, que es admitido
en el condensador. Allí se condensa a presión y temperatura constante, evolución
(2)-(3), y del condensador se extrae líquido saturado, en el estado (3). Luego la
bomba aumenta la presión de condensado de Pcond a Pcal (evolución (3)-(4)) y
reinyecta el condensado en la caldera.
Por lo tanto la máquina opera entre la presión Pcald y Pcond, las cuales
tienen asociadas la temperatura de ebullición del vapor en la caldera y la
temperatura de condensación del agua en el condensador, respectivamente.
Fig. I.3.- Diagrama T-S del ciclo de vapor Rankine.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 26 de 191
El diagrama T-S el ciclo Rankine (Figura I.3) se describe de la siguiente
forma: el vapor está inicialmente como vapor saturado (1); luego el vapor se
expande en la turbina, generando trabajo (evolución (1)-(2)). Esta evolución se
puede suponer adiabática. Si además se supone libre de irreversibilidades, se
asimilará a una isentrópica. En caso contrario la entropía aumentaría debido a las
irreversibilidades. A la salida de la turbina de vapor tendrá título (X) inferior a 1.
El vapor que descarga la turbina es admitido en el condensador, donde
condensa totalmente a temperatura y presión constantes (evolución (2)-(3)),
saliendo en el estado (3) como líquido saturado. Ahora el condensado es
comprimido por la bomba (evolución (3)-(4)), aumentando su presión hasta Pcald.
Si bien la presión aumenta de forma significativa, la temperatura casi permanece
constante. Idealmente esta compresión también es adiabática e isentrópica, aunque
realmente la entropía también aumenta. En el estado (4) el fluido se encuentra como
comprimido. Éste se inyecta en la caldera, con un importante aumento de la
temperatura y entropía, hasta alcanzar la saturación y es allí donde comienza la
ebullición. Todo el proceso (4)-(1) ocurre dentro de la caldera. El punto 4’
representaría el punto donde alcanza la condición de líquido saturado.
Sin embargo, el ciclo de Rankine real no es exactamente igual al mostrado
puesto que se producen irreversilidades:
• En la turbina y en la bomba los procesos no son isentrópicos (aunque
sean adiabáticos)
• En la caldera existen irreversibilidades internas (pérdida de presión)
y externas (diferencia de temperatura con foco caliente)
Capítulo 1 Introducción
Pág. 27 de 191
• En el condensador se producen también pérdidas de presión (aunque
menos importantes) y diferencia de temperatura con el refrigerante.
Además, el agua del refrigerante no suele usarse posteriormente,
pues aunque lleva una potencia considerable ésta es de baja
temperatura, siendo por tanto su contenido energético escaso.
Fig. I.4.- Irreversibilidades en turbina y bomba.
Observando los diagramas se deduce que aumentando la presión de la caldera se
aumentará el rendimiento, pero tamben tendrá sus inconvenientes:
• Baja el título del vapor de salida a turbina, que debe ser mayor que
X=0.85 para evitar problemas de corrosión en la turbina.
• Aumenta el espesor de los tubos, aumentando también el precio y
empeorando la seguridad y transmisión de calor.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 28 de 191
Por ello, la opción más habitual para mejorar el ciclo es realizar un
sobrecalentamiento del vapor en la misma caldera, con los siguientes efectos:
• Aumenta la temperatura media del vapor en la caldera (temperatura
media de aceptación de calor), aumentando consecuentemente el
rendimiento.
• Evita títulos bajos en la salida de la turbina.
Sin embargo, también existe un límite de sobrecalentamiento, provocado por
la resistencia térmica del material (oxidación de los tubos de la caldera).
También conviene reducir la presión de condensación, pues se reduciría así
la temperatura media de rechazo de calor, aumentando por tanto el rendimiento. Los
valores típicos de temperaturas de condensación oscilan entre los 30ºC y los 45ºC.
Sin embargo, para obtener esas bajas temperaturas de condensación es necesario
reducir la presión del condensador hasta valores muy por debajo de la presión
ambiente, por lo que sería necesario incluir un desgasificador en el ciclo para evitar
los problemas asociados a la disolución del oxígeno que inevitablemente entre en el
condensador desde el ambiente. Por otro lado, la mínima presión alcanzable está
condicionada por la temperatura del foco frío.
El proceso explicado es un ciclo básico (con recalentamiento). En la práctica
se usan variantes más complejas que ofrecen mejores rendimientos, como son:
• Ciclos regenerativos (regeneradores abiertos, calentadores cerrados o
calentadores múltiples).
• Empleo de presiones supercríticas.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 29 de 191
1.4.5 Ciclo de Carnot
La eficiencia térmica de un ciclo de potencia alcanza su nivel máximo si
todo el calor que se obtiene de fuentes de energía ocurre a la máxima temperatura
posible; es decir, un ciclo alcanzará su máximo rendimiento cuando sus
temperaturas medias de admisión y cesión de calor coincidan con las temperaturas
de los focos caliente y frío, respectivamente, que alimentan el ciclo. La eficiencia
térmica de un ciclo reversible que opera en estas condiciones se denomina
eficiencia de Carnot, y viene dada por la siguiente ecuación.
c
fCarnot T
T−= 1η
Siendo:
• fT : temperatura del foco frío
• cT : temperatura del foco caliente
Un ciclo de Carnot, por tanto, es un ciclo reversible (ausente de
irreversibilidades tanto externas como internas) que opera según las condiciones
descritas. Este ciclo estará compuesto por dos procesos isotermos reversibles y dos
procesos adiabáticos reversibles (isentrópicos).
Si se compara un ciclo de Rankine reversible con un ciclo de Carnot que lo
inscriba éste último tendría como temperatura inferior (de fuente fría) la
Capítulo 1 Introducción
Pág. 30 de 191
temperatura del condensador del ciclo de Rankine y como superior (de fuente
caliente) la de la caldera. Así, el ciclo de Carnot asociado estaría representado, en el
diagrama T-S, por el rectángulo de tamaño mínimo que contenga al ciclo de
Rankine.
Fig. I.5.- Comparativa ciclo de Rankine y Carnot equivalente.
La diferencia de área entre la representación de ambos ciclos representa la
pérdida con respecto al potencial que nos ofrecen los focos. En este caso la
principal irreversibilidad termodinámica ocurre por la inyección de agua por debajo
de la temperatura de saturación a la caldera. Aun así, el ciclo de Rankine se
aproxima mucho al ciclo de Carnot, por lo que es un ciclo muy conveniente desde
el punto de vista termodinámico.
Capítulo 1 Introducción
Pág. 31 de 191
1.4.6 Acoplamiento motor-ciclo ORC
Se trata de un ciclo combinado donde el ciclo de alta es un motor de
combustión interna alternativo cuyas características ya han sido explicadas y el
ciclo de baja se trata de un ciclo de Rankine orgánico.
1.5 Metodología de trabajo
Se pretende analizar un ciclo combinado que emplee como ciclo superior un
motor de combustión interna de gas natural y como ciclo de baja uno de Rankine
orgánico (ORC). Los fluidos empleados en este tipo de ciclos suelen presentar
problemas de descomposición a altas temperaturas, por lo que no se deben exponer
a mucho más de 400ºC. La potencia del motor de gas considerado cubrirá su gama
de trabajo habitual (0,1 a 5 MWe). Las temperaturas del escape varían entre los
400ºC y 475ºC, con lo que se cumple el condicionante de los ORC. Por otra parte,
los motores más interesantes desde el punto de vista económico son lo de mayor
potencia, donde las temperaturas de escape son las menores del rango.
En una primera fase se llevará a cabo una revisión de la documentación
disponible, con objeto de seleccionar fluidos adecuados, configuraciones de ciclos y
parámetros de funcionamiento.
Seguidamente se procederá a modelar el ciclo de alta, lo que se hará
mediante ajuste de curvas dadas por fabricantes.
En una tercera fase se procederá a modelar el ciclo ORC, seleccionando para
ello varios fluidos y analizando diversas configuraciones, entre ellas la conexión de
Capítulo 1 Introducción
Pág. 32 de 191
dos ciclos en cascada (ciclo binario) y el empleo de una ciclo específico para
recuperar el agua de refrigeración.
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 33 de 191
REVISIÓN DE LAS TECNOLOGÍAS
DISPONIBLES
En esta sección se realizará una revisión de las tecnologías disponibles tanto
para el ciclo de alta (motor diesel, motor de gas o turbina de gas) como el de baja.
Como ciclo de alta se ha optado por un motor de combustión interna alternativo de
gas natural ya que en este proyecto se están analizando sus posibilidades de
integración para el ciclo combinado, y se han extrapolado las prestaciones
energéticas de dicho motor, en función de la potencia, a partir de datos reales de
fabricantes. Por lo tanto es en el ciclo de baja temperatura (ciclo de Rankine
orgánico) donde se presentan las opciones a analizar.
2.1 Ciclo de alta (MCIA)
La base de datos utilizada en este proyecto para modelar las prestaciones
energéticas del ciclo de alta temperatura está compuesta por un MCIA cuyo fluido
de trabajo es gas natural en un rango de potencias desde 100kW hasta 5740kW.
Conforme aumenta la potencia del motor mejor es su funcionamiento, pues
se vuelve más adiabático; de esta forma el rendimiento eléctrico oscilará entre el
27.7% y el 43.9%, observándose un aumento conforme se incrementa la potencia
del motor. Sin embargo el porcentaje de calor recuperable de los gases de escape no
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 34 de 191
dependerá de la potencia del motor, oscilando entre el 41.11% y el 91.81% de dicha
potencia, aunque con una tendencia media alrededor del 57%. El porcentaje
(también respecto a la potencia eléctrica) de calor evacuado del circuito de
refrigeración de las camisas disminuirá al amentar la potencia, situándose entre el
18% y el 23.31% para el rango estudiado.
2.1.1 Comparación con otras tecnologías de generación distribuida
La utilización de MCIA para la producción de electricidad o cogeneración
no es algo nuevo, resultando especialmente idóneos en sistemas de dimensiones
pequeñas o medias (15kW – 30MW) y siempre que se requiera un motor que
trabaje con rendimiento elevado. Los motores de ciclo Otto se emplearán para
abastecer las demandas pequeñas, mientras que los de ciclo diesel para las de
dimensión media.
Los MCIA se caracterizan por su gran versatilidad, pues convenientemente
diseñados pueden emplear una amplia gama de combustibles líquidos y gaseosos en
aplicaciones muy diversas. Al mismo tiempo se adaptan con gran flexibilidad a
diferentes condiciones de operación, pues su rendimiento no se ve muy afectado por
el grado de carga al que está sometido el motor; además de resultar muy idóneos
para proporcionar calor adicional a varias temperaturas: desde los gases de escape a
400ºC - 600ºC, hasta otras fuentes de menor temperatura como el agua de
refrigeración, aceite de lubricación y aire del interrefrigerador del sobrealimentador.
Otra ventaja no despreciable de los MCIA es que pueden ser empleados
fácilmente de forma modular. Es decir, se montan varios motores de pequeño
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 35 de 191
tamaño en un sistema único, lo que permite mantener siempre un buen rendimiento
global independiente de la potencia demandada al sistema (desactivando ciertas
unidades y manteniendo el resto a plena carga).
Los MCIA son las máquinas que mejor se adaptan para trabajar con buen
rendimiento a cargas parciales (un valor típico del rendimiento al 50% de la carga
nominal es de aproximadamente el 90% del valor del rendimiento a plena carga,
mientras que una turbina sólo alcanzaría el 75% del valor a plena carga). Los
motores alternativos soportan bien los arranques y las paradas continuas, lo que en
una turbina de gas se traduce en un acortamiento muy sensible de su vida útil. Por
otra parte, son muy adecuados para aplicaciones en las que, además de electricidad,
se requiere calor (cogeneración) a diferentes niveles de temperatura medios o bajos.
Finalmente, referir que las prestaciones de los motores alternativos, especialmente
si están sobrealimentados, no se ven afectadas notablemente por las condiciones
ambientales (presión, temperatura y humedad relativa).
En definitiva, los MCIA tienen su aplicación más clara siempre que se
produzcan variaciones de carga importantes, e incluso se requieran paradas
periódicas del sistema (por la noche, fin de semana, horas valle, etc.). También son
muy adecuados cuando parte de la energía se demanda en forma de calor a
temperaturas medias y bajas.
Aunque el coste de capital de los motores alternativos es el más bajo de
todas las tecnologías existentes, no ocurre lo mismo con los costes de explotación y
mantenimiento que son bastante elevados, dada la mayor complejidad de estas
máquinas. Un inconveniente de los MCIA es que presentan elevado peso y volumen
por unidad de potencia producida frente a otros tipos de motores térmicos, si bien
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 36 de 191
no es el caso cuando se comparan con otras tecnologías existentes. Asimismo, son
motores contaminantes tanto en emisiones gaseosas como en acústicas.
2.1.2 Integración con otros sistemas de energía
Se entiende por sistemas energéticos integrados aquellos en los que a partir
de una sola fuente de energía primaria se produce simultáneamente energía de
elevada calidad (mecánica y/o eléctrica) y energía de menor calidad pero también
útil para procesos de calentamiento, enfriamiento y deshumidificación. Esto
constituye lo que se suele denominar sistemas de cogeneración: producción
simultánea de trabajo y energía térmica útil, empleando equipos convencionales
pero integrados funcionalmente para mejorar el rendimiento de conversión de la
energía primaria utilizada y reducir el coste y emisiones correspondientes a la
producción en equipos independientes. Por tanto, la integración de sistemas supone
una utilización más racional de la energía ya que posibilita el óptimo
aprovechamiento de la energía contenida en los combustibles, para lo que se
explotan las corrientes térmicas que habitualmente se desechan, pero teniendo
presente que no es fácil aprovechar los fluidos a baja temperatura.
Es habitual que los sistemas integrados se diseñen para que la energía
térmica la consuma el propio sistema, pues suele ser inviable la venta de este tipo
de energía a un agente externo. Por ello, es habitual encontrar sistemas de
cogeneración en aquellas industrias que consumen simultáneamente electricidad y
grandes cantidades de energía térmica: industria química, siderúrgica, papelera y
agroalimentaria. El sector no residencial es otro campo donde habitualmente se
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 37 de 191
requiere una carga térmica y una carga eléctrica casi constante: grandes superficies,
cines, hoteles, hospitales, campus universitarios, edificios de oficinas, etc.
Obviamente, los sistemas integrados están compuestos de varios subsistemas
que se diseñan para trabajar de forma conjunta. Por tanto, existen muchas
posibilidades para seleccionar y enlazar los diferentes subsistemas. Esto pone de
manifiesto que la elección de un sistema de cogeneración puede no resultar una
tarea fácil. En último término, la decisión de invertir en cogeneración se basará en
que exista seguridad de que el balance económico a lo largo de la vida útil de la
instalación resulta favorable frente al de la electricidad comprada a la red. En
definitiva, la principal fuente de ahorro de costes estriba en la diferencia entre el
coste de producción de la electricidad cogenerada y el precio de mercado de la
electricidad.
Los criterios básicos para seleccionar adecuadamente un sistema térmico
bien integrado son los siguientes:
• Determinar las necesidades eléctricas y térmicas: distribución en el tiempo y
cantidad.
• Evaluar los niveles de temperatura requeridos para las necesidades térmicas.
• Plantear un sistema de cogeneración adecuado en función de la
disponibilidad y coste de combustibles y de los valores estimados de las
necesidades eléctricas y térmicas.
• Decidir la configuración final del sistema una vez establecida la política de
suministro eléctrico: autoconsumo, compra y venta.
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 38 de 191
El componente más importante de un sistema de cogeneración es el motor:
turbina de gas, turbina de vapor, MCIA, etc. La aplicación de motores alternativos
de combustión interna alternativo se adapta bien a los sistemas térmicos integrados,
ya que, como se ha referido, son máquinas versátiles y que trabajan con elevado
rendimiento, al mismo tiempo que el calor de desecho del ciclo termodinámico se
presente en varias fuentes y a diferentes niveles de temperatura, lo que en ocasiones
resulta muy atractivo. Las fuentes y niveles de calor en un motor alternativo son:
gases de escape (400ºC – 600ºC), el agua de refrigeración (80ºC – 120ºC), el aceite
de lubricación-refrigeración (70ºC – 80ºC) y el calor disipado en el interrefrigerador
del turbocompresor (140ºC).
Los gases de escape constituyen la fuente de energía de mayor temperatura
en MCIA. La temperatura de estos gases depende del tipo de motor
(sobrealimentado, de mezcla pobre, de gas, diesel, etc.) y de las condiciones de
operación. En general, puede encontrarse un rango de temperaturas que oscila entre
aproximadamente 400ºC hasta cerca de 700ºC. El aprovechamiento del calor de los
gases de escape puede realizarse en un recuperador produciendo vapor o agua
caliente. En la salida del recuperador la temperatura de los gases de escape se
establece en función de la temperatura del fluido a calentar, situándose
normalmente unos 50ºC por encima de la temperatura de salida de este último. Si el
combustible no esta exento de azufre o de otros compuestos que pueden producir
ácidos, resulta imprescindible que la temperatura de los gases de escape a la salida
del recuperador de calor esté por encima del punto de rocío, siendo 175ºC un valor
habitual de diseño.
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 39 de 191
El agua de refrigeración de los cilindros es otra fuente de calor en MCIA.
Aunque el circuito de refrigeración en motores puede estar presurizado, el agua de
refrigeración no sobrepasa los 120ºC por motivos derivados de limitaciones
mecánicas. La diferencia de temperatura del agua entre la salida y entrada al motor
no debe sobrepasar 8 ºC como máximo.
El aceite, además de la función de lubricante, siempre cumple una función
refrigerante (específicamente encomendada, o por absorber el calor de
componentes). El rango de temperatura del aceite oscila entre 70ºC y 105ºC. El aire
de sobrealimentación es otra fuente de calor. El compresor del sobrealimentador
aumenta la presión del aire y también la temperatura (hasta unos 140ºC como
máximo), pero las tensiones térmicas en el motor imponen límites a ese aumento de
temperatura, por lo que se suele refrigerar el aire después del turbocompresor.
En los MCIA sólo los gases de escape poseen un nivel de temperatura
suficientemente elevado para producir vapor o actuar como fuente de calor en ciclo
frigoríficos de absorción. Por ello, en el sector no residencial (hospitales, hoteles,
etc.) es habitual aprovechar el escape para producir agua caliente sobrecalentada o
vapor (útiles en lavanderías, cocinas, etc.), emplear el aceite y el aire de
sobrealimentación para obtener agua caliente sanitaria a 40ºC y usar el agua de
refrigeración del motor para generar agua de calefacción a 90ºC.
Los MCIA ofrecen amplias posibilidades para la cogeneración debido a la
gran cantidad de calores residuales de media y baja temperatura que desprenden.
Sin embargo, para la formación de un ciclo combinado rentable se necesitan calores
residuales de alta temperatura, lo que pone en tela de juicio la capacidad de un
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 40 de 191
MCIA para ser integrado en un ciclo combinado viable técnica y económicamente.
Demostrar esta viabilidad es precisamente el objetivo nuclear de este Proyecto.
2.1.3 Los MCIA y el medioambiente
A través de los gases de escape de los MCIA se emiten a la atmósfera los
productos de la combustión, algunos de los cuales son considerados sustancias
contaminantes como óxidos de nitrógeno (NOx); hidrocarburos no quemados (HC),
monóxido de carbono (CO), dióxido de azufre (SO2) y partículas.
Los óxidos de nitrógeno (especialmente el óxido nítrico: NO) se forman por
reacción del nitrógeno y oxígeno del aire a las elevadas temperaturas que se
alcanzan en el motor. Las emisiones de NOx son comparables en motores de ciclo
Otto y de ciclo diesel.
Los hidrocarburos sin quemar tienen su origen en una combustión
deficiente, incluso cuando existe exceso de aire (fallos de encendido y existencia de
localizaciones de combustión incompleta). La emisión de HC es significativamente
mayor en motores de ciclo Otto. El monóxido de carbono se origina por combustión
incompleta, igual que los hidrocarburos, pero también por fenómenos de
disociación del CO2 a elevada temperatura. También en este caso es mayor la
emisión de CO en motores de ciclo Otto que en los de ciclo diesel. El dióxido de
azufre procede exclusivamente del azufre contenido en el combustible, por lo que
su emisión es prácticamente nula con ciertos combustibles como el gas natural o el
biodiesel. Las partículas se puede definir como los elementos en suspensión
contenidos en los gases de escape, tanto en fase líquida como sólida, y su formación
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 41 de 191
es característica de los motores diesel alimentados con gasóleo y en condiciones
próximas a plena carga.
La legislación sobre emisiones contaminantes en los gases de escape de
motores alternativos de combustión interna es cada vez más restrictiva, lo que ha
determinado el desarrollo de varios sistemas para reducirlas: convertidores
catalíticos, recirculación de los gases de escape (válvula EGR), sistemas de
combustión de mezcla pobre,...
2.1.4 Motor diesel
Es un motor térmico de combustión interna en el cual el encendido se logra
por la temperatura elevada producto de la compresión del aire en el interior del
cilindro.
El modo de funcionamiento es mediante la ignición de la mezcla aire-gas sin
chispa. La temperatura que inicia la combustión procede de la elevación de la
presión que se produce al final de la fase de compresión. El combustible se inyecta
en la parte superior de la cámara de compresión a gran presión, de forma que se
atomiza y se mezcla con el aire a alta temperatura y presión. Como resultado, la
mezcla se quema muy rápidamente. Esta combustión ocasiona que el gas contenido
en la cámara se expanda, impulsando el pistón hacia abajo. La biela transmite este
movimiento al cigüeñal, al que hace girar, transformando el movimiento lineal del
pistón en un movimiento de rotación.
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 42 de 191
Para que se produzca la combustión es necesario emplear combustibles más
pesados que los empleados en el motor de gasolina. La Tabla II.1 resume las
principales características de los motores diesel estacionarios [VILL00].
Tabla II.1.- Características de los motores diesel según la velocidad de giro.
Rápido Semi-rápido Lento Régimen (rpm) 1000 a 3000 400 a 1000 < 400 Diámetro (mm) 200 a 300 400 a 600 1000 Potencia/cilindro (kW) 200 600 a 1000 2500 a 3000
Potencia total (MW) 4 18 30 Coste/kW Bajo medio alto Vida media (horas) 20000 50000 60000 Nº máximo de cilindros < 20 20 12
2.1.5 Motor de gas
Es un motor de combustión interna alternativo de gas natural cuyo modo de
funcionamiento ha sido explicado con anterioridad en el apartado 1.4.3.
Las características de los motores de gas según su potencia vienen indicadas
en la Tabla II.2 actualizada a 2003 [NREL03].
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 43 de 191
Tabla II.2.- Características de los motores diesel se la potencia eléctrica entregada.
Potencia (kW) 100 300 1000 3000 5000 Tipo de combustión Rica Pobre Pobre Pobre Pobre Eficiencia eléctrica (%) 33 34 38 39 41 Régimen de giro (rpm) 1800 1800 1200 900 720 Coste total de instalación ($/kW) 1350 1130 925 920 870 Costes de operación y mantenimiento ($/kWh) 0,018 0,012 0,009 0,0085 0,008
Presión requerida del combustible (Psig) < 3 18 3-43 43 65
2.2 Ciclo de alta (turbina de gas)
Es uno de los avances tecnológicos del siglo XX que provocado cambios en
la forma en se consume la energía haciendo la vida mas confortable y conveniente.
La aparición de la turbina de gas tuvo lugar como un avance pionero a comienzos
del siglo XX la cual fue utilizada para la generación eléctrica a finales de los años
1930, revolucionó el mundo de la aviación en los años 1940 y actualmente es la
opción económica medioambiental preferentemente elegida en las nuevas plantas de
generación (integrada en ciclo combinado).
Una turbina de gas simple está compuesta de tres secciones principales: un
compresor, un quemador y una turbina de potencia. El funcionamiento de la turbina
se basa en el principio del ciclo Brayton, donde aire comprimido es mezclado con
combustible y quemado bajo condiciones de presión constante. El gas caliente
producido por la combustión se le permite expandirse en la turbina y hacerla girar
para dar trabajo. En una turbina de gas con una eficiencia del 33%,
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 44 de 191
aproximadamente dos tercios del trabajo producido se usa comprimiendo el aire. El
otro tercio se invierte en generar electricidad.
Una variación del sistema de turbina simple (Brayton) es el de añadir un
regenerador que aprovecha la energía de los gases calientes de escape para
precalentar el aire que entra a la cámara de combustión. Este ciclo normalmente es
utilizado en turbinas que trabajan con bajas presiones.
Fig. II.1.- Esquema básico de una turbina de gas.
Las turbinas de gas con altas presiones de trabajo pueden utilizar un
interrenfrigerador para enfriar el aire entre las etapas de compresión (Figura II.2) o
bien un segundo quemador (Figura II.1) permitiendo quemar más combustible y
generar más potencia. El factor limitante para la cantidad de combustible utilizado
es la temperatura de los gases calientes creados por la combustión, debido a que
existen restricciones a las temperaturas que pueden soportar los álabes de la turbina
y otras partes de la misma.
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 45 de 191
Fig. II.2.- Esquema de una turbina de gas con interrefrigeración.
Las turbinas de gas cubren un amplio abanico de potencias, desde 500 kW
hasta 250 MW y debido a las buenas propiedades termodinámicas de los gases de
escape pueden ser empleadas en ciclos combinados o en o en procesos industriales
donde se necesite calor como es el caso de la cogeneración. Desde comienzos de los
años 1980 se ha producido un gran desarrollo de este tipo de turbinas lo que les
hace ser una opción a tener en cuenta en cogeneración y ciclos combinados. No solo
por su eficiencia son convenientes sino también por la baja emisión de gases de
efecto invernadero en comparación con otras tecnologías.
Las características según su potencia vienen expresadas en la Tabla II.3
actualizada a 2003 [NREL03]:
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 46 de 191
Tabla II.3.-Parámetros económicos y técnicos de las turbinas de gas.
Potencia (kW) 1000 5000 10000 25000 40000Eficiencia eléctrica (%) 24,3 30,1 32,2 38 41 Coste de instalación ($/kW) (Sólo generación eléctrica)
1910 1024 928 800 702
Operación y mantenimiento ($/kWh)
0,0096 0,0059 0,0055 0,0049 0,0042
Relación de compresión 6,5 10,9 17,1 17,1 29,6
2.3 Ciclo de baja de temperatura
Tradicionalmente se han venido usando ciclos de Rankine para completar
ciclos combinados. En este punto, además del mencionado ciclo, se describirán el
ciclo de Rankine orgánico.
El punto en común de todas las alternativas será la caldera de recuperación,
que supone el nexo de unión con el ciclo de alta, ya que es donde tiene lugar la
recuperación de calor expulsado por los gases de escape del motor de gas. Esta
caldera de recuperación (HRSG), en el caso de tener una única presión de
operación, estará compuesta por un economizador, un evaporador (con su calderín
correspondiente) y un sobrecalentador. Las calderas de más presiones de operación
son algo más complejas, conteniendo varios calderines.
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 47 de 191
2.3.1 Ciclo de Rankine
Es el ciclo más común para el empleo como ciclo de baja temperatura en un
ciclo combinado. El ciclo básico se compone de un condensador, una bomba, una
caldera y una turbina (Figura II.3).
Fig. II.3.- Ciclo de Rankine.
Sin embargo, las configuraciones empleadas para la producción de energía
suelen ser más complejas que este sencillo diseño del ciclo de Rankine teórico:
• Se suele incluir un desgasificador para poder alcanzar presiones mínimas en
el ciclo muy inferiores a la atmosférica; con ello, se consigue reducir
notablemente la temperatura de condensación (temperatura media de cesión
de calor) aumentando de esta forma el rendimiento del ciclo.
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 48 de 191
• Para el caso estudiado en este proyecto se emplea una caldera de
recuperación alimentada por una fuente de calor cuya temperatura es
variable (gases de escape que se van enfriando en la caldera de
recuperación); en estos casos se suelen utilizar ciclos de Rankine que operen
con o tres niveles de presión diferentes en la caldera de recuperación,
logrando de esta forma un mejor acercamiento del perfil de temperaturas de
la fuente térmica y en consecuencia un aumento en la temperatura media de
aceptación de calor con el consecuente aumento del rendimiento.
Se estudiarán las siguientes dos configuraciones del ciclo de Rankine.
2.3.1.1 Modelo A
Se asignará este nombre a la forma más simple del ciclo de Rankine. Este
modelo constará de únicamente una turbina, un condensador, una bomba de
alimentación a caldera y una caldera de recuperación de una única presión de
operación. No se incluirá desgasificador, por lo que la presión mínima del fluido
(presión del condensador) deberá ser como mínimo, del orden de la atmosférica
para que no se produzcan problemas de entrada de aire en el condensador. Los
gases incondensables de este aire suelen eliminarse en el propio sistema de vacío.
Su esquema en planta aparece en la Figura II.4.
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 49 de 191
Fig. II.4.- Esquema en planta del modelo A.
2.3.1.2 Modelo B
Esta configuración, a diferencia del modelo anterior, incluye un segundo
fluido dando lugar a un ciclo en cascada. La presión en el condensador para ese
segundo fluido debe ser como mínimo del orden de la atmosférica lo mismo que en
el intercambiador de calor entre el fluido que recibe calor de los gases de escape y
el fluido al que cede calor el cual a su vez intercambia calor con la atmósfera.
Este modelo consta de dos turbinas de vapor, un intercambiador de calor
entre los gases de escape y el fluido orgánico y una caldera de recuperación entre
ambos fluidos orgánicos, dos bombas de alimentación a caldera y un condensador.
La fuente de calor en el ciclo que intercambia con los gases del motor es de
temperatura variable, 450ºC aproximadamente a la entrada del intercambiador de
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 50 de 191
calor hasta unos 150 ºC por lo que interesa emplear un fluido cuya temperatura en
el punto crítico sea alta. El calor cedido por este fluido se realizará prácticamente a
temperatura constante el cual será absorbido por el fluido ubicado en la parte
inferior del ciclo de Rankine orgánico.
Su esquema en planta se da en la Figura II.5.
Fig. II.5.- Esquema en planta del modelo B
Intercambiador
Caldera de recuperación
Condensador
FLUIDO ORGÁNICO
FLUIDO
Gases de escape del motor
Te 4 1
2 3
44 11
2233
To
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 51 de 191
2.3.2 Ciclo ORC
El reciente interés en la extracción de energía mecánica a partir de fuentes
de baja temperatura ha provocado que se hayan desarrollado numerosos métodos de
conversión.
El ciclo de Rankine orgánico (ORC) es una de las más prometedoras
técnicas de conversión citadas para aprovechar fuentes energéticas de baja
temperatura, como fluidos calentados por energía solar, salmueras geotérmicas o
calores residuales en la industria.
El esquema en planta de un ciclo ORC no se diferencia de un ciclo de
Rankine tradicional, conteniendo una turbina, un condensador, una bomba y una
turbina, tal y como muestra la Figura II.6.
Fig. II.6.- Esquema en planta de un ciclo ORC
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 52 de 191
Al igual que en los ciclos de Rankine, el ciclo ORC se puede dar en dos
versiones: ciclo subcrítico y supercrítico. La primera versión es prácticamente igual
al ciclo de Rankine ya descrito, mientras que la segunda (seguida hoy por centrales
con ciclo de Rankine de alto rendimiento) el fluido de trabajo va incrementando la
temperatura continuamente en la caldera, ya que, al estar por encima del punto
crítico, no coexisten de las fases líquida y gaseosa en un rango de temperaturas. Así,
para el ciclo supercrítico se producirán menores y más uniformes diferencias de
temperatura con respecto a la fuente térmica; esto provocará una reducción
considerable de las irreversibilidades en la caldera de recuperación, así como un
incremento de la temperatura media de aceptación de calor y por tanto del
rendimiento. Una comparación entre ambos ciclos se muestra en la Figura II.7.
Fig. II.7.- Ciclo subcrítico y ciclo supercrítico
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 53 de 191
Cada fluido de trabajo tiene una forma de la “campana bifásica” diferente,
por lo que el fluido de trabajo será otra variable a tener en cuenta para optimizar el
rendimiento del ciclo. Otras variables serían el grado de sobrecalentamiento en la
entrada de turbina y las presiones de condensación y evaporación. Todas ellas
determinarán si el ciclo se produce de forma subcrítica o supercrítica.
El fluido de trabajo óptimo debe producir máxima eficiencia termodinámica,
los máximos recursos de utilización, el mínimo impacto medioambiental y
favorables comparaciones económicas.
Para un ciclo termodinámico subcrítico el fluido de trabajo ideal será aquel
cuya línea de vapor saturado sea paralela a la línea de expansión de la turbina,
asegurando así la máxima eficiencia trabajando la turbina siempre en la zona de
vapor seco. Si ambas líneas convergiesen, la turbina llegaría a operar en la zona de
vapor húmedo; para evitar esto, se debería sobrecalentar el fluido de trabajo antes
de la expansión. Si por el contrario, las líneas citadas divergiesen, el fluido saldría
sobrecalentado de la turbina, por lo que habría que aumentar considerablemente el
tamaño de la superficie del condensador, aspecto que quedará matizado por la
presión de operación.
Para los ciclos supercríticos, la relación entre la presión de la caldera y la
crítica debe ser suficientemente alta para producir un acercamiento de temperaturas
uniforme entre las dos corrientes térmicas durante la transferencia de calor. Esta
uniformidad ocurre a altas relaciones de presión; sin embargo, la presión no debe
ser tan alta que cause que la expansión en la turbina se produzca en la región de dos
fases, con la consecuente reducción de la eficiencia de la turbina. La relación
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 54 de 191
óptima será función de las propiedades del fluido en el estado crítico y de las
características de expansión de dicho fluido.
Las propiedades termofísicas del fluido de trabajo también afectan al coste
del intercambiador de calor a través del coeficiente de transmisión de calor; un
fluido con baja viscosidad y alta conductividad tendrá un elevado coeficiente de
transmisión de calor, por lo que su intercambiador de calor resultará más barato. El
carácter de la energía térmica disponible de la fuente también es un punto a tener en
cuenta para la decisión de emplear un ciclo subcrítico o uno supercrítico.
La mayor desventaja del ciclo ORC es la relativamente baja eficiencia del
mismo (inherente a las limitaciones termodinámicas) y los relativamente grandes
tamaños de los equipos intercambiadores de calor. Por tanto, es importante emplear
métodos para incrementar la eficiencia térmica y para disminuir el tamaño de
dichos intercambiadores de calor. Técnicas atractivas para conseguir ambos
objetivos serían el uso de recuperadores de calor y el empleo de regeneradores.
El ciclo de Rankine orgánico estudiado en este proyecto es un ciclo
termodinámico donde no se realiza sobrecalentamiento puesto que el fluido se
calienta en la caldera hasta alcanzar título X=1.
Los fluidos empleados en los ciclos ORC son hidrocarburos e hidrocarburos
halogenados (ciclohexano, isopentano, n-dodecano,...). Las propiedades por las
cuales son una buena opción en ciclos combinados son:
• :0>∆∆
ST dada la forma de la línea de saturación de los fluidos orgánicos no
es necesario sobrecalentar, puesto que el estado del fluido tras la expansión
en la turbina no es de vapor húmedo (Figura II.8).
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 55 de 191
Fig. II.8.- Curva de título X=1 de los fluidos orgánicos estudiados.
• Reducido salto entálpico: tiene como ventaja el empleo de turbinas de un
solo escalonamiento por lo que se reduce el coste de inversión.
• Salto entálpico por unidad de volumen alto: se pueden emplear equipos
compactos lo que mejora la capacidad de adaptación en la generación
distribuida.
Los fluidos ensayados en este proyecto se encuentran representados en las
Figuras II.9 a II.11, donde se observa el rendimiento alcanzado por cada uno de los
fluidos en función de la temperatura de los gases de escape del motor de
combustión interna alternativo (ciclo sin regeneración, temperatura de condensación
de 35ºC, bomba y turbina isentrópica).
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 56 de 191
Fig. II.9.- Rendimiento de los refrigerantes.
Fig. II.10.- Rendimiento de los refrigerantes (II)
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 57 de 191
Fig. II.11.- Rendimiento de los hidrocarburos estudiados.
2.3.2.1 Modelo inicial: ciclo con un solo fluido
Fue el primer modelo desarrollado del ciclo ORC para el proyecto en el que
no se realiza regeneración. Como se puede observar el ciclo consta de un sólo fluido
siendo un ciclo subcrítico sin sobrecalentamiento.
En las Tablas II.4 a II.7 se muestran las presiones en la caldera y en el
condensador correspondientes a las Figuras II.9 a II.11. Se observa que los
hidrocarburos, pese a tener altos rendimientos puesto que son capaces de
aprovechar el calor de los gases de escape a altas temperaturas, la presión en el
condensador se encuentra por debajo de la presión atmosférica. Debido a esto no se
estudió el caso de un ciclo con regenerador puesto que la presión del condensador
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 58 de 191
que resultaría de su análisis sería todavía inferior lo cual obligaría a tomar alguna de
las soluciones comentadas más adelante.
Tabla II.4.- Presión de la caldera y condensador de los hidrocarburos.
isopentano n-pentano n-hexano n-dodecano P_cald (bar) 26 25 23 16 P_cond (bar 1,3 0,98 0,3 0,04
Tabla II.5.- Continuación de la tabla II.4.
n-heptano ciclohexano isobutano n-butano n-octano P_cald (bar) 23 35 24 28 24 P_cond (bar) 0,09 0,2 4,65 3,29 0,03
Sin embargo en el caso de los refrigerantes y fluidos halogenados la presión
del condensador se encuentra por encima de la temperatura ambiente para la
mayoría de los fluidos. Estos tipos de fluidos son muy aptos para el
aprovechamiento de calores de baja temperatura.
Tabla II.6.-Presión de la caldera y condensador de los refrigerantes.
R11 R113 R114 R123 R124 R152a R141b P_cald (bar) 26 25 22 25 22 19 27 P_cond (bar) 1,5 0,65 2,9 1,3 5,16 7,95 1,12
Tabla II.7.- Continuación tabla II.6.
HFE7000 HFE7100 FC72 FC87 R236fa RC318 P_cald (bar) 23 21 16 19 21 22 P_cond (bar) 1 0,42 0,46 1,24 3,76 4,25
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 59 de 191
El hecho de que la presión en el condensador sea inferior a la del ambiente
haría necesario el empleo de un desgasificador en el caso de los hidrocarburos cuya
presión en el condensador sea inferior a la atmosférica.
Otra solución posible alternativa al empleo de desgasificador son los ciclos
en cascada.
Las opciones para los fluidos del ciclo en cascada son las siguientes:
• Opción A
o Ciclo de alta: hidrocarburo
o Ciclo de baja: refrigerante
• Opción B
o Ciclo de alta: mezcla amoniaco-agua
o Ciclo de baja: refrigerante de alto rendimiento
2.3.2.2 Modelo final: ciclo en cascada
En este modelo se pretende aprovechar las magníficas propiedades de los
hidrocarburos de aprovechamiento de fuentes térmicas de media temperatura el cual
debido a los problemas de baja presión en el condensador sólo se expandirá hasta
una presión cercana al ambiente pero siempre superior (evitando así la necesidad de
desgasificador) y cuyo condensador será una caldera de recuperación para el
amoniaco, que absorberá el calor del hidrocarburo, el cual sí que cederá calor al
ambiente puesto que su presión inferior se encuentra muy por encima que la del
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 60 de 191
ambiente. La configuración del ciclo en planta se corresponde con la Figura II.5 y
su estudio con diferentes hidrocarburos arroja los resultados dados en la Tabla II.8.
Tabla II.8.- Rendimiento y presión del condensador para un ciclo ORC en cascada.
Fluido η (%)
P_cond (kPa)
Ciclohexano 25,98 120,4 Isobutano 16,31 2075 Isopentano 21,12 902,3 n-butano 18,13 1671
n-dodecano 21,99 0,416 n-heptano 24 130,4 n-hexano 23,81 394,5 n-octano 25,18 36,66 n-pentano 21,84 736,5
Se observa según la tabla obtenida que el hidrocarburo con el que se obtiene
el rendimiento más alto es el ciclohexano cumpliendo además la condición de
presión en el condensador superior a la atmosférica lo que evita el uso de
desgasificador.
Una vez obtenido los valores de rendimiento de este ciclo se estudió una
variante empleando un regenerador en el ciclo del hidrocarburo cuyo esquema en
planta se da en la Figura II.12.
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 61 de 191
Fig. II.12.- Modelo final con disposición de dos fluidos en cascada.
Siendo:
• RG = recuperador de calor de los gases de escape del motor
• RG = regenerador del hidrocarburo
• CR = caldera de recuperación
• CA = condensador del amoniaco
En este estudio se descartaron los fluidos cuya presión en el condensador
eran inferiores a la atmosférica para el caso sin regeneración. Dicho estudio arrojó
RG
RG
CR
CA
HIDROCARBURO
AMONIACO
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 62 de 191
los siguientes valores de rendimiento y presión en el condensador dados por la
Tabla II.9. Se aprecia una reducción del rendimiento del ciclo en cascada al
introducir la regeneración en el ciclo de alta, manteniéndose el ciclohexano como
fluido de mayor rendimiento.
Tabla II.9.- Rendimiento y presión del condensador para diferentes hidrocarburos en ciclo en
cascada regenerativo para el hidrocarburo.
Fluido η (%)
P_cond (kPa)
Ciclohexano 24,5 156,2 Isopentano 19,9 596,7 n-heptano 21,7 76,4 n-hexano 21,8 177,4 n-pentano 20,7 470,7
En este modelo se pretende utilizar las magníficas propiedades de los fluidos
orgánicos para el aprovechamiento de fuentes térmicas de baja temperatura para
integrar en el ciclo de baja presión otro “calor gratuito” como es el calor
proporcionado por el líquido de refrigeración de las camisas de los cilindros del
motor. Este fluido, después de absorber el calor procedente de dichas camisas,
puede llegar a una temperatura de unos 90ºC, por lo que representa un calor
difícilmente utilizable para la producción de energía; otra opción sería el empleo de
ese calor residual en una aplicación de cogeneración o simplemente disiparlo al
ambiente. Sin embargo el empleo de fluidos orgánicos admite la integración de este
calor para mejorar el rendimiento del ciclo combinado: este circuito de refrigeración
calentará el fluido orgánico (en este caso FC87) el cual se expandirá en una turbina
de vapor para posteriormente dirigirse al regenerador donde cederá calor y
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 63 de 191
posteriormente condensar cediendo calor al ambiente. Una vez sale del condensador
será impulsado, mediante una bomba, hacia un regenerador precalentándose al
absorber calor procedente del vapor expandido en la turbina antes de su paso por la
caldera de recuperación. De esta forma se consigue una mejor integración de los
calores residuales del motor, aprovechando un calor que sería desechado, por lo que
se incrementará el rendimiento global de la instalación sustancialmente. Con esta
mejora, el modelo final del ciclo de Rankine orgánico tendría la configuración en
planta dada en la Figura II.13.
Fig. II.13.- Esquema en planta de la configuración final.
Siendo:
• RG = recuperador de calor de los gases de escape del motor
RG
CR
CA
RA
R
C_FC87
HIDROCARBURO
AMONIACO
FC87
Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles
Pág. 64 de 191
• CA = condensador del amoniaco
• CR = caldera de recuperación
• RA = recuperador de calor del agua
• R = regenerador del FC87
• C_FC87 = condensador del FC87
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 65 de 191
DESCRIPCIÓN DEL MODELO
DESARROLLADO
3.1 Esquema en planta
Finalmente se ha desarrollado un estudio de viabilidad del modelo final
presentado en el apartado anterior, ya que es el que resulta más competitivo. La
planta aparece en la Figura III.1.
Fig. III.1.- Esquema en planta del modelo final.
Los fluidos de trabajo serán: ciclohexano, amoniaco y FC87 donde cada uno
de ellos aprovecharán el calor de diferentes fuentes.
Recuperador de calor de los gases de escape del motor
Caldera de recuperación
Condensador del amoniaco
Recuperador de calor del agua de refrigeración
Regenerador del FC87
Condensador del FC87
CICLOHEXANO
AMONIACO
FC87
Bomba de alimentación a caldera
Wt_c
Wt_a
Wt_w
Wb_w
Wb_c
Wb_a Bomba de alimentación a caldera
Bomba de alimentación a caldera
Turbina FC87
Turbina ciclohexano
Turbina amoniaco
1
2 3
4
11
22 33
44
w1
w2
w6 w3
w4
w5
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 66 de 191
3.2 Modelo técnico
3.2.1 Modelo del motor
En el modelado de las prestaciones energéticas de los motores de gas se han
usado las referencias del trabajo de José Ramos [RAMO01], consistentes en una
base de datos de 67 motores que incluyen varios modelos de 10 fabricantes
(GUASCOR, DEUTZ ENERGY, MAN B&W, JENBACHER ENERGIE,
ULSTEIN – ROLLS ROYCE, CATERPILLAR, WÄRTSILÄ, DRESSER –
WAUKESHA, ENERCO, NIIGATA ENGINEERING CO LTD) que abarcan
potencias eléctricas desde 40 kW a 5470 kW. Los datos así obtenidos se han
ajustado mediante mínimos cuadrados respecto a la potencia eléctrica, obteniendo
las ecuaciones y gráficas siguientes:
• Rendimiento eléctrico
2012,0)(*0265,0.).( += ee WLnupη
06973,02 =R (Calidad del ajuste: 10 2 ≤≤ R )
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 67 de 191
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0,35
0,4
0,45
0,5
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000
Potencia (kW)
Ren
dim
ient
o el
éctri
co (p
.u.)
Fig. III.2.- Rendimiento eléctrico del motor
• Temperatura de los gases a la entrada del intercambiador de calor
55,547)(*374,16)(º +−= ee WLnCT 0953,02 =R
0
100
200
300
400
500
600
700
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000
Potencia (kW)
Tem
pera
tura
gas
es e
ntra
da (º
C)
Fig. III.3.- Temperatura de los gases de entrada en función de la potencia eléctrica entregada por
el motor.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 68 de 191
• Temperatura de los gases a la salida del intercambiador de calor
65,165)(*6703,1)(º +−= es WLnCT
0413,02 =R
0
50
100
150
200
250
300
350
400
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000
Potencia (kW)
Tem
pera
tura
de
los
gase
s a
la s
alid
a (º
C)
Fig. III.4.- Temperatura de los gases de escape a la salida del motor en función de la potencia
eléctrica entregada por el motor.
• Masa de los gases de escape
93,132*2815,6)/( −= egases WhKgm
989,02 =R
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 69 de 191
0
5000
10000
15000
20000
25000
30000
35000
40000
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000
Potencia (kW)
Gas
es d
e es
cape
(g/s
)
Fig. III.5.- Masa de los gases de escape en función de la potencia eléctrica entregada por el
motor.
• Calor recuperable de los gases de escape
Vendrá determinado por el factor εg, que representa el cociente del calor
recuperable de los gases de escape entre la potencia eléctrica del motor.
e
t
e
tg W
QkWkW
=)(ε
Siendo:
o tQ (kWt): calor recuperable de los gases de escape
o eW (kWe): potencia eléctrica del motor
Por tanto:
6561,0)(*0111,0)( +−= ee
tg WLn
kWkW
ε
0146,02 =R
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 70 de 191
0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
1
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000
Potencia (kW)
ε gas
es e
scap
e (p
.u.)
Fig. III.6.- Cociente del calor recuperable de los gases de escape.
• Calor evacuado del circuito de refrigeración de las camisas de los
cilindros
Viene determinado por el factor εref, que representa el cociente del calor
evacuado del circuito de refrigeración de las camisas de los cilindros entre la
potencia eléctrica del motor.
3313,0e
e
tref W*1237,5)
kWkW( −=ε
6818,02 =R
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 71 de 191
0
0,2
0,4
0,6
0,8
1
1,2
1,4
1,6
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000
Potencia (kW)
ε ref
riger
ació
n
Fig. III.7.- Cociente del calor recuperado del calor de refrigeración del motor.
También se podría haber modelado directamente el calor recuperable como:
6687,0*1237,5 eref WQ =
8972,02 =R
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
1800
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000
Potencia (kWe)
Cal
or e
vacu
ado
(kW
t)
Fig. III.8.- Calor cedido del agua de refrigeración.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 72 de 191
Como se ha podido observar, en los motores de mayor potencia su
funcionamiento mejora puesto que se vuelven más adiabáticos. Esto se ve reflejado
en el rendimiento eléctrico y en la εref. A diferencia del εg, que prácticamente no
depende de la potencia, el εref disminuye al aumentar la potencia, ya que el
comportamiento más adiabático de los motores grandes provoca que se necesite
disipar menos calor por unidad de potencia para refrigerarlo.
La temperatura de salida “To” está comprendida entre 150ºC y 160ºC. Si
bien dicha temperatura se puede reducir hasta aproximadamente 100ºC (el límite lo
impondrá la temperatura de rocío de gases ácidos) se ha preferido mantener el dato
dado por los fabricantes con objeto de obtener parámetros para el intercambiador de
calor habituales en la industria.
De todos estos parámetros energéticos del motor modelados en función de la
potencia solamente se emplearán en el modelo matemático, como datos, los
siguientes:
• ηe: se utilizará para calcular el calor que necesita aportar el combustible
para generar una determinada potencia en el motor de gas.
• Te: empleado para determinar la temperatura del ciclohexano a la salida de
la caldera en función del acercamiento en el intercambiador.
• εg: determinará el calor recuperado de los gases de escape y por tanto, el
calor aportado en el intercambiador de calor.
• εref: determinará el máximo calor aprovechable por el intercambiador de
calor del fluido FC87.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 73 de 191
3.2.2 Modelo de aprovechamiento del calor de los humos
3.2.2.1 Ciclo ciclohexano
El ciclo comenzaría en la bomba de alimentación a caldera que recoge el
condensado a presión y temperatura relativamente baja (3); esta bomba elevará la
presión del hidrocarburo hasta la de trabajo de la caldera. A la salida de la bomba
(4), el hidrocarburo recibirá calor de los gases de escape del motor de combustión
interna alternativo de gas natural sin realizar regeneración previa puesto que como
se indicó anteriormente el ciclo disminuía en rendimiento.
La absorción de calor por parte del ciclohexano se realizará mediante un
intercambiador de carcasa y tubos donde el fluido orgánico irá por los tubos y los
gases de escape por la carcasa. Dado que la temperatura de los gases de escape del
motor (450ºC aproximadamente) es muy superior a la del punto crítico del
hidrocarburo (280.5ºC), a la salida de la caldera (1), la temperatura del ciclohexano
se encontrará muy próxima a dicho punto pero nunca superior puesto que es un
ciclo subcrítico.
Dado que es un ciclo sin sobrecalentamiento, la salida del intercambiador de
calor será con título X=1, desde donde el hidrocarburo se expandirá en la turbina de
vapor hasta la presión del condensador del ciclohexano (2), el cual cederá calor al
amoniaco puesto que se trata de un ciclo en cascada.
La cesión de calor por parte del hidrocarburo al amoniaco se realizará en una
caldera de recuperación donde no existe sobrecalentador por lo que consta de
economizador y evaporador.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 74 de 191
Una vez ha condensado el ciclohexano a una presión y temperatura
relativamente baja, será recogido por la bomba de alimentación a caldera.
Se emplea un intercambiador de calor de carcasa y tubos como caldera del
ciclohexano debido a que su entalpía de vaporización es pequeña, de modo que casi
todo el intercambio térmico se lleva a cabo de forma sensible; por el contrario, la
entalpía de vaporización del amoniaco es muy elevada (como en el agua), por lo
que al ser casi todo el intercambio de calor de forma latente se requiere un
evaporador y economizador, como en los ciclos con vapor de agua.
3.2.2.2 Ciclo amoniaco
El ciclo comenzaría en la bomba de alimentación a caldera que recoge el
condensado a presión y temperatura relativamente baja (33); esta bomba elevará la
presión del amoniaco hasta la de trabajo de la caldera. A la salida de la bomba (44),
recibirá calor del ciclohexano sin realizar regeneración previa puesto que como se
indicó anteriormente el ciclo disminuía en rendimiento.
La absorción de calor por parte del amoniaco se realizará mediante una
caldera de recuperación (HRSG) pero sin sobrecalentador. Dado que la temperatura
crítica del amoniaco es de 132.3ºC, dicho fluido tendrá una temperatura superior
siempre inferior puesto que se trata de un ciclo subcrítico. La temperatura de alta
del amoniaco será determinada en función de la eficiencia de la caldera de
recuperación y de la temperatura de baja del ciclohexano.
Dado que es un ciclo sin sobrecalentamiento, la salida del intercambiador de
calor será con título X=1, desde donde el amoniaco se expandirá en la turbina de
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 75 de 191
vapor hasta la presión del condensador del amoniaco (22), el cual cederá calor al
agua del condensador que a su vez cederá el calor absorbido del amoniaco al
ambiente mediante el empleo de torres de refrigeración.
Una vez ha condensado el amoniaco a una presión y temperatura
relativamente baja, será recogido por la bomba de alimentación a caldera para
volver a comenzar el ciclo.
3.2.3 Modelo matemático de aprovechamiento del calor de los humos
El modelo se ha implantado en EES [KLEI05], que además de facilitar un
entorno agradable de programación de alto nivel incorpora las propiedades del
ciclohexano, amoniaco y FC87. Además este programa permite la resolución de
sistemas no lineales, la elaboración de gráficas y la creación de una interfase de
usuario suficientemente amigable.
3.2.3.1 Datos
Se han establecido como datos fijos del modelo, para todos los casos y
simulaciones realizadas, los siguientes:
• Temperatura a la salida del condensador de amoniaco: 35ºC.
• El estado a la salida de ambos condensadores es de líquido saturado.
• El estado a la entrada de las dos turbinas de vapor (ciclohexano y amoniaco)
tiene título X=1.
• El rendimiento isentrópico de las dos turbinas es de 85%.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 76 de 191
• El rendimiento isentrópico de las dos bombas es de 85%.
• El acercamiento en el economizador es de 10ºC.
• El calor específico de los gases de escape se establecerá en 1.25 kJ/kg-K.
3.2.3.2 Variables
Los grados de libertad del modelo desarrollado, que hacen abarcar un mayor
rango de casos posibles, son los siguientes:
• Potencia eléctrica (W_dot_e): se denominará así a la potencia suministrada
por el motor de gas de combustión interna alternativo. Es la principal
variable, ya que se intentará que todas las demás dependan de ella; se busca
que, para una potencia dada, el resto de variables se ajusten
automáticamente para dar el rendimiento máximo. El rango de potencias
trabajado se encuentra entre los 100 kW y los 5000 kW.
• Punto de estricción para el amoniaco (PP_a): observando un diagrama T-
Q (Figura III.9), se denominará así a la diferencia entre la temperatura del
ciclohexano y el amoniaco en el momento en el que el que el amoniaco pasa
por el punto de líquido saturado en la caldera de recuperación, teniendo en
cuenta que el punto de estricción varía de 5ºC a 20ºC. Para ello se supondrá
una caldera HRSG sin sobrecalentamiento con flujo a contracorriente; esto
es habitual, ya que con este tipo de flujo se obtiene un mayor acercamiento
de temperaturas.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 77 de 191
Fig. III.9.- Punto de estricción del amoniaco.
La temperatura del punto de estricción determinará la presión de
funcionamiento de la caldera, ya que marca la temperatura a la que el fluido
de trabajo, amoniaco en este caso, se encuentra como líquido saturado.
• Temperatura de alta del ciclo de ciclohexano (1): es la temperatura del
hidrocarburo a la salida del intercambiador de calor donde absorbe calor
procedente de los gases de escape del motor. Dado que es una variable que
influye de forma directa en el rendimiento, se ha obtenido el óptimo de tal
forma que maximice el rendimiento total del ciclo combinado incluido el
motor, teniendo en cuenta la restricción de ser un ciclo subcrítico sin
sobrecalentamiento.
• Presión de alta del amoniaco (11): es la presión que alcanza el amoniaco
en el intercambiador de calor donde absorbe el calor cedido por el
ciclohexano. Dado que es una variable que influye de forma directa en el
Q
Tª PP a
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 78 de 191
rendimiento, al igual que la temperatura alta del ciclohexano, se han
obtenido los valores de temperatura y presión de alta de ciclohexano y
amoniaco respectivamente que maximizan el rendimiento total del ciclo
combinado incluido el motor, teniendo en cuenta la restricción de que el
ciclo de amoniaco es igualmente un ciclo subcrítico sin sobrecalentamiento.
3.2.4 Modelo de aprovechamiento del calor del agua de refrigeración
El fluido de trabajo será FC871. El ciclo comenzaría en la bomba de
alimentación a caldera que recoge el condensado a presión y temperatura
relativamente baja (w3); esta bomba elevará la presión del FC87 hasta la de trabajo
de la caldera. A la salida de la bomba (w4), recibirá calor del agua de refrigeración
del motor realizando regeneración previa puesto como se indicó anteriormente
puesto que aumentaba su rendimiento.
La absorción de calor por parte del FC87 se realizará mediante
intercambiador de carcasa y tubos donde el FC87 irá por la carcasa y el agua de
refrigeración por los tubos. Dado que la temperatura crítica del FC87 es de 147.9ºC,
dicho fluido tendrá una temperatura inferior que vendrá limitada por la temperatura
del agua de refrigeración a la salida del motor (aproximadamente 100ºC) y por la
eficiencia del intercambiador de calor.
Dado que es un ciclo sin sobrecalentamiento, la salida del intercambiador de
calor será con título X=1, el cual se expandirá en la turbina de vapor hasta la
presión del condensador del FC87 (w2), el cual cederá calor al agua del
1 Se trata de un fluido obtenido por 3M, de fórmula C5F12.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 79 de 191
condensador que a su vez cederá el calor absorbido del FC87 al ambiente mediante
el empleo de torres de refrigeración.
Una vez ha condensado el FC87 a una presión y temperatura relativamente
baja, será recogido por la bomba de alimentación a caldera para volver a comenzar
el ciclo.
3.2.5 Modelo matemático de aprovechamiento del calor del agua de
refrigeración
El modelo se ha implantado al igual que el de aprovechamiento de humos
mediante el empleo de EES [KLEI05].
3.2.5.1 Datos
Se han establecido como datos fijos del modelo para el aprovechamiento del
calor del agua de refrigeración, para todos los casos estudiados, los siguientes:
• Temperatura a la salida del condensador: 35ºC.
• Temperatura de alta del ciclo: 85ºC.
• Temperatura de entrada al intercambiador de calor del agua de refrigeración:
100ºC.
• Temperatura de salida del intercambiador del calor del agua de
refrigeración: 95ºC.
• El estado a la salida del condensador es de líquido saturado.
• El estado a la entrada de la turbina de vapor tiene título X=1.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 80 de 191
• El rendimiento isentrópico de la turbina es de 85%.
• El rendimiento isentrópico de la bomba es de 85%.
• La eficiencia del regenerador del FC87 es un dato en el que hay que llegar a
un acuerdo entre el rendimiento obtenido y la inversión. Una eficiencia
mayor produce mayores rendimientos del ciclo, pero también supone un
coste mayor, pues el regenerador será más caro. Además, no siempre
mejorará el ciclo al aumentar dicha eficiencia. El valor fijado para la
eficiencia para todos los casos en este modelo es de 85%.
3.2.5.2 Variables
Los grados de libertad del modelo desarrollado, que hacen abarcar un mayor
rango de casos posibles, son los siguientes:
• Calor de refrigeración (Q_t_ref): se denominará así al calor disipado por
el motor al ser refrigerado por agua la cual cederá dicho calor al fluido
FC87. Es la principal y única variable en este ciclo. El rango de calor
disipado variará en función del trabajo eléctrico del motor que se encuentra
entre los 100 kW y los 5000 kW.
3.3 Ecuaciones del modelo matemático
A continuación se plantearán las ecuaciones necesarias para resolver el ciclo
completo a partir de los datos establecidos y para unos valores determinados de las
variables (grados de libertad). El programa EES incorpora las propiedades del
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 81 de 191
ciclohexano, amoniaco y FC87, lo que permite definir completamente todas las
propiedades de un estado termodinámico de los fluidos citados a partir de dos de
ellas.
Fig. III.10.- Modelo final del ciclo ORC.
Recordando el esquema en planta del ciclo (Figura III.10).
• Turbina de vapor
Es uno de los equipos empleados en los tres ciclos (ciclohexano, amoniaco y
FC87) para la generación de trabajo a partir del calor absorbido por el fluido en
cada uno de los tres casos.
Las ecuaciones que definen el trabajo dado y los estados termodinámicos en
una turbina, donde el rendimiento isentrópico se ha considerado el mismo en
todos los casos con un valor de ηt = 0.85, son las siguientes:
Recuperador de calor de los gases de escape del motor
Caldera de recuperación
Condensador del amoniaco
Recuperador de calor del agua de refrigeración
Regenerador del FC87
Condensador del FC87
CICLOHEXANO
AMONIACO
FC87
Bomba de alimentación a caldera
Wt_c
Wt_a
Wt_w
Wb_w
Wb_c
Wb_a Bomba de alimentación a caldera
Bomba de alimentación a caldera
Turbina FC87
Turbina ciclohexano
Turbina amoniaco
1
2 3
4
11
22 33
44
w1
w2
w6 w3
w4
w5
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 82 de 191
Fig. III.11.- Esquema de una turbina de vapor.
shhhht
21
21
−−
=η ; •
−= mhhWt *)( 21
• Bomba de alimentación a caldera
Al igual que en el caso de la turbina, la bomba de alimentación a caldera
(HRSG o intercambiador de calor según el caso) está presente en los tres ciclos.
Las ecuaciones que definen el trabajo consumido y los estados
termodinámicos en una bomba a su entrada y salida, donde el rendimiento
isentrópico se ha considerado el mismo con un valor de ηb = 0.85 para todos lo
casos, son los siguientes:
Fig. III.12.- Esquema de una bomba.
Wt
1
2
•
m
Wb
3
4
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 83 de 191
34
3s4b hh
hh−−
=η ; •
−= m*)hh(W 34b
• Caldera de recuperación
Dado que se trata de un ciclo en cascada debido a los problemas de
presiones inferiores a la atmosférica en el ciclo del hidrocarburo después de
expandirse en la turbina, el ciclohexano cede calor al amoniaco lo cual se
realiza mediante una caldera de recuperación que no consta de sobrecalentador
debido a las características del ciclo. Las partes que componen la caldera por
tanto:
o Economizador: el parámetro característico de esta parte de la caldera
es el acercamiento en el economizador (EA) que se ha tomado un
valor de 10ºC. La ecuación que determinan las características del
economizador es la siguiente:
Siendo:
econQ : calor absorbido en el economizador
3NHm•
: gasto másico de amoniaco
eah : entalpía del amoniaco a la salida del economizador
44h : entalpía del amoniaco a la entrada del economizador
Calor absorbido en el economizador:
)(* 443 hhmQ eaNHecon −=•
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 84 de 191
o Evaporador: el parámetro característico de este componente de la
caldera es el punto de estricción (Pinch Point) que vendrá
determinado al optimizar el ciclo en función de la temperatura de
alta del ciclohexano. Esta temperatura no podrá superar la
temperatura crítica del fluido ni tampoco obtener un Pinch Point
inferior a 5ºC porque supondría una superficie de intercambio de
calor muy grande y por lo tanto elevaría el coste de los equipos. La
ecuación que determina las características del economizador es la
siguiente:
Donde:
2h : entalpía del ciclohexano a la entrada del condensador
3h : entalpía del ciclohexano a la salida del condensador
m& : gasto másico del ciclohexano
Calor absorbido en el evaporador:
econevap QhhmQ −−=•
)(* 32
• Recuperador de calor
Es el intercambiador de calor empleado para aprovechar el calor tanto de los
gases de escape por parte del ciclohexano y el calor del agua de refrigeración
por parte del FC87. Los parámetros que definen el intercambiador y sus
ecuaciones son las siguientes:
Donde:
- gQ : calor cedido por los gases de escape
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 85 de 191
- ciclom•
: gasto másico de ciclohexano
- 1h : entalpía del ciclohexano a la entrada de la turbina
- 4h : entalpía del ciclohexano a la salida de la bomba
- •1h : entalpía del ciclohexano como líquido saturado a la presión de
entrada en la turbina
- gm : gasto másico de los gases de escape
- pC : calor específico de los gases de escape
- PP: punto de estricción en el evaporador
Calor absorbido por el ciclohexano:
)(* 41 hhmQ ciclog −=•
Gasto másico de ciclohexano:
))PPT(T(*C*m)hh(*m 1epg11ciclo ` +−=− •
•
El tratamiento para el FC87 es similar.
• Regenerador
Este equipo sólo es empleado en el ciclo que aprovecha el calor del agua de
refrigeración puesto que en los demás su empleo implicaba un descenso del
rendimiento. Los parámetros característicos son (Figura III.13):
Donde:
2wT : temperatura del FC87 a la salida de la turbina.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 86 de 191
6wT : temperatura del FC87 a la entrada al condensador.
4wT : temperatura del FC87 a la salida de la bomba.
5wT : temperatura del FC87 a la salida del regenerador.
Fig. III.13.- Esquema del regenerador de FC87.
42
62
ww
wwrw TT
TT−−
=η
4562 wwww hhhh −=−
• Condensador
Se emplea tanto para el amoniaco como para el FC87 donde a través de agua
se absorbe el calor de ambos y es llevado a torres de refrigeración. Los
parámetros característicos del condensador y torre de refrigeración son los
siguientes:
w2
w6 w4
w5
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 87 de 191
Siendo:
condQ : calor cedido por el fluido orgánico en el condensador
•
m : gasto másico del fluido orgánico.
Fig. III.14.- Esquema del condensador del FC87 y amoniaco.
)(* 23 hhmQcond −=•
3.4 Verificaciones de viabilidad técnica
El modelo matemático desarrollado necesita, para ser viable técnicamente,
que se cumplan ciertas restricciones para todos los casos estudiados limitando así el
rendimiento.
• Regenerador: el calor intercambiado debe ser positivo, es decir, la corriente
de fluido al salir de la bomba de alimentación a caldera del FC87 debe
calentarse alcanzando una temperatura a la salida del regenerador (w5)
siempre inferior que la temperatura de salida de la turbina de vapor (w2)
debido a que la eficiencia del regenerador es del 85 %.
• La presión de baja del ciclohexano debe ser superior a la atmosférica dado
que no se emplea desgasificador.
Condensador
3 2
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 88 de 191
• La temperatura y presión de alta del ciclohexano viene limitada por el punto
crítico del fluido dado que se trata de un ciclo de Rankine subcrítico.
• El acercamiento en el economizador se ha restringido a un valor constante
de 10ºC.
• El punto de estricción en la caldera de recuperación debe ser positivo con un
valor mínimo de 5ºC y máximo de 20ºC teniendo en cuenta además que el
valor de la temperatura de alta del amoniaco se encuentre siempre por
debajo del punto crítico.
• Las propiedades de todos los fluidos a la entrada de las respectivas bombas
se han considerado como líquido saturado (X = 0) y a la entrada de las
turbinas como vapor saturado (X = 1).
3.5 Modelo económico
Para el cálculo de la viabilidad económica del modelo propuesto, se ha
llevado a cabo un análisis económico basado en los parámetros técnicos de cada
equipo empleado en el ciclo combinado. En este análisis se calculará, para cada
caso, la inversión inicial y los costes de mantenimiento y operación, a partir de los
que se formará el coste de generación; posteriormente se obtendrán los índices de
rentabilidad (VAN, TIR y PR).
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 89 de 191
3.5.1 Inversión inicial
Se modelarán las inversiones tanto para el ciclo con motor de combustión
interna alternativo como para el ciclo de Rankine orgánico separando este último en
costes por cada equipo utilizado y por cada ciclo (ciclohexano, amoniaco y FC87).
Estos valores se han actualizado a 2006.
• Ciclo de alta: el coste del motor de gas se modelará en función de la
potencia eléctrica dada donde se incluye el coste del alternador.
Parametrizando los motores de gas natural de la Tabla II.2 se obtiene por
ajuste por mínimos cuadrados la siguiente curva:
1439,4 )84,173Ln(x- ($/kW) Z +=
• Ciclo de baja
Seguidamente se dan los costes de los equipos empleados en el ciclo de
baja. Han sido tomados de [ELSA03], salvo que se indique lo contrario.
o Recuperador del calor de refrigeración: El valor total (Z) vendrá
determinado por el calor intercambiado en función de la siguiente
ecuación:
391444**)1*1**1086(($) 04,015,0 −−= Ps
PtTQZ cal δ
δδ
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 90 de 191
Siendo:
- Las pérdidas de carga tanto en la carcasa como en los tubos
se han tomado el valor medio de las pérdidas admisibles
que validan la ecuación empleada.
- calQ : calor absorbido por el FC87
- Tδ : diferencia media logarítmica de temperaturas en el
intercambiador
- δPs: pérdida de carga en la carcasa
- δPt: pérdida de carga en los tubos
o Recuperador de calor de los gases de escape: para el cálculo del
coste (Z) se han empleado un intercambiador de calor de carcasa
y tubos donde los gases de escape circulan por la carcasa y el
ciclohexano, cuya presión es mayor, circula por los tubos. La
ecuación empleado para su coste es la siguiente:
391444*)1(*)1*1**1086(($) 04,015,0
PsPtTQZ cal δδδ
−=
Siendo:
- Las pérdidas de carga tanto en la carcasa como en los tubos
se han tomado el valor medio de las pérdidas admisibles
que validan la ecuación empleada.
- calQ : calor absorbido por el ciclohexano.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 91 de 191
- Tδ : diferencia media logarítmica de temperaturas en el
intercambiador.
- δPs: pérdida de carga en la carcasa.
- δPt: pérdida de carga en los tubos.
o Turbina de vapor: la inversión es de tres turbinas de vapor
(ciclohexano, amoniaco y FC87) donde el coste de cada una de
ellas (Z) viene determinado por parámetros técnicos según la
siguiente ecuación [ULRI84]:
))10
hh(*m*1900)30
hh*m(*1600(*341444($)Z 66,0215,021 −
+−
=••
Siendo:
- •
m : gasto másico del fluido orgánico.
- 1h : entalpía del fluido orgánico a la entrada de la turbina.
- 2h : entalpía del fluido orgánico a la salida de la turbina.
o Bomba de alimentación a caldera: la inversión es de tres bombas
de alimentación a caldera (ciclohexano, amoniaco y FC87) donde
el coste de cada una de ellas (Z) viene determinado por
parámetros técnicos según la siguiente ecuación:
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 92 de 191
391444*)***14(($) 105,055,0
55,0
εδPmZ•
=
Siendo:
- •
m : gasto másico del fluido orgánico.
- Pδ : salto de presión en la bomba.
- ε: parámetro que viene determinado por el rendimiento de la
bomba.
o Condensador: se trata de un intercambiador de calor de carcasa y
tubos donde por la carcasa circula el agua que absorbe el calor y
por los tubos el fluido orgánico. La inversión es de dos
condensadores (amoniaco y FC87) junto con las torres de
refrigeración que viene expresada por la siguiente ecuación para
cada uno de los fluidos:
tcond CPsPtT
QZ += −−
391444***1**1086($) 04,015,0 δδ
δ
Siendo:
- condQ : calor cedido por el fluido orgánico
- δPs: pérdida de carga en la carcasa
- δPt: pérdida de carga en los tubos
- tC : coste de la torre de refrigeración
- Tδ : diferencia media logarítmica de temperaturas en el
condensador.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 93 de 191
o Torre de refrigeración: la instalación del ciclo combinado cuenta
con dos torres de refrigeración tanto para el amoniaco como para
el FC87. Los costes de la torre de refrigeración vienen
determinados por la siguiente ecuación:
torre
torretorretorre N
QNZ *982*
391444*($) =
Siendo:
- torreN : número de torres de refrigeración.
- torreQ : calor disipado en la torre de refrigeración.
o Bomba de la torre de refrigeración: el coste de las bombas del
circuito del condensador del amoniaco y FC87 disponen de
bombas para llevar el agua del condensador a la torre de
refrigeración de cada uno de los dos fluidos.
7,01,0 *92**59*391444($) btorretorrebtorre mZ ε=
btorre
btorrebtorre ε
εη
+=
1
Siendo:
- torrem : gasto másico del agua de refrigeración
- btorreη : rendimiento de la bomba de alimentación de la torre
de refrigeración.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 94 de 191
o Caldera de recuperación: el intercambiador de calor entre el
amoniaco y el ciclohexano se ha modelado para los costes como
una caldera de recuperación sin sobrecalentamiento. Por los
tubos de la caldera circulará el amoniaco (alta presión) mientras
que por la carcasa de la caldera circulará el ciclohexano (baja
presión). Los costes de la caldera de recuperación para los
diferentes casos vienen determinados por las siguientes
ecuaciones donde las pérdidas de carga tanto en el economizador
y evaporador se han tomado los valores medios del intervalo
válido para la aplicación de la ecuación:
391444*)1(*)1(*1**29890($) 125,016,0 −−=
econeconeconeconecon PsPtT
QZδδδ
Siendo:
- condQ : calor cedido por el ciclohexano al amoniaco.
- econPsδ : pérdida de carga en la carcasa del economizador.
- econPtδ : pérdida de carga en los tubos del evaporador.
- Tδ : diferencia media logarítmica de temperaturas en el
economizador.
391444*)1(*)1(*1**10394($) 26,033,0 −−=
evapevapevapevapevap PsPtT
QZδδδ
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 95 de 191
Siendo:
- evapQ : calor cedido por el ciclohexano al amoniaco.
- evapPsδ : pérdida de carga en la carcasa del evaporador.
- evapPtδ : pérdida de carga en los tubos del evaporador.
- Tδ : diferencia media logarítmica de temperaturas en el
evaporador.
o Regenerador FC87: este equipo solo es empleado en el ciclo de
FC87 cuyo coste viene determinado por la siguiente ecuación
donde las pérdidas de carga se han tomado como la mitad del
intervalo válido para la aplicación de la ecuación:
391444*)1(*)1(*1**1086($) 04,015,0 −−=
PsPtTQZ regreg δδδ
Siendo:
- regQ : calor cedido por el amoniaco al agua del condensador.
- Psδ : pérdida de carga en la carcasa del evaporador.
- Ptδ : pérdida de carga en los tubos del evaporador.
- Tδ : diferencia media logarítmica de temperaturas en el
evaporador.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 96 de 191
Los costes locales de inversión del ciclo de cascada (ciclohexano y
amoniaco) expresados en dólares de 2006 son:
btacondtorrbataevapeconbctccal ZZZZZZZZZZZ +++++++++=($)
Siendo:
- calZ : coste del calentador de ciclohexano a partir de los gases de escape.
- tcZ : coste de la turbina de vapor de ciclohexano.
- bcZ : coste de la bomba de alimentación a caldera de ciclohexano.
- econZ : coste del economizador.
- evapZ : coste del evaporador.
- taZ : coste de la turbina de vapor de amoniaco.
- baZ : coste de la bomba de alimentación a caldera de amoniaco.
- btaZ : coste de la bomba de la torre de refrigeración.
- condZ : coste del condensador del amoniaco.
- torrZ : coste de la torre de refrigeración.
Los costes locales de inversión del ciclo de aprovechamiento del calor del
agua de refrigeración expresados en dólares son:
regbtcondtorrbtcal ZZZZZZZZ ++++++=($)
Siendo:
- calZ : coste del calentador de FC87 a partir del agua de refrigeración.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 97 de 191
- tZ : coste de la turbina de vapor de FC87.
- bZ : coste de la bomba de alimentación a caldera de FC87.
- btZ : coste de la bomba de la torre de refrigeración.
- condZ : coste del condensador del FC87.
- torrZ : coste de la torre de refrigeración.
- regZ : coste del regenerador del FC87.
3.5.2 Costes de mantenimiento y operación
Son mucho menores que los costes iniciales de inversión, pero no por ello
pierden importancia. No todos los elementos requieren gastos de mantenimiento
pero en este modelo se tendrán en cuenta las siguientes:
• Motor de gas: sólo se tendrán en cuenta los kWhe producidos en el ciclo de
alta. El coste de mantenimiento del motor se ha parametrizado según su
potencia eléctrica expresado en la Tabla II.2. Los valores de dicha tabla se
han ajustado por mínimos cuadrados obteniendo la siguiente ecuación
expresada en ($/kWhe):
0,0306 + )0,0027Ln(W- =y motor
• Ciclo de Rankine orgánico: Se trata de un coste muy bajo, estimado a
partir de pequeñas turbinas de vapor [NREL03] en 4,42 $/MWhe para el
conjunto de los tres ciclos.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 98 de 191
3.5.3 Análisis de rentabilidad
Para los cálculos económicos el proyecto está basado en el anexo I para los
cuales se han tomado hipótesis técnicas de funcionamiento de la planta e hipótesis
económicas.
• Hipótesis técnicas
o fc: grado de carga de la instalación del 80 % sobre un total de
8760 horas anuales.
• Hipótesis económicas
o Puesto que el coste de los equipos viene expresado en dólares
americanos y el análisis económico está realizado en euros en la
conversión de dólar a euro se aplica un coeficiente 0,8.
o Los costes de los equipos, ($)iZ , se refieren a los costes locales
que a partir de ellos se puede obtener el capital inmovilizado
como viene expresado mediante la relación dada en el Anexo I.
o La tasa anual de incremento del coste de operación y
mantenimiento,OMrr , es del 2,5 %.
o La tasa anual de incremento del coste de combustible,Fr
r , es del
5 % [KUHR05].
o La tasa de descuento del 10 %.
o El precio de venta de la electricidad es de 60,79 € [UNES05].
o La tasa de inflación tiene un valor del 3 %:
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 99 de 191
o La vida útil del motor de combustión interna alternativo de gas
natural es de 20 años [NREL03].
o Se ha considerado que ya existían infraestructuras realizados en
el lugar de emplazamiento de la planta de ciclo combinado.
o Como precio del gas se ha tomado la siguiente expresión, del
Boletín Estadístico de Hidrocarburos (FORO05):
( )
⎪⎪⎩
⎪⎪⎨
⎧
≤⋅⋅≤<≤<
≤
=
Cm1010si44,1m1010Cm10si52,1m10Cm000.100si64,1
m000.100Csi78,1
kWh/€cgasecioPr
36
3636
363
3
Siendo:
-C: consumo de gas natural.
3.6 Modelo medioambiental
Este modelo se ha diseñado para calcular las emisiones CO2, pudiendo así
mostrar las ventajas medioambientales de aprovechar los gases de escape para un
ciclo combinado; estas ventajas estriban principalmente en que dichos gases van a
ser igualmente expulsados a la atmósfera, con ciclo de baja o sin él. Por tanto,
cuando se aprovecha el calor residual de esos gases para producir más energía, se
estará produciendo más energía con la misma emisión de gases a la atmósfera.
Se han realizado los cálculos para un gas natural importado de Argelia
[VELA95], de uso muy habitual en España. La Tabla III.15 recoge su concentración
de gases, con sus respectivas masas moleculares y entalpías de formación.
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 100 de 191
Tabla III.15.- Composición del gas natural.
Composición
[%]
Masa molecular
[g/mol]
hºf
[kJ/mol]
CH4 91,2 16,043 -78,876 C2H6 7,4 30,07 -84,735 C3H8 0,76 44,097 -103,92 C4H10 0,09 58,124 -126,15
N2 0,52 28,013 0,00
La masa molecular de este gas natural será:
M = 0,9120 * 16,043 + 0,0740 * 30,07 + 0,0076 * 44,097 + 0,0009 * 58,124 +
+ 0,0052 * 28,013 = 17,3895 g/mol
Debido a las exigencias del catalizador empleado en los motores alternativos
de encendido provocado se supondrá que el gas se quema mediante una combustión
estequiométrica (ecuación completa en la que se ha empleado la cantidad mínima
de de comburente para que en los productos de la reacción no haya O2), por lo que
se plantea la siguiente ecuación de combustión:
[0,9120 CH4+ 0,0740 C2H6 + 0,0076 C3H8 + 0,0009 C4H10 + 0,0052 N2] +
+ 2,12685 [O2 + 3,76 N2] 1,0864 C02 + 2,0809 H2O + 8,002156 N2
Mediante los cálculos pertinentes:
1 mol de GN 1,0864 mol de C02
17,3895 g de GN 1,0864 * 44.01 g de C02
17,3895 g de GN 47,812 g C02
1 g de GN 2,7495 g C02
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 101 de 191
Se usará el poder calorífico inferior (PCI), ya que en la combustión de un
MCIA el agua de los productos se encuentra en estado gaseoso, debido a las altas
temperaturas durante el proceso de combustión. Su cálculo es el siguiente.
286.855))15,126(*0009,0)92,103(*0076,0)735,84(*0740,0)873,74(*9120,0(
))83,241(*0809,2)52,393(*0864,1()*()*( ,,
−==−+−+−+−−
−−+−=Σ−Σ=−−− o
rfrr
o
pfpp
o
comb hnhnh
PCI = 855.286 kJ/mol = 38.161 MJ/( 3Nm )
Por tanto:
1 mol de GN 1,0864 mol de 2CO
855,286 kJ de GN 1,0864 mol de 2CO
855,286 kJ de GN 47,812 g de 2CO
855,286 kW en GN 47,812 g/s de 2CO
Según esto, las emisiones de 2CO se hallarán con las siguientes fórmulas:
• Emisiones para el motor de gas aislado:
kWhe/g25,201kWe286,855*
sg812,47
)kJgó
kWes/g(E
eeMG η
=η
=
• Emisiones para el ciclo combinado:
kWhe/g25,201kWe286,855*
sg812,47
)kJgó
kWes/g(E
ccccMG η
=η
=
Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado
Pág. 102 de 191
Por tanto, al ser mayor el rendimiento del ciclo combinado que el del motor
de gas aislado, se producirá más energía para la misma cantidad de combustible y
de emisiones; así, las emisiones por unidad de energía generada descenderán
notablemente.
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 103 de 191
ANÁLISIS DE RESULTADOS
El modelo desarrollado cuenta con cuatro variables: la potencia eléctrica del
motor de gas, la temperatura de alta y de baja del ciclohexano y el punto de
estricción en la caldera de recuperación del amoniaco. La variación de la
temperatura de alta y baja del ciclohexano variará en función de la potencia
eléctrica del motor mientras que el punto de estricción del amoniaco se varía en un
rango prefijado de valores dando lugar a un abanico de posibilidades de
funcionamiento del ciclo. Una vez obtenido este abanico se decidirá en función de
criterios técnicos y económicos cuál es el más propicio.
4.1 Resultados técnicos del modelo
Se ha desarrollado la viabilidad técnica del modelo desarrollado en el rango
de potencias desde 100 kW hasta 5000 kW variándola en intervalos de 500 kW.
Para cada uno de los valores de potencia se ha variado el punto de estricción del
amoniaco entre 5ºC y 20ºC en intervalos de 5ºC. Por último para cada uno de los
casos en función de potencia eléctrica del motor y punto de estricción se ha hallado
el óptimo de las temperaturas de alta y baja del ciclohexano para obtener el máximo
rendimiento del ciclo combinado.
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 104 de 191
4.1.1 Rendimientos
A continuación se muestran los rendimientos en función de la potencia
eléctrica del motor de gas. Se mostrarán en la misma gráfica el rendimiento del
motor de gas aislado, el rendimiento del ciclo combinado, el rendimiento del ciclo
orgánico en conjunto, el ciclo de aprovechamiento del calor de los gases de escape
y el del ciclo de aprovechamiento del calor de refrigeración siendo este último
sensiblemente más bajo que los anteriores. La Figura IV.1 muestra los
rendimientos de cada uno de los ciclos (“c.comb” ciclo combinado; “motor” motor
de gas aislado; “ca” ciclo en cascada; “caw” conjunto de ciclo en cascada más ciclo
del FC87; “FC87” ciclo de recuperación del calor de refrigeración) para dos valores
del punto de estricción del amoniaco (5ºC y 20ºC).
Fig. IV.1.- Rendimiento de cada ciclo orgánico y el motor por separado y el
rendimiento global de la instalación.
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 105 de 191
Se contempla, según la figura IV.1, que existe una mejora del rendimiento
notable al aprovechar los calores residuales de un motor de gas mediante un ciclo
de Rankine orgánico, pues el incremento en el rendimiento se encuentra entre 8 y 9
puntos absolutos con respecto al rendimiento del motor aislado.
Con respecto a la variación con la potencia, la diferencia de rendimientos es
ligeramente inferior para potencias altas. Si se analiza la influencia del punto de
estricción se puede observar que la variación del rendimiento es muy pequeña:
oscila entre 0.2 y 0.3 puntos absolutos de rendimiento comparando los valores de
punto de estricción extremos (5ºC y 20ºC). El motor de combustión es
independiente del punto de estricción, por lo que variando este valor se obtienen
como máximo las variaciones antes descritas para el rendimiento del ciclo
combinado junto con un aumento de la presión de alta del amoniaco.
4.1.2 Potencias generadas
La reducción del valor del punto de estricción implica la elevación de la
temperatura del alta del amoniaco con un consecuente incremento de la potencia
generada en el ciclo de amoniaco y por tanto aumentando la potencia eléctrica del
ciclo combinado.
En la Figura IV.2 se muestran las distintas potencias eléctricas generadas
(ciclo combinado “comb”, ciclo ORC completo “caw”, ciclo de aprovechamiento
del calor de los gases de escape “ca” y ciclo de aprovechamiento del calor del agua
de refrigeración “FC87”) en función de la potencia eléctrica del motor de gas. En
ella se pueden ver los incrementos lineales de las potencias generadas al aumentar
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 106 de 191
la potencia del motor principal al igual que las diferencias existentes de potencias
en función del punto de estricción del amoniaco.
Fig. IV.2.- Trabajo de cada ciclo orgánico y el motor por separado y global.
Las variaciones de la potencia entregada en función del punto de estricción
del amoniaco son pequeñas las cuales oscilan entre 0.75kW y 35kW. Se aprecia que
el incremento de potencia respecto al motor de gas es algo inferior al 20%.
4.2 Resultados económicos
En los cálculos económicos se ha tenido en cuenta un factor de utilización
( cf ) del motor y del ciclo combinado del 80 % sobre un máximo de 8760 horas
anuales y valores del punto de estricción del amoniaco extremos (5ºC y 20ºC).
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 107 de 191
A continuación se muestran las gráficas del VAN y TIR del motor aislado y
el ciclo combinado formado por el motor y los tres fluidos orgánicos.
Fig. IV.3.- VAN y TIR del motor aislado.
Fig. IV.4.- VAN y TIR del ciclo combinado.
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 108 de 191
En ambas gráficas el motor más pequeño a partir del cual el valor del TIR es
mayor que cero no coincide con el motor más pequeño estudiado en el análisis
técnico cuya potencia eléctrica era de 100kW. En la gráfica del motor, Figura IV.3,
el motor más pequeño cuya TIR es mayor que cero es el de 1500 kW mientras que
para el ciclo combinado, Figura IV.4, es de 500 kW, lo que indica el incremento en
rentabilidad que supone realizar el ciclo combinado. Ambas gráficas alcanzan su
valor máximo para el motor de 5000 kW alcanzando para el caso del motor aislado
un valor de 19,65 % inferior que para el ciclo combinado en función del punto de
estricción, 5ºC y 20ºC, alcanza un valor de 23,69 % y 24,02 %.
El valor del VAN, expresado en millones de euros, varía para el caso del
motor desde -0,19 hasta 1,112 mientras que el caso del ciclo combinado oscila entre
-0,1661 y 2,74 para un valor del punto de estricción de 5ºC y entre -0,1679 y 2,721
para 20ºC.
A continuación se muestran las gráficas de los gastos de producción, gasto
de combustible, costes de inversión y costes de operación y mantenimiento para el
caso del motor aislado y para el ciclo combinado en función de la potencia eléctrica
del motor y de los valores extremos del punto de estricción.
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 109 de 191
Fig. IV.5.- Costes de operación, mantenimiento, inversión, combustible y
producción del motor aislado.
Fig. IV.6.- Costes de operación, mantenimiento, inversión, combustible y
producción del ciclo combinado.
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 110 de 191
Siendo:
- prodC : coste de producción expresado en €/MWh
- FC : coste de producción expresado en €/MWh
- OMC : coste de operación y mantenimiento expresado en €/MWh
- IC : coste de inversión expresado en €/MWh
Los costes de inversión, IC , tanto en el motor como en los dos casos del
ciclo combinado son muy similares; para el caso de un motor de 5000 kW aislado
su valor es de 9,687 mientras que para el ciclo combinado es de 11,99 ó 11,72 si el
punto de estricción fuera 5 o 20 respectivamente. Para el motor aislado más
pequeño (1500kW), su valor es de 11,05 mientras que para el mismo motor
instalado en un ciclo combinado el coste de inversión sería de 13,99 ó 13,72. Para
un motor instalado en un ciclo combinado el valor mínimo de potencia eléctrica que
es económicamente viable es de 500kW, el coste de inversión sería de 16,24 ó
15,98. Las diferencias entre motor aislado y ciclo combinado en referente a costes
de inversión son pequeñas puesto que son del orden de 1,5 € a igualdad de potencia
de eléctrica del motor.
Los costes de operación y mantenimiento, OMC , presentan pequeñas
diferencias puesto que para el caso de un motor aislado de 1500 kW son 11,65
mientras que para un motor integrado en un ciclo combinado variarán entre 10,43 y
10,47 según sea el valor del punto de estricción, siendo para ambos caso inferior al
coste de operación y mantenimiento de un motor aislado. Se observa en la gráfica
una tendencia decreciente conforme aumenta el tamaño del motor de combustión
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 111 de 191
alcanzándose un mínimo de 8,158 para motor aislado y de 7,572 ó 7,591 para un
ciclo combinado.
Los gastos de combustible son menores en el caso de un ciclo combinado
puesto que se está generando electricidad a partir de calores residuales lo cual no
supone un incremento del gasto del motor puesto que éste no se ve afectado. Se
observa en la Figura IV.5, que los gastos de combustible en un motor aislado se
reducen ligeramente conforme aumenta la potencia del motor, lo cual es lógico
puesto que mejora el rendimiento, obteniéndose valores entre 57,48 y 53,19. En el
caso de un ciclo combinado, según la Figura IV.6, los costes varían entre 54,82 ó
55,15 y 45,12 ó 45,39 (según el punto de estricción). Se observa que incluso el
empleo de un motor de 500 kW en un ciclo combinado supone menor gasto de
combustible que un motor aislado de 1500kW incluso teniendo en cuenta que el
rendimiento de los motores mejora conforme aumenta la potencia eléctrica
entregada por éstos.
En cuanto a los costes de producción, y al igual que en los costes de
combustible son menores en el ciclo combinado a igualdad de potencias eléctricas
del motor. En el caso del motor aislado éstos varían entre 80,18 y 71,03 mientras
que en el ciclo combinado varían entre 83,98 ó 84,1 y 64,68 ó 64,7. Es en este coste
donde se aprecian las mayores diferencias entre motor aislado y ciclo combinado
obteniéndose diferencias que oscilan entre 3 y 7 €/MWh.
A continuación se muestran las gráficas de los gastos de producción y venta
de electricidad frente a la potencia eléctrica del motor tanto para el motor aislado,
Figura IV.7, y ciclo combinado, Figura IV.8.
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 112 de 191
Fig. IV.7.- Precio de venta de la electricidad frente al coste de producción para motor aislado.
Fig. IV.8.- Precio de venta de la electricidad frente al coste del producción para ciclo combinado.
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 113 de 191
Siendo:
- EV : precio de venta de la electricidad
- prodC : coste de producción expresado en € por MW
- OMIFprod CCCC ++=
Los costes de producción, prodC , experimentan un notable descenso
conforme aumenta la potencia eléctrica del motor por lo que con motores grandes el
periodo de retorno será menor puesto que las diferencias entre venta de electricidad
y costes de producción son mayores. El precio de venta de electricidad nivelado es
de 70,86 para ambos casos. Los costes producción del motor aislado varían entre
80,18 y 71,03 mientras que en el ciclo combinado varían entre 83,98 ó 84,1 y 64,68
ó 64,7. Para el caso del motor aislado los costes de producción son siempre
superiores al precio de venta de electricidad mientras que en el ciclo combinado es
a partir de 2000kW (70,52 ó 70,57) cuando los costes de producción son inferiores
al precio de venta de electricidad nivelado.
En las siguientes gráficas se expresan la inversión de capital expresada en
€/Kw y la inversión de capital total expresada en M€ tanto para el motor aislado,
figura IV.7, y para el ciclo combinado, figura IV.8.
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 114 de 191
Fig. IV.9.- IF absoluto y unitario para motor aislado.
Fig. IV.10.- IF absoluto y unitario para ciclo combinado.
Siendo:
- unitIF : inversión de capital expresada en €/kW.
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 115 de 191
- absIF : inversión de capital expresada en €.
Se observa tanto para el caso del motor aislado como para el ciclo
combinado que la inversión de capital absoluto aumenta conforme aumenta la
potencia eléctrica del motor lo cual es lógico. Para el caso del motor aislado el absI
varía desde 988589 € hasta 2,890 millones de € mientras que para el ciclo
combinado la inversión absoluta es mayor a igualdad de potencia eléctrica del
motor puesto que supone comprar mayor número de equipos la cual varía entre
591724 ó 578787 y 4,217 ó 4,097 millones de €. Se observa, como era de esperar,
que conforme se reduce el punto de estricción desde 20ºC a 5ºC la inversión
aumenta existiendo unas diferencias de entre 13000 y 120000 €. La comparación de
las dos instalaciones, motor aislado y ciclo combinado, arrojan unas diferencias de
inversión sustanciales para el caso de mínima potencia eléctrica entregada pero esto
se debe a que el mínimo económicamente viable para motor aislado es de 1500 kW
mientras que para ciclo combinado sería un motor de 500 kW. A igualdad de
potencia eléctrica de motor las diferencias varían entre 470000 € para motor de
1500kW y 1,4 millones de euros.
En el caso de la inversión en €/kW vuelve a ser mayor en el ciclo combinado
pero en este caso dicha diferencia no es tan grande a igualdad de potencia eléctrica
del motor de combustión. Los valores obtenidos para el motor aislado oscilan entre
659,1 y 578 mientras que en el ciclo combinado oscilan entre 969 ó 953,5 y 715,5 ó
699,3 siendo las diferencias entre ambos ciclos de entre 300 y 125.
A continuación se muestran mediante diagramas de barras los periodos de
retorno correspondientes al motor aislado, ciclo combinado con un valor de 5 ºC
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 116 de 191
para el punto de estricción del amoniaco y para un ciclo combinado con punto de
estricción del amoniaco de 20 ºC.
Fig. IV.12.- Periodo de retorno para un motor aislado en función de la potencia eléctrica
entregada por el motor.
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 117 de 191
Fig. IV.13.- Periodo de retorno para un ciclo combinado con punto de estricción del
amoniaco de 5 ºC en función de la potencia eléctrica entregada por el motor.
Fig. IV.14.- Periodo de retorno para un ciclo combinado con punto de estricción del
amoniaco de 20 ºC en función de la potencia eléctrica entregada por el motor.
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 118 de 191
4.3 Resultados medioambientales
Una gran ventaja de este tipo de ciclos combinados estriba en la reducción
de emisiones de 2CO , como se demostrará con los siguientes resultados.
Las comparativas se han realizado obteniendo las emisiones de 2CO por
cada kWh eléctrico generado, puesto que si se tuviesen en cuenta los emisiones
totales para un mismo factor de utilización serían exactamente las mismas. El ciclo
de Rankine orgánico no reduce dichas emisiones sino que para las mismas
emisiones de 2CO se obtienen valores mayores de potencia eléctrica generada.
A continuación se muestran las emisiones de 2CO por cada kWh para el
caso de un motor aislado y el ciclo combinado estudiado.
Fig. IV.15.- Emisiones de 2CO .
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 119 de 191
Siendo:
- Motor: las emisiones de gramos de 2CO por cada kWh en el caso de un
motor aislado.
- C.comb: las emisiones de gramos de 2CO por cada kWh en el caso de un
ciclo combinado.
Se observa en la Figura IV.15 diferencias notables referentes a emisiones
entre el motor aislado y el ciclo combinado. En ambos casos las emisiones
disminuyen conforme aumenta la potencia eléctrica del motor lo cual es lógico
puesto que dicho incremento hace aumentar el rendimiento del motor y por lo tanto
reduciendo las emisiones de las emisiones de 2CO por kWh. Para el caso del motor
aislado las emisiones varían entre 509,5 g/kWh, para un motor de 1500 kWe y
471.4 g/kWh mientras que el ciclo combinado son de entre 450,3 g/kW ó 453
g/kWh para un motor de 500 kWe y 399,9 g/kWh ó 402,6 g/kW.
Por tanto las diferencias referentes a emisiones a igualdad de potencia
eléctrica del motor son de entre 95 g/kWh y 51 g/kWh observándose una reducción
conforme aumenta la potencia eléctrica del motor.
4.4 Comparación del ciclo combinado y un ciclo de cogeneración
En este proyecto se ha estudiado la viabilidad técnico-económica de un ciclo
combinado de motor de gas y ciclo de Rankine orgánico cuyo objetivo es la
generación distribuida. Otra aplicación posible sería la del aprovechamiento del
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 120 de 191
calor de los gases de escape como calor para cogeneración obteniendo un beneficio
en función de dicho valor. Para ello se calculará el rendimiento eléctrico aparente
para un ciclo de cogeneración y se comparará con el rendimiento del ciclo
combinado.
- Rendimiento del ciclo de combinado:
•
••
+=
combustión
MotorORCe
Q
WWη
Siendo:
- ORCW : trabajo obtenido del ciclo de Rankine orgánico.
- motorW : trabajo eléctrico del motor.
- combQ•
: energía térmica consumida por el motor.
- Rendimiento eléctrico aparente del ciclo de cogeneración:
cal
cogcomb
motorea
W
η−
=η ••
•
Siendo:
- motorW : trabajo eléctrico del motor.
- combQ•
: calor de combustión del motor.
- cogQ•
: calor empleado para la cogeneración.
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 121 de 191
- calη : rendimiento del generador térmico para producir calor de forma
clásica.
Fig. IV.16.- Comparación de rendimientos de un ciclo combinado y un ciclo de cogeneración.
Según la figura IV.16 se observa que para el rango de potencias de los
motores de combustión el rendimiento eléctrico aparente del ciclo de cogeneración
es superior. Para motores de 100 kW el rendimiento del ciclo combinado es de
41,16 % ó 40,92 (según sea el valor del punto de estricción del amoniaco) mientras
que para el ciclo de cogeneración es de 41,3 %. Se observa en ambos ciclos que el
mayor rendimiento se alcanza para el motor más grande, de 5000 kW, con un valor
para el ciclo combinado de 50,33 % ó 50,03 % y para el ciclo de cogeneración de
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 122 de 191
58,19 %. Por tanto las diferencias de rendimientos varían desde 0,14 %
comenzando en 100 kW y conforme aumenta la potencia esas diferencias se van
haciendo cada vez mayores hasta un valor máximo de 8 %.
Otro índice muy empleado al valorar técnicamente proyectos de
cogeneración es el “índice de ahorro en energía primaria” o IAEP. Para su
definición se hace uso del rendimiento nominal en producción eléctrica para el
“mix” nacional (ηeN), cifrado en España en el 35%, del rendimiento nominal par la
producción de calor mediante calderas (ηtN), fijado en 95% y del rendimiento
eléctrico del sistema de cogeneración (ηe). Con ambos sistemas tradicionales se
comparan los consumos energéticos primarios para producir las energías finales de
cada sistema. Así, para el motor de gas con aprovechamiento de los calores de gases
(Qg) y refrigeración (Qw) que produzca una electricidad We se tiene:
( )tNwtNgeNe
eetNwtNgeNeMG /Q/Q/W
/W/Q/Q/WIAEP
η+η+η
η−η+η+η=
Análogamente, para el ciclo combinado propuesto se obtiene:
eNe
cceeNeCC /W
/W/WIAEP
ηΣηΣ−ηΣ
=
donde eWΣ representa la energía eléctrica total producida y ccη el rendimiento del
ciclo combinado. La Figura IV.17 recoge los valores de este índice tanto para el
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 123 de 191
motor aislado como para el ciclo combinado completo, ya sea empleando un “pinch
point” para el amoniaco de 5 ºC o de 20 ºC.
Fig. IV.17.- Comparación de índices de ahorro de energía primaria de un ciclo combinado y un ciclo
de cogeneración.
Según la figura IV.17 se observa que para el rango de potencias de los
motores de combustión el índice de ahorro de energía primaria (IAEP) se reduce
considerablemente si se aprovecha el calor residual de los gases de escape del motor
de gas natural para la producción de energía eléctrica.
Las mayores diferencias se observan para motores de baja potencia
consiguiéndose reducciones del 13 % siendo muy pequeñas las diferencias entre los
ciclos combinados con diferente punto de estricción del amoniaco cuyo valor es del
Capítulo 4 Análisis de resultados
Pág. 124 de 191
0,47 %. Conforme aumenta la potencia del motor dichas diferencias, motor aislado
y ciclo combinado, se reducen dado que el rendimiento de los motores aumenta
porque se hacen más adiabáticos alcanzándose diferencias de 7,4 %. Por otro lado
las diferencias debido al diferente valor del punto de estricción del amoniaco se
mantienen en 0,47 % menos para el caso del motor con punto de estricción del
amoniaco de 5 ºC.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 125 de 191
ANÁLISIS DE SENSIBILIDAD
En el análisis de sensibilidad se ha elegido el motor de combustión interna
alternativo cuya potencia eléctrica entregada es de 5000 kW y un punto de
estricción del amoniaco de 5 ºC.
5.1 Análisis de sensibilidad de parámetros técnicos
Por un lado se estudiarán las variaciones de los parámetros técnicos de totalη
y totalW , al variar tη y ooT .
Siendo:
- totalη : rendimiento global del ciclo combinado.
- totalW : trabajo total del ciclo combinado.
- prodC : coste de producción.
- tη : rendimiento de las turbinas de vapor de ciclohexano, amoniaco y agua.
- ooT : temperatura ambiente.
El análisis de sensibilidad con una variación absoluta de los rendimientos de
1 % de cada turbina arrojan los siguientes resultados sobre la variación del
rendimiento total del ciclo, expresados en la Tabla V.1.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 126 de 191
Tabla V.1.- Variación del rendimiento total del ciclo combinado al variar el rendimiento de las turbinas de vapor de cada ciclo.
totalη
Turbina turbinaη∂ (p.u.)
turbinaη (p.u.) turbina
total
ηη
∂∂
(p.u.) totalη∂ (p.u.)
Ciclohexano + 0,01 0,85 + 0,03516 + 0,0003516Amoniaco + 0,01 0,85 + 0,03939 + 0,0003939
FC87 + 0,01 0,85 + 0,01479 + 0,0001479
Siendo:
- turbina
total
ηη
∂∂
: la variación del rendimiento global en p.u. al variar una unidad
el rendimiento de la turbina de vapor.
- totalη∂ : variación del rendimiento global del ciclo al variar un 1 % el
rendimiento de la turbina de vapor.
Se observa según la Tabla V.1 que la variación de rendimiento de turbina
que más afecta al rendimiento total del ciclo combinado es la de la turbina de
amoniaco. Si se varía un 1 % el rendimiento de dicha turbina el rendimiento global
varía 0,03939 %, es decir, se incrementará en dicha cantidad (0,03939 %) si el
rendimiento de la turbina sube un 1 % y disminuirá dicha cantidad (0,03939 %) si el
rendimiento de la turbina disminuye un 1 %.
Por otro lado la variación de un 1 % del rendimiento de la turbina de
ciclohexano hace variar el rendimiento global en un porcentaje similar al caso del
amoniaco. Si el rendimiento de la turbina de ciclohexano disminuye un 1 % el
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 127 de 191
rendimiento global disminuye 0,03516 %, mientras que si aumenta un 1 % el
rendimiento de la turbina, el rendimiento global aumenta un 0,03516 %.
Por último, la variación del rendimiento de la turbina de vapor del FC87
tiene una influencia muy pequeña. Si su rendimiento aumenta un 1 % el
rendimiento global aumenta un 0,01479 % mientras que si disminuye un 1 % el
rendimiento global aumenta en 0,01479 %.
El análisis de sensibilidad con una variación de los rendimientos de 1 % de
cada turbina arrojan los siguientes resultados sobre la variación del trabajo total del
ciclo.
Tabla V.2.- Variación del trabajo total del ciclo combinado al variar el rendimiento de las turbinas de vapor de cada ciclo.
totalW
Turbinas turbinaη∂(p.u.)
turbinaη (p.u.) turbina
totalWη∂∂
(kW) totalW∂ (kW)
Ciclohexano + 0,01 0,85 + 411,8 + 4,118Amoniaco + 0,01 0,85 + 461,4 + 4,614
FC87 + 0,01 0,85 + 173,2 + 1,732
Siendo:
- turbina
totalWη∂∂
: variación en kW del trabajo total del ciclo al variar una unidad el
rendimiento de la turbina de vapor.
- totalW∂ : variación en kW del trabajo total del ciclo al variar un 1 % el
rendimiento de la turbina de vapor.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 128 de 191
Se observa según la Tabla V.2 que la variación de rendimiento de turbina
que más afecta al trabajo total del ciclo combinado es la de la turbina de amoniaco.
Si se varía un 1 % el rendimiento de dicha turbina el trabajo global varía 4,614 kW,
se incrementará en dicha cantidad (4,614 kW) si el rendimiento de la turbina sube
un 1 % y disminuirá dicha cantidad (4,614 kW) si el rendimiento de la turbina
disminuye un 1 %.
Por otro lado la variación de un 1 % del rendimiento de la turbina de
ciclohexano hace variar el trabajo global en un valor similar al caso del amoniaco.
Si el rendimiento de la turbina de ciclohexano disminuye un 1 % el trabajo global
disminuye 4,11 kW, mientras que si aumenta un 1 % el rendimiento de la turbina, el
trabajo global aumenta 4,11 kW.
Por último, la variación del rendimiento de la turbina de vapor del FC87
tiene una influencia muy pequeña. Si su rendimiento aumenta un 1 % el trabajo
global aumenta 1,732 kW mientras que si disminuye un 1 % el trabajo global
aumenta en 1,732 kW.
El análisis de sensibilidad con una variación de la temperatura ambiente en
5 ºC arrojan los siguientes resultados sobre la variación del rendimiento total del
ciclo, expresados en la Tabla V.3.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 129 de 191
Tabla V.3.- Variación del rendimiento total del ciclo combinado al variar la
temperatura ambiente.
totalη
Temperatura ooT∂ (ºC)
ooT (ºC)
oo
total
T∂∂η
(p.u.) totalη∂ (p.u.)
ooT + 5 25 - 0,0005924 - 0,002962
Siendo:
- oo
total
T∂∂η
: variación del rendimiento total en p.u. al variar en 1 ºC la
temperatura ambiente.
- totalη∂ : variación del rendimiento total en p.u. al variar en 5 ºC la
temperatura ambiente.
Se observa según la Tabla V.3 que el incremento de la temperatura ambiente
en 5 ºC hace disminuir el rendimiento en 0,2962 % mientras que si se disminuye en
5 ºC, el rendimiento global aumenta en 0,2962 %. Comparando estos resultados con
los obtenidos para la variación de rendimientos de turbinas de vapor se observa que
su influencia es mayor en 0.1 % con respecto a la variación debida al cambio de
rendimiento de la turbina de amoniaco.
El análisis de sensibilidad con una variación de la temperatura ambiente en
5 ºC arrojan los siguientes resultados sobre la variación del trabajo total del ciclo,
expresados en la Tabla V.4.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 130 de 191
Tabla V.4.- Variación del trabajo total del ciclo combinado al variar la temperatura ambiente.
totalW
Temperatura ooT∂ (ºC)
ooT (ºC)
oo
total
TW∂∂
(kW) totalW∂ (kW)
ooT + 5 25 - 6,939 - 34,69
Siendo:
- oo
total
TW∂∂
: variación del trabajo del ciclo en kW al variar la temperatura
ambiente en 1 ºC.
- totalW∂ : variación del trabajo del ciclo en kW al variar la temperatura
ambiente en 5 ºC.
Se observa según la tabla V.4 que el incremento de la temperatura ambiente
en 5 ºC hace disminuir el trabajo total del ciclo 34,69 kW mientras que si se
disminuye en 5 ºC, el trabajo global aumenta en 34,69 kW. Comparando estos
resultados con los obtenidos para la variación de rendimientos de turbinas de vapor
se observa que su influencia es mayor en 11 kW con respecto a la variación debida
al cambio de rendimiento de la turbina de amoniaco.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 131 de 191
5.2 Análisis de sensibilidad de parámetros económicos
A continuación se muestra en la Tabla V.5 la variación de los parámetros
económicos: IC , OMC , PR, TIR y VAN cuando varía la temperatura ambiente, ooT ,
5 ºC.
Tabla V.5.- Variación de los parámetros económicos en función de la
variación de la temperatura ambiente.
Variable económica
ooT∂(ºC)
ooT(ºC) ooT∂
∂ var var∂
IC (€/MWh) +5 25 -0,05713 -0,28565
OMC (€/kWh) +5 25 +0,003861 +0,019305
prodC (€/MWh) +5 25 +0,0001555 +0,000775 PR (Años) +5 25 0 0 TIR (p.u.) +5 25 +0,0006953 +0,0034765 VAN (M€) +5 25 -0,003191 -0,066
Siendo:
- ooT∂
∂ var : variación de la variable económica cuando la temperatura ambiente
varía 1 ºC.
- var∂ : variación de la variable económica cuando la temperatura ambiente
varía 5 ºC.
Según la tabla V.5 se observa que el coste de la inversión ( IC ), se reduce en
0,28565 €/MWh si la temperatura aumenta 5 ºC mientras que aumentará la misma
cantidad (0,28565 €/MWh) si la temperatura ambiente se reduce en 5 ºC.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 132 de 191
Los costes de operación y mantenimiento ( OMC ), aumentan 0,019305
€/MWh si la temperatura ambiente se eleva 5 ºC mientras que si la temperatura se
reduce 5 ºC los costes de operación y mantenimiento se reducirán en la misma
cantidad (0,019305 €/MWh).
Los costes de producción ( prodC ), aumentan en 0,000775 €/MWh si la
temperatura aumenta 5 ºC, lo cual es lógico puesto que la el trabajo obtenido del
ciclo ORC es menor como se veía en la tabla V.4 donde el trabajo disminuía.
La variación del periodo de retorno (PR), es menos de un año puesto que no
la tabla V.5 refleja la variación en años. En el caso de que la temperatura aumente
5º C el periodo de retorno aumentará, pero dicho incremento siempre inferior a un
año mientras que disminuirá si la temperatura ambiente disminuye 5 ºC.
En el caso de la TIR, un incremento de 5 ºC de la temperatura ambiente
provocará un incremento del 0,34765 % mientras que si disminuye, ésta descenderá
el mismo porcentaje (0,34765 %).
Para el caso del VAN, le sucede lo contrario que a la TIR, un incremento de
5 ºC en la temperatura ambiente provoca un descenso del VAN de 0,066 millones
de euros, luego la inversión es menos rentable puesto que el rendimiento y trabajo,
según las Tablas V.3 y V.4 respectivamente, disminuyen, luego la electricidad
vendida y por tanto los ingresos serán inferiores. Sin embargo un incremento de la
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 133 de 191
temperatura ambiente de 5 ºC implica un incremento del VAN de 0,066 millones de
euros.
A continuación se muestra en la Tabla V.6 las variaciones de: IC , OMC , PR,
TIR y VAN cuando varía el rendimiento de la turbina de ciclohexano un 1 %.
Tabla V.6.- Variación de los parámetros económicos cuando varía el
rendimiento de la turbina de ciclohexano un 1 %.
Variable económica
oη∂ (p.u.)
oη (p.u.) oη∂
∂ var var∂
IC (€/MWh) +0,01 0,85 -0,6838 -0,006838
OMC (€/kWh) +0,01 0,85 -0,2568 -0,002568
prodC (€/MWh) +0,01 0,85 -4,473 -0,04473 PR (Años) +0,01 0,85 0 0 TIR (p.u.) +0,01 0,85 +0,04881 +0,0004881 VAN (M€) +0,01 0,85 +1,221 +0,01221
Según la Tabla V.6 se observa que el coste de la inversión ( IC ), se reduce
en 0,006838 €/MWh si el rendimiento aumenta un 1 % mientras que aumentará la
misma cantidad (0,006838 €/MWh) si el rendimiento disminuye un 1 %.
Los costes de operación y mantenimiento ( OMC ), disminuyen 0,002568
€/MWh si el rendimiento se reduce en un 1 % mientras que si el rendimiento
aumenta en un 1 % los costes de operación y mantenimiento aumentarán en la
misma cantidad (0,002568 €/MWh).
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 134 de 191
Los costes de producción ( prodC ), disminuyen 0,04473 €/MWh si el
rendimiento aumenta en un 1 %, lo cual es lógico puesto que la el trabajo obtenido
del ciclo ORC es mayor como se veía en la tabla V.4 donde el trabajo aumentaba.
La variación del periodo de retorno (PR), es menos de un año puesto que no
la tabla V.6 refleja la variación en años. En el caso de que el rendimiento aumente
en un 1 % el periodo de retorno disminuirá siempre inferior a un año mientras que
aumentará si el rendimiento disminuye en un 1 %.
En el caso de la TIR, un incremento de un 1 % del rendimiento provocará un
incremento del 0,04881 % mientras que si disminuye, ésta descenderá el mismo
porcentaje (0,04881 %).
Para el caso del VAN, le sucede lo mismo que a la TIR, un incremento de un
1 % en el rendimiento provoca un aumento del VAN de 0,01221 millones de euros,
luego la inversión es más rentable puesto que el rendimiento y trabajo, según las
Tablas V.1 y V.2 respectivamente, aumentan, luego la electricidad vendida y por
tanto los ingresos serán superiores. Sin embargo un descenso del rendimiento de un
1 % implica un descenso del VAN de 0,01221 millones de euros.
A continuación se muestra en la Tabla V.7 las variaciones de: IC , OMC , PR,
TIR y VAN cuando varía el rendimiento de la turbina de amoniaco un 1 %.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 135 de 191
Tabla V.7.- Variación de los parámetros económicos cuando varía el
rendimiento de la turbina de amoniaco un 1 %.
Variable económica
aη∂ (p.u.)
aη (p.u.) aη∂
∂ var var∂
IC (€/MWh) +0,01 0,85 -0,887 -0,00887 OMC (€/kWh) +0,01 0,85 -0,2292 -0,002292
prodC (€/MWh) +0,01 0,85 -4,269 -0,04269 PR (Años) +0,01 0,85 0 0 TIR (p.u.) +0,01 0,85 +0,04944 +0,0004944 VAN (M€) +0,01 0,85 +1,152 +0,0152
Según la Tabla V.7 se observa que el coste de la inversión ( IC ), se reduce
en 0,00887 €/MWh si el rendimiento aumenta un 1 % mientras que aumentará la
misma cantidad (0,00887 €/MWh) si el rendimiento disminuye un 1 %.
Los costes de operación y mantenimiento ( OMC ), disminuyen 0,002292
€/MWh si el rendimiento se reduce en un 1 % mientras que si el rendimiento
aumenta en un 1 % los costes de operación y mantenimiento aumentarán en la
misma cantidad (0,002292 €/MWh).
Los costes de producción ( prodC ), disminuyen 0,04269 €/MWh si el
rendimiento aumenta en un 1 %, lo cual es lógico puesto que la el trabajo obtenido
del ciclo ORC es mayor como se veía en la tabla V.4 donde el trabajo aumentaba.
La variación del periodo de retorno (PR), es menos de un año puesto que no
la tabla V.7 refleja la variación en años. En el caso de que el rendimiento aumente
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 136 de 191
en un 1 % el periodo de retorno disminuirá siempre inferior a un año mientras que
aumentará si el rendimiento disminuye en un 1 %.
En el caso de la TIR, un incremento de un 1 % del rendimiento provocará un
incremento del 0,04944 % mientras que si disminuye, ésta descenderá el mismo
porcentaje (0,04944 %).
Para el caso del VAN, le sucede lo mismo que a la TIR, un incremento de un
1 % en el rendimiento provoca un aumento del VAN de 0,0152 millones de euros,
luego la inversión es más rentable puesto que el rendimiento y trabajo, según las
Tablas V.1 y V.2 respectivamente, aumentan, luego la electricidad vendida y por
tanto los ingresos serán superiores. Sin embargo un descenso del rendimiento de un
1 % implica un descenso del VAN de 0,0152 millones de euros.
A continuación se muestra en la Tabla V.8 las variaciones de: IC , OMC , PR,
TIR y VAN cuando varía el rendimiento de la tres turbina de FC87 un 1 %.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 137 de 191
Tabla V.8.- Variación de los parámetros económicos cuando varía el
rendimiento de la turbina de FC87 un 1 %.
Variable económica
wη∂ (p.u.)
wη (p.u.) wη∂
∂ var var∂
IC (€/MWh) +0,01 0,85 -0,4492 -0,004492 OMC (€/kWh) +0,01 0,85 -0,0964 -0,000964
prodC (€/MWh) +0,01 0,85 -1,872 -0,01872 PR (Años) +0,01 0,85 0 0 TIR (p.u.) +0,01 0,85 +0,02241 +0,0003372 VAN (M€) +0,01 0,85 +0,5018 +0,005018
Según la tabla V.8 se observa que el coste de la inversión ( IC ), se reduce en
0,004492 €/MWh si el rendimiento aumenta un 1 % mientras que aumentará la
misma cantidad (0,004492 €/MWh) si el rendimiento disminuye un 1 %.
Los costes de operación y mantenimiento ( OMC ), disminuyen 0,000964
€/MWh si el rendimiento se reduce en un 1 % mientras que si el rendimiento
aumenta en un 1 % los costes de operación y mantenimiento aumentarán en la
misma cantidad (0,000964 €/MWh).
Los costes de producción ( prodC ), disminuyen 0,01872 €/MWh si el
rendimiento aumenta en un 1 %, lo cual es lógico puesto que la el trabajo obtenido
del ciclo ORC es mayor como se veía en la tabla V.4 donde el trabajo aumentaba.
La variación del periodo de retorno (PR), es menos de un año puesto que no
la Tabla V.8 refleja la variación en años. En el caso de que el rendimiento aumente
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 138 de 191
en un 1 % el periodo de retorno disminuirá siempre inferior a un año mientras que
aumentará si el rendimiento disminuye en un 1 %.
En el caso de la TIR, un incremento de un 1 % del rendimiento provocará un
incremento del 0,02241 % mientras que si disminuye, ésta descenderá el mismo
porcentaje (0,02241 %).
Para el caso del VAN, le sucede lo mismo que a la TIR, un incremento de un
1 % en el rendimiento provoca un aumento del VAN de 0,005018 millones de
euros, luego la inversión es más rentable puesto que el rendimiento y trabajo, según
las tablas V.1 y V.2 respectivamente, aumentan, luego la electricidad vendida y por
tanto los ingresos serán superiores. Sin embargo un descenso del rendimiento de un
1 % implica un descenso del VAN de 0,005018 millones de euros.
A continuación se muestra en la Tabla V.9 las variaciones de: IC , OMC , PR,
TIR y VAN cuando varía la tasa de crecimiento del precio del gas natural, Fr , un 2
%.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 139 de 191
Tabla V.9.- Variación de los parámetros económicos cuando varía la
tasa de crecimiento del precio del gas natural un 2 %.
Variable económica
Fr∂ (p.u.)
Fr (p.u.) Fr∂
∂ var var∂
IC (€/MWh) +0,02 0,05 0 0 OMC (€/kWh) +0,02 0,05 0 0
prodC (€/MWh) +0,02 0,05 +385,7 +7,714 PR (Años) +0,02 0,05 0 0 TIR (p.u.) +0,02 0,05 -2,258 -0,04516 VAN (M€) +0,02 0,05 -86,8 -1,736
Según la tabla V.9 se observa que tanto el coste de la inversión como el coste de
producción no se ven afectados por el incremento del coste de combustible como
era lógico esperar puesto que no dependen de él.
Los costes de producción ( prodC ), disminuyen 7,714 €/MWh si el coste de
combustible se reduce en un 2 % mientras que si el coste de gas natural aumenta en
un 2 % los costes de operación y mantenimiento aumentarán en la misma cantidad
(7,714 €/MWh).
La variación del periodo de retorno (PR), es menos de un año puesto que no
la tabla V.9 refleja la variación en años. En el caso de que si el coste del gas natural
disminuye en un 2 % el periodo de retorno disminuirá siempre inferior a un año
mientras que aumentará si el coste del gas aumenta en un 2 %.
En el caso de la TIR, un incremento de un 2 % del precio del gas natural
provocará un descenso del 2,258 % mientras que si disminuye, ésta descenderá el
mismo porcentaje (2,258 %)
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 140 de 191
Para el caso del VAN, le sucede lo mismo que a la TIR, un incremento de un
2 % en el coste del provoca una disminución del VAN de 1,736 millones de euros,
luego la inversión es menos rentable puesto que el coste de producción es mayor y
por tanto los beneficios menores. Sin embargo un descenso del coste de un 2 %
implica un aumento del VAN de 1,736 millones de euros.
En el proyecto realizado se ha supuesto un grado de carga de la instalación
del 80 % de un total de 8760 horas cada año. Esta variable es un factor determinante
de la rentabilidad del ciclo puesto que si es muy pequeño el proyecto, pese a ser
viable técnicamente, económicamente no lo sería puesto que la TIR y el VAN
serían muy bajos y el periodo de retorno muy alto luego lo convertiría en una
inversión arriesgada. Para ello se ha fijado el punto de estricción del amoniaco en
un valor intermedio de 10 ºC puesto que como se ha visto no ha resultado un factor
determinante de la rentabilidad tanto económica como técnica.
En las figuras V.1 y V.2 se muestran los valores de la TIR obtenidos para el
motor aislado y el ciclo combinado referidos a la potencia eléctrica entregada por el
motor, respectivamente, haciendo variar el grado de carga de la instalación.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 141 de 191
Fig. V.1.- Valores de la TIR para un motor aislado al variar el grado de carga.
Fig. V.2.- Valores de la TIR para el ciclo combinado al variar el grado de carga.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 142 de 191
Como era de esperar se observa que conforme disminuye el grado de carga
la TIR para ambos casos disminuye.
En el caso del motor aislado el rango de variación de la TIR para grado de
carga 1, comienza para un motor de 1500 kW en 6,481% hasta alcanzar un valor
máximo, para un motor de 5000 kW, de 25,64 %, mientras que para un grado de
carga de 0,6, el rango de variación de la TIR comienza para un motor de 1500 kW
en 1 % hasta alcanzar su máximo, para un motor de 5000 kW, de 13,36 %.
En el caso del ciclo combinado el rango de variación de la TIR para grado
de carga 1, comienza para un motor de 500 kW en 10,19 %, superior a la del motor
aislado incluso en el caso de 1500kW, hasta alcanzar un valor máximo, para un
motor de 5000 kW, de 29,96 %, mientras que para un grado de carga de 0,6, el
rango de variación de la TIR comienza para un motor de 500 kW en 1 %, igual a la
de un motor aislado de 1500 kW pero en este caso muy cercana, hasta alcanzar su
máximo, para un motor de 5000 kW, de 17,18 % que se encuentra 8 puntos por
debajo del caso más favorable para un motor aislado.
En las Figuras V.3 y V.4 se muestran los valores del VAN obtenidos para el
motor aislado y el ciclo combinado referidos a la potencia eléctrica entregada por el
motor, respectivamente, haciendo variar el grado de carga de la instalación.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 143 de 191
Fig. V.3.- Valores del VAN para un motor aislado al variar el grado de carga.
Fig. V.4.- Valores de la TIR para un ciclo combinado al variar el grado de carga.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 144 de 191
Al igual que sucedía con la TIR y como era de esperar se observa que
conforme disminuye el grado de carga el VAN para ambos casos disminuye.
En el caso del motor aislado el rango de variación del VAN para grado de
carga 1, comienza para un motor de 1500 kW en -0,07929 millones de euros hasta
alcanzar un valor máximo, para un motor de 5000 kW, de 1,853 millones de euros,
mientras que para un grado de carga de 0,6, el rango de variación del VAN no toma
valores positivos hasta un motor de 4000 kW siendo en este caso de 0,09937
millones de euros hasta alcanzar su máximo, para un motor de 5000 kW, de 0,3718
millones de euros.
En el caso del ciclo combinado el rango de variación del VAN para grado de
carga 1, comienza para un motor de 500 kW en, 0,003988 millones de euros,
superior en 0,01 millones de euros al del motor aislado incluso en el caso de
1500kW, y alcanza su valor máximo, para un motor de 5000 kW, de 4,1 millones de
euros, mientras que para un grado de carga de 0,6, el rango de variación del VAN
no alcanza un valor positivo hasta un motor de 2000 kW cuyo valor es de 0,1261
millones de euros, superior a la de un motor aislado de 2000 kW, hasta alcanzar su
máximo, para un motor de 5000 kW, de 1,38 millones de euros que se encuentra
0,02 millones de euros por encima del caso más favorable para un motor aislado.
En la Figura V.5 se muestran los periodos de retorno obtenidos para el
motor aislado haciendo variar el grado de carga de la instalación.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 145 de 191
Fig. V.5.- Periodo de retorno para motor aislado en función del grado de carga.
Fig. V.6.- Periodo de retorno para motor aislado en función del grado de carga.
Capítulo 5 Análisis de sensibilidad
Pág. 146 de 191
Se observa en las figuras que el periodo de retorno, tanto para el motor
aislado como para el ciclo combinado, disminuye conforme aumenta al grado de
carga de la instalación.
El caso del motor aislado el margen de variación del periodo de retorno para
un grado de carga de 1, comienza tiene un valor de 21 años para el motor de 1500
kW mientras que para un motor de 5000 kW el periodo de retorno se reduce hasta 8
años. Por el contrario si al motor se le añade el ciclo de Rankine orgánico el periodo
de retorno para un motor de 500 kW es de 20 años, 1 año menos que para un motor
aislado de 1500 kW; para un motor de 1500 kW, comparándolo con un motor
aislado de la misma potencia, el periodo de retorno es de 11 años, 10 años inferior
que para el mismo motor pero aislado.
El caso más desfavorable, tanto para motor aislado como para ciclo
combinado, es aquel cuyo grado de carga sea bajo, en este caso el grado de carga
más bajo estudiado es aquel cuyo valor es de 0,6. Para este caso el motor aislado
tiene un periodo de retorno de 21 años, superior al tiempo de funcionamiento del
motor como generador de electricidad; por contra el periodo de retorno para un
ciclo combinado con motor de 1500 kW es también de 10 años. Este periodo de
retorno conforme aumenta la potencia del motor se va reduciendo hasta alcanzar su
máximo en 5000 kW, siendo el periodo de retorno para un motor aislado de 16
años, y para el ciclo combinado es de 12 años, 4 años menos.
Capítulo 6 Conclusiones
Pág. 147 de 191
CONCLUSIONES
6.1 Conclusiones sobre resultados
Se ha comprobado en este proyecto que el ciclo de Rankine orgánico resulta
útil para el aprovechamiento de fuentes térmicas de baja y moderada temperatura,
presentando la ventaja de poder emplear equipos compactos debido a que tienen un
salto entálpico por unidad de volumen alto. Otra ventaja es que dada la forma de la
línea de saturación de los fluidos orgánicos no es necesario sobrecalentar, puesto
que el estado del fluido tras la expansión en la turbina no es de vapor húmedo.
Además, las posibilidades de integración del ciclo de Rankine orgánico no
sólo se reducen a los gases de escape, sino que el calor evacuado por el circuito de
refrigeración de las camisas de los cilindros también puede ser aprovechado para
calentar la mezcla binaria que trabaja en el ciclo.
De los resultados técnicos obtenidos se observa que el rendimiento de una
instalación formada por un motor de combustión de gas natural se eleva en 9 puntos
para un motor de 100 kW y en 8 puntos para un motor de 5000 kW.
Los resultados referentes a la energía eléctrica, muestran que se incrementan
en 27,34 kW para una instalación con motor de 100 kW, lo que supone un
incremento del 27,34 % sobre la potencia del motor mientras que con un motor de
5000 kW el incremento de trabajo al incluir el ciclo ORC es de 894,2 kW lo que
supone un 17,88 % de incremento sobre la potencia del motor.
Capítulo 6 Conclusiones
Pág. 148 de 191
En la Figura VI.1 se indican, referidos a la potencia eléctrica del motor, los
trabajos desarrollados por cada uno de los ciclos (ciclohexano, amoniaco, FC87 y
motor) por separado y el total resultado de sumar el trabajo eléctrico del motor y el
del ciclo de Rankine orgánico.
Fig. VI.1.- Trabajo desarrollado por cada uno de los ciclos.
De los resultados técnicos obtenidos se desprende que el proyecto no sólo es
viable sino que los incrementos tanto de rendimiento global de la instalación como
de trabajo eléctrico son sustanciales.
Capítulo 6 Conclusiones
Pág. 149 de 191
6.2 Comparación con un ciclo de cogeneración
Según la Figura IV.15 se observa que para el rango de potencias de los
motores de combustión el rendimiento eléctrico aparente del ciclo de cogeneración
es superior. Esto indicaría que es preferible montar el motor como grupo
cogenerador que como ciclo combinado, si bien la primera opción exige disponer de
un consumo térmico. El proyecto realizado pretende mostrar la viabilidad de un
central de generación distribuida, más flexible en su producto, no de un sistema de
cogeneración.
Otro índice muy empleado al valorar técnicamente proyectos de
cogeneración es el “índice de ahorro en energía primaria” o IAEP.
Según la figura IV.17 se observa que para el rango de potencias de los motores de
combustión el índice de ahorro de energía primaria (IAEP) se reduce
considerablemente si se aprovecha el calor residual de los gases de escape del motor
de gas natural para la producción de energía eléctrica. Conforme aumenta la
potencia del motor dichas diferencias, motor aislado y ciclo combinado, se reducen
dado que el rendimiento de los motores aumenta porque se hacen más adiabáticos.
Es por ello que pese a que los costes de inversión son superiores para un ciclo
combinado el ahorro de energía primaria es mayor que en el caso de un motor
aislado puesto que se aprovechan calores residuales para generar electricidad
adicional a la obtenida por el motor de gas.
Observando los periodos de retorno e inversiones para un ciclo combinado,
y debido a que los períodos de retorno para proyectos de cogeneración no son
excesivos, se podría combinar cogeneración y generación eléctrica a partir del calor
Capítulo 6 Conclusiones
Pág. 150 de 191
del los humos. La diferencia con este proyecto sería que el calor de los gases de
escape y del agua de refrigeración en función de la demanda eléctrica y la demanda
de calor, se destinaría bien a la generación eléctrica (como se ha estudiado en este
proyecto) o bien a la cogeneración, según el nivel de necesidades térmicas del
consumo.
6.3 Aspectos medioambientales
Según los datos obtenidos, y como es de esperar, cuanto mayor sea el
rendimiento del ciclo menor cantidad de combustible se necesita para generar una
potencia determinada. Teniendo en cuenta que las emisiones son directamente
proporcionales a la cantidad de combustible quemado, el rendimiento será el factor
clave en las emisiones: cuanto mayor sea el rendimiento, menores serán las
emisiones por kWh eléctrico generado. Así, las emisiones de un ciclo combinado
para generar una potencia determinada serán mucho menores que las del ciclo de
gas aislado, contribuyendo así al desarrollo sostenible.
Además, al aumentar la potencia, las emisiones unitarias disminuirán
notablemente, pues su curva, Figura IV.15, es de forma decreciente conforme
aumenta el rendimiento. Esto se debe a que la ecuación obtenida para el cálculo de
las emisiones de 2CO tiene como variable la inversa del rendimiento.
Se han comparado las emisiones de 2CO de un ciclo combinado y un motor
aislado, Figura IV.15, que lógicamente será mayor el ahorro de emisiones cuanto
mayor sea la diferencia de rendimientos: se observa que para potencias pequeñas el
Capítulo 6 Conclusiones
Pág. 151 de 191
ahorro de emisiones es mayor puesto que el incremento del rendimiento del ciclo es
mayor que para potencias altas. De manera resumida el empleo de un ciclo de
Rankine orgánico supone reducciones de emisiones de entre 79 g/kWhe y 69
g/kWhe lo que en términos relativos es de entre 16 % y el 15 %, situando las
emisiones a un nivel similar a las de los ciclos combinado convencionales (turbina
de gas-turbina de vapor).
6.4 Aspectos económicos
Analizando las gráficas de los periodos de retorno, los motores de gas
aislados tienen un periodo de retorno superior (a igualdad de potencia eléctrica del
motor) y el valor de la TIR es superior a cero para motores mayores que el caso de
considerar el ciclo combinado. Sin embargo el capital invertido por kW siempre es
superior en el ciclo combinado que en el motor aislado.
Los mayores gastos de inversión que supone un ciclo combinado se
compensan con menores gastos de operación y mantenimiento por kWh generado,
consiguiendo así una mayor rentabilidad a largo plazo. Además la rentabilidad es
mayor que unido al periodo de retorno inferior lo convierte en una inversión con
menor riesgo que un motor aislado; este riesgo se reduce conforme aumenta la
potencia del motor y por tanto aumenta la rentabilidad, los beneficios, el periodo de
retorno y se reducen los costes de operación.
Estos resultados permiten emplear los ciclos de Rankine orgánicos para
aumentar la rentabilidad de instalaciones, especialmente en la fase inicial de su
desarrollo. Así, por ejemplo se podría recurrir a este concepto para aprovechar las
Capítulo 6 Conclusiones
Pág. 152 de 191
calores residuales de pilas de combustible, aumentando así la rentabilidad y
favoreciendo su inclusión en el mercado, sin tener que depender de que existan
condiciones que permitan esta rentabilidad a partir de proyectos de cogeneración.
Capítulo 7 Bibliografía
Pág. 153 de 191
BIBLIOGRAFÍA
[FGN_03] Fundación Gas Natural, “Generación eléctrica distribuida”, Instituto de
la ingeniería de España. 2003.
[GOME06] Gómez, F., Sabugal, S., “Centrales térmicas de ciclo combinado. Teoría
y proyecto”, Endesa. 2006.
[KLEI05] Klein, S.A., “EES. Engineering Equation Solver”, F-Chart Software
(www.fchart.com). 2005.
[KÖHL03] Köhler, S., A. Saadat, “Thermodynamic Modeling of Binary Cycles
Looking for the Best Case Scenarios”, International Geothermal Conference,
Reykjavík. Septiembre 2003.
[LAMB84] Lamb, J.P., “Perfromance characteristics of organic Rankine cycles”,
International Journal of Ambient Energy, Volume 5, Number 1. January 1984.
[RAMO03] Ramos, J., “Integración térmica de plantas de cogeneración y
refrigeración en el sector residencial-comercial”, Grupo de Ingeniería Térmica y
Sistemas Energéticos, Universidad de Zaragoza. Agosto 2001.
Capítulo 7 Bibliografía
Pág. 154 de 191
[UNES05] Asociación española de la Industria Eléctrica (UNESA) y Red Eléctrica
de España, S.A., “Mercado eléctrico de generación”, Electricidad, vol. 22, pp.20-
21.2005.
[VELA95] Vela, “El gas como alternativa energética”, Alianza Universidad.
Madrid 1995.
[VERS94] Verschoor, M.J.E., E.P. Brouwer, “Description of the SMR cycle, which
combines fluid elements of steam and organic Rankine cycles”, Department of Heat
and Refrigeration Technology, The Netherlands. July 1994.
Anexo I Análisis de viabilidad económica de proyectos
Pág. 155 de 191
ANÁLISIS DE VIABILIDAD ECONÓMICA DE PROYECTOS2
1.- Inversión de un proyecto
Los costes de inversión de un proyecto tienen diferentes componentes. La primera
división viene dada entre el capital inmovilizado (IF), el circulante (IW) y el de
servicios (IA). La suma de todos ellos constituye la inversión total de capital (IT),
pero sólo el inmovilizado es el que se considera para obtener los índices de
rentabilidad (VAN, TIR, PR).
El capital circulante y de servicios tiene que ver con los gastos en materiales para
arranque de la planta, los necesarios para reserva de combustible, costes de
licenciamiento, investigación y desarrollo y concesión de fondos empleados durante
la construcción.
En el capital inmovilizado se distinguen:
A: Costes directos (CD): están constituidos por los costes locales (CL) y no locales
(CNL). Los locales incluyen la compra de equipos, su instalación, el montaje de
tuberías, instrumentación, aparamenta eléctrica, ... Los costes no locales incluyen el
terreno, la obra civil y trabajos de arquitectura y las obras de infraestructura.
2 Adaptado de - Bejan, A., Tsatsaronis, G., Moran, M., “Thermal design & optimization”, John Wiley & Sons. New York. 1996.
Anexo I Análisis de viabilidad económica de proyectos
Pág. 156 de 191
B: Costes indirectos (CI): incluyen la ingeniería y supervisión del proyecto, el
beneficio del constructor y las contingencias.
Aunque hay variaciones de unos proyectos a otros, se pueden suponer las siguientes
relaciones entre los costes anteriores:
IT = IF + IW + IA ; IT = 1,47 IF
IF = CD + CI
CI = 0,25 CD
⎩⎨⎧
=
⎪⎪⎪
⎭
⎪⎪⎪
⎬
⎫
⎩⎨⎧
=
+=
)plantasdeansión(expCL45,1)nuevasplantas(CL2,2
CD
)plantasdeansión(expCL45,0)nuevasplantas(CL2,1
CNL
CNLCLCD
⎩⎨⎧
==)(exp81,1
)(75,225,1
plantasdeansiónCLnuevasplantasCL
CDI F
En las expresiones anteriores “expansión de plantas” significa una ampliación de un
proyecto existente o bien un proyecto nuevo pero que se instala en un lugar que ya
cuenta con infraestructuras y terrenos.
Anexo I Análisis de viabilidad económica de proyectos
Pág. 157 de 191
Desde el punto de vista de obtener el capital inmovilizado, necesario para obtener
los índices de rentabilidad la expresión más importante es la última, en tanto que lo
expresa en términos de los costes locales, los cuales pueden obtenerse de
expresiones paramétricas adecuadas, o a partir de información dada por el
fabricante. Estos costes locales a menudo es preciso corregirlos con ciertos factores
para tener en cuenta las desviaciones respecto a las correlaciones o precios dados.
Estos factores son:
- Factor temporal.- Se define como el ratio del índice temporal del año al que
se proyecta respecto el índice del año en el que está dado el dato usado. Estos
índices dependerán de la bibliografía usada. En USA son frecuentes los
“Chemical Engineering Plant Cost Index” y en España el IPI (índice de
precios industriales).
- Factor por temperatura y presión.- En general, por cambio de las
condiciones de operación. Este factor puede quedar incluido en los costes
locales de forma directa si se usan expresiones paramétricas de los mismos
que dependan de las condiciones de trabajo.
- Factor de situación geográfica.- Considera una mayoración de las
inversiones por realizar el proyecto en países lejanos o con pocas
infraestructuras.
Anexo I Análisis de viabilidad económica de proyectos
Pág. 158 de 191
- Factor de materiales.- Considera el empleo de materiales diferentes a los
considerados en el precio base.
2.- Proyección y actualización del dinero
El valor del dinero es algo “vivo”, que no se mantiene constante con el tiempo. Para
entenderlo se puede considerar un préstamo de capital I que se da hoy (tiempo cero)
y que se pretende devolver al cabo de n años a un interés i.
El capital de valor I en el tiempo 0 se puede proyectar al final del período de n años
como:
( )nn i1II +=
Se puede proceder a pagar el préstamo a partir de n anualidades de valor A, de
modo que la proyección al final de período de la anualidad pagada en el año j-ésimo
resulta:
( ) jnnj i1AA −
→ +=
Evidentemente ha de ocurrir que al finalizar el período de n años:
Anexo I Análisis de viabilidad económica de proyectos
Pág. 159 de 191
( ) ( )∑=
−+=+n
1j
jnn i1Ai1I
( ) ( ) ( )( )
( ) ( )( )
( )CRF
1i1i1i
i11i
ii11
1
1i1i1i1
1
i1
1IA
n
n
nn
1
11nn
1j
j=
−++
=+−
=+−
=
−++−+
=+
= −−
−
−−−
=
−∑
El término CRF (Capital Recovery Factor) se denomina factor de recuperación del
capital y representa el número por el que hay que multiplicar el capital inicial para
obtener las n anualidades A.
El valor del dinero también se puede traer al presente, efecto que se denomina
“actualización”. Así, el capital In al final del año n se puede actualizar al tiempo 0
haciendo:
( ) nn i1II −+=
El interés i se denomina también “precio del dinero” o “tasa de descuento” y
representa el interés de un préstamo efectuado para disponer en el tiempo 0 del
capital I.
3.- Flujo de caja
Para llegar al beneficio neto anual de un proyecto a partir de la facturación del
mismo es preciso descontar una serie de costes y gastos intermedios. Partiendo de
Anexo I Análisis de viabilidad económica de proyectos
Pág. 160 de 191
unas ventas anuales V, descontando los costes de producción anuales (combustible,
CF, y operación y mantenimiento, COM) se obtiene el beneficio bruto, B:
OMF CCVB −−=
A ese beneficio bruto se le han de sustraer los impuestos, dados como:
tnIBT F ⎟⎠⎞
⎜⎝⎛ −=
donde IF representa el capital inmovilizado, n la vida útil del proyecto y t la tasa de
impuestos sobre beneficios (≈ 36%). El flujo de caja se define como:
( )( ) tnIt1CCVTBFC F
OMF −−−−=−=
La recuperación del capital se suele denominar en evaluación de proyectos “coste
de inversión”, calculándose como:
FI ICRFC ⋅=
Finalmente, el beneficio neto anual viene dado como:
ICFCN −=
Anexo I Análisis de viabilidad económica de proyectos
Pág. 161 de 191
4.- Índices de rentabilidad
4.1.- Valor actual neto
El “valor” del flujo de caja evoluciona con el tiempo, de modo que para obtener el
flujo de caja acumulado a lo largo de la vida útil del proyecto es preciso actualizar
los flujos de caja anuales. De este modo se define el valor actual neto de un
proyecto (VAN) como:
( ) F
n
1jj
j Ii1
FCVAN −
+= ∑
=
En el caso de que el flujo de caja sea constante a lo largo de los años:
FcteFC ICRFFCVAN −=
El VAN mide la rentabilidad absoluta de un proyecto, siendo éste rentable con tal
de que el VAN sea positivo. Nótese que si el flujo de caja es constante el VAN
representa el beneficio neto anual, idéntico, que se obtendría a lo largo de la vida
útil del proyecto.
Anexo I Análisis de viabilidad económica de proyectos
Pág. 162 de 191
4.2.- Período de retorno
Un índice que mide el riesgo de la inversión es el período de retorno de la inversión
o período de recuperación (PR). Representa el número de años necesarios para que
la suma de los flujos de caja actualizados iguale al capital inmovilizado. En
concreto:
( )( )
0Ii1
FCPRVAN F
PR
1jj
j =−+
= ∑=
Evidentemente, para que el proyecto sea rentable el período de recuperación ha de
ser inferior a la vida útil.
Nótese que si se considera un flujo de caja constante se obtiene:
( ) ( )( ) 1i1
i1iIFCPR,iCRF PR
PR
F −++
==
Si la tasa de descuento se considera nula se verifica que:
n1CRFlím
0i=
→
por lo que en este caso, asumiendo un valor constante para el flujo de caja resulta:
Anexo I Análisis de viabilidad económica de proyectos
Pág. 163 de 191
FCIPR F=
3.3.- Tasa interna de rentabilidad
La tasa interna de rentabilidad (TIR) constituye una medida de la rentabilidad
relativa de un proyecto. Representa el interés que el proyecto da a la inversión, el
cual puede ser comparado con el interés obtenido por productos financieros, bolsa,
etc. Se calcula como la tasa de descuento que anula el VAN a lo largo de la vida útil
del proyecto.
( )( )
0Ii1
FCTIRVAN F
n
1jTIRj =−
+= ∑
=
4.- Nivelación de costes de producción
Al igual que el flujo de caja, el “valor” de los costes de producción evoluciona a lo
largo del tiempo. En el caso de costes, las tasas que se emplean para proyectar hacia
el futuro y para actualizar hacia el presente son diferentes.
Así, se denomina r a la tasa de crecimiento efectiva en la proyección hacia el futuro.
Se denomina efectiva porque está influida por la inflación (ri) y por el carácter de
Anexo I Análisis de viabilidad económica de proyectos
Pág. 164 de 191
crecimiento o decrecimiento del tipo de coste (rc), como por ejemplo el incremento
o decremento del precio de combustible, etc. La tasa efectiva se obtiene como:
( )( )ci r1r1r1 ++=+
La actualización al presente se lleva a cabo mediante la tasa de descuento.
El coste anual equivalente (“levelized cost”) representa un coste constante que
mantenido durante la vida útil del proyecto, a modo de anualidad, totalizaría el
coste acumulado actualizado al año 0. Así, un cierto coste en el año cero, C0, se
proyectaría en el año j-ésimo mediante la tasa r y se actualizaría al año 0 mediante
la tasa i. La suma de dichos costes actualizados sería:
( )( )
( )k1k1kCkC
i1r1CC
n
0
n
1j
j0
n
1jj
j
0 −−
==++
=Σ ∑∑==
Ese coste acumulado se puede expresar como un coste anual equivalente
(anualidad) a través del factor de recuperación del capital:
( )CRFk1k1kCCAE
n
0 −−
=
El concepto anterior se aplica tanto a los costes de combustible, CF, como a los de
operación y mantenimiento, COM e incluso a las ventas. Como se ha explicado
Anexo I Análisis de viabilidad económica de proyectos
Pág. 165 de 191
previamente la recuperación del capital se considera un “coste de inversión”, que
viene dado por:
CRFICAE FI ⋅=
En proyectos de producción de energía eléctrica es frecuente definir el coste de
producción o generación como la suma del de combustible, operación y
mantenimiento e inversión:
( ) ( )CRFI
k1k1k
Ck1
k1kCCAE F
OM
nOMOMOM
0F
nFFF
0prod⎭⎬⎫
⎩⎨⎧
+−−
+−−
=
Habitualmente el cose anterior se refiere a la producción anual de energía eléctrica.
Anexo II Modelo desarrollado
Pág. 166 de 191
MODELO DESARROLLADO function PR(nv;FC[1..nv];TCI_absoluto)
suma=0 PR=1 repeat suma=suma+FC[PR] PR=PR+1 until(suma>TCI_absoluto) PR=PR-1
end function pre_gas(consumo)
if(consumo<=1e5) then pre_gas=1,78/100 else if(consumo <=1e6) then pre_gas=1,64/100 else if(consumo <=1e7) then pre_gas=1,52/100 else pre_gas=1,44/100 endif endif endif
end $UnitSystem SI kPa C fluido$='cyclohexane' eta_to=0,85 eta_bo=0,85 Te= -16,374*Ln(W_dot_e) + 547,55 To= -1,6703*Ln(W_dot_e) + 165,65 c_p=1,25 epsilon= -0,0111*Ln(W_dot_e) + 0,6561 Q_g=m_g*c_p*(Te-To) eta_e_cg*Q_comb=W_dot_e Q_g=mf*(h[1]-h[4]) mf*(h[1]-enthalpy(fluido$;x=0;t=T[1]))=m_g*c_p*(Te-(T[1]+PP)) P_1=pressure(fluido$;x=1;t=T[1])
Anexo II Modelo desarrollado
Pág. 167 de 191
h[1]=enthalpy(fluido$;t=T[1];x=1) s[1]=entropy(fluido$;t=T[1];x=1) P_2=pressure(fluido$;t=T[3];x=0) h_s[2]=enthalpy(fluido$;s=s[1];p=P_2) eta_to*(h[1]-h_s[2])=(h[1]-h[2]) T[2]=TEMPERATURE(fluido$;H=h[2];P=P_2) P_3=P_2-3,95 P_4=P_1+70,56 h_s[4]=h[3]+v[3]*(P_4-P_3) h[3]=enthalpy(fluido$;P=P_3;x=0) v[3]=volume(fluido$;p=P_3;x=0) eta_bo*(h[4]-h[3])=h_s[4]-h[3] eta=((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3]))/(h[1]-h[4]) W_c=mf*((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3])) eta_ta=0,85 eta_ba=0,85 Too=25 T[33]=Too+10 T[11]= T[3]-PP_a mf*(h[2]-h[3])=ma*(h[11]-h[44]) T[11]=TEMPERATURE(Ammonia;P=P_11;X=0) P_22=PRESSURE(Ammonia;T=T[33];X=1) h[11]=ENTHALPY(Ammonia;T=T[11];X=1) s[11]=ENTROPY(Ammonia;T=T[11];X=1) h_s[22]=ENTHALPY(Ammonia;S=S[11];P=P_22) eta_ta=(h[11]-h[22])/(h[11]-h_s[22]) T[22]=TEMPERATURE(Ammonia;P=P_22;H=h[22]) P_33=P_22-65 P_44=P_11+175 h[33]=enthalpy(Ammonia;P=P_33;X=0) s[33]=entropy(Ammonia;P=P_33;X=0) h_s[44]=enthalpy(Ammonia;S=s[33];P=P_44) eta_ba*(h[44]-h[33])=h_s[44]-h[33] T[44]=TEMPERATURE(Ammonia;P=P_44;H=H[44]) EA=10 Q_cyclo=mf*(h[2]-h[3]) h_ea=ENTHALPY(Ammonia;T=T[11]-10;X=0) T_ea=T[11]-10 Q_econ=ma*(h_ea-h[44])
Anexo II Modelo desarrollado
Pág. 168 de 191
Q_evap=Q_cyclo-Q_econ h_pp=ENTHALPY(Ammonia;T=T[11];X=0) h_evap=ENTHALPY(Ammonia;T=T[11];X=0,1) Q_evap=mevap*(h_evap-h_pp) eta_a=((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33]))/(h[11]-h[44]) W_a=ma*((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33])) eta_ciclo=(mf*((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3]))+ma*((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33])))/(mf*(h[1]-h[4])) W_ca=mf*((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3]))+ma*((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33])) Te_w=95 Ts_w=100 eta_tw=0,85 eta_bw=0,85 Tw[1]=85 Tw[3]=Too+10 eta_rw=0,85 Q_t_ref=epsilon_ref*W_dot_e epsilon_ref=5,1237*(W_dot_e)^(-0,3313) Q_t_ref=Cw*(Ts_w-Te_w) Q_t_ref=mw*(hw[1]-hw[5]) mw*(hw[1]-enthalpy(FC87;x=0;t=Tw[1]))=Cw*(Ts_w-(Tw[1]+PPw)) Pw_6=Pw_2-0,788 Pw_5=Pw_1+0,7875 Pw_3=Pw_6-1,172 Pw_4=Pw_5+32,39 Pw_3=pressure(fc87;t=Tw[3];x=0) hw[3]=enthalpy(FC87;t=Tw[3];x=0) vw[3]=volume(FC87;P=Pw_3;x=0) hw_s[4]=hw[3]+vw[3]*(Pw_4-Pw_3) eta_bw*(hw[4]-hw[3])=hw_s[4]-hw[3] Tw[4]=TEMPERATURE(FC87;h=hw[4];x=0) eta_rw*(Tw[2]-Tw[4])=(Tw[2]-Tw[6]) Tw[6]=temperature(FC87;h=hw[6];P=Pw_6) hw[2]-hw[6]=hw[5]-hw[4] hw[2]=enthalpy(fc87;t=Tw[2];p=pw_2)
Anexo II Modelo desarrollado
Pág. 169 de 191
xw[6]=quality(fc87;p=pw_6;h=hw[6]) Tw[5]=temperature(FC87;h=hw[5];P=Pw_5) Pw_1=pressure(FC87;x=1;t=Tw[1]) hw[1]=enthalpy(FC87;t=Tw[1];x=1) sw[1]=entropy(FC87;t=Tw[1];x=1) hw_s[2]=enthalpy(FC87;s=sw[1];p=Pw_2) eta_tw*(hw[1]-hw_s[2])=(hw[1]-hw[2]) W_w=mw*((hw[1]-hw[2])-(hw[4]-hw[3])) eta_w=((hw[1]-hw[2])-(hw[4]-hw[3]))/(hw[1]-hw[5]) eta_caw=(mf*((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3]))+ma*((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33]))+mw *((hw[1]-hw[2])-(hw[4]-hw[3])))/(mf*(h[1]-h[4])+Q_t_ref) W_caw=mf*((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3]))+ma*((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33]))+mw *((hw[1]-hw[2])-(hw[4]-hw[3])) eta_total=(W_dot_e+mf*((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3]))+ma*((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33]))+mw *((hw[1]-hw[2])-(hw[4]-hw[3])))/Q_comb IAEP_CC=(1/0,35-1/eta_total)*0,35 IAEP_MG=( W_dot_e/0,35 + Q_g/0,95 + Q_t_ref/0,95 -W_dot_e/eta_e_cg)/(W_dot_e/0,35 + Q_g/0,95 + Q_t_ref/0,95) T[4]=TEMPERATURE(fluido$;h=h[4];P=P_1) T_hc[0]=T[4] T_hc[1]=T[1] T_hc[2]=T[1] q_grafHC[0]=0 q_grafHC[1]=100-mf*(h[1]-enthalpy(fluido$;x=0;t=T[1])) q_grafHC[2]=100 q_grafM[1]=100 q_grafM[0]=0 T_M[0]=To T_M[1]=Te PP_2=T_M[0]-T_hc[0]
Anexo II Modelo desarrollado
Pág. 170 de 191
Z_calc=(1086*Q_cal*(1/DeltaTcc)*(DeltaPt_cc^(-0,15))*(DeltaPs_cc^(-0,04)))*(444/391) Q_cal=Q_g DeltaTcc=((Te-T[1])-(To-T[4]))/ln((Te-T[1])/(To-T[4])) DeltaPt_cc=70,56 DeltaPs_cc=0,7875 Z_tc=(444/341)*(1,6e3*(mf*(h[1]-h[2])/30)^0,5 + 1,9e3*(mf*(h[1]-h[2])/10)^0,66) Z_bc=(14*(mf)^(0,55)*(DeltaP_bc)^(0,55)*(Epsilon_bc)^(0,105))*(444/391) DeltaP_bc=P_4-P_3 eta_bo=Epsilon_bc/(1+Epsilon_bc) Ztotal_c=Z_calc+Z_tc+Z_bc Zkw_c=Ztotal_c/W_c Zecon_a=(29890*Q_econ*(1/(DeltaT_econ))*((DeltaPt_econ)^(-0,16))*((DeltaPs_econ)^(-0,125)))*(444/391) DeltaT_econ=((T[2]-T_ea)-(T[3]-T[44]))/ln((T[2]-T_ea)/(T[3]-T[44])) DeltaPt_econ=110 DeltaPs_econ=2,25 Zevap_a=(10394*Q_evap*(1/(DeltaT_evap))*((DeltaPt_evap)^(-0,33))*((DeltaPs_evap)^(-0,26)))*(444/391) DeltaT_evap=((T[2]-T[11])-(T[3]-T[11]))/ln((T[2]-T[11])/(T[3]-T[11])) DeltaPt_evap=65 DeltaPs_evap=1,7 Z_ta=(444/341)*(1,6e3*(ma*(h[11]-h[22])/30)^0,5 + 1,9e3*(ma*(h[11]-h[22])/10)^0,66) Z_ba=(14*(ma)^(0,55)*(DeltaP_ba)^(0,55)*(Epsilon_ba)^(0,105))*(444/391) DeltaP_ba=P_44-P_33 eta_ba=Epsilon_ba/(1+Epsilon_ba) Zcond_a=(1086*Qcon_a*(1/(DeltaTcond_a))*((DeltaPtcond_a)^(-0,15))*((DeltaPscond_a)^(-0,04)))*(444/391) Qcon_a=ma*(h[22]-h[33]) DeltaTcond_a=((T[22]-30)-(T[33]-15))/ln((T[22]-30)/(T[33]-15)) DeltaPtcond_a=70,56 DeltaPscond_a=1,7 eta_btorresa=0,85 Q_torresa=ma*(h[22]-h[33]) Q_torresa=m_torresa*4,18*10 Ntorres_a=round(Q_torresa*convert(kW;ton)/900+0,5)
Anexo II Modelo desarrollado
Pág. 171 de 191
Ztorres_a=Ntorres_a*(444/391)*982*(convert(kW;ton)*Q_torresa/Ntorres_a)^0,64 Zbtorres_a=(444/391)*59*m_torresa*(92)^0,1*epsilon_btorresa^0,7 eta_btorresa=epsilon_btorresa/(1+epsilon_btorresa) Ztotal_a=Zecon_a+Zevap_a+Z_ta+Z_ba+Zcond_a+Ztorres_a+Zbtorres_a ZKw_a=Ztotal_a/W_a ZKw_ca=(Ztotal_c+Ztotal_a)/W_ca Zcal_w=(1086*Q_calw*(1/DeltaTcw)*(DeltaPt_cw^(-0,15))*(DeltaPs_cw^(-0,04)))*(444/391) Q_calw=Q_t_ref DeltaTcw=((Ts_w-Tw[1])-(Te_w-Tw[5]))/ln((Te_w-Tw[1])/(Ts_w-Tw[5])) DeltaPt_cw=70,56 DeltaPs_cw=0,7875 Zcond_w=(1086*Qcon_w*(1/(DeltaTcond_w))*((DeltaPtcond_w)^(-0,15))*((DeltaPscond_w)^(-0,04)))*(444/391) Qcon_w=mw*(hw[6]-hw[3]) DeltaTcond_w=((Tw[6]-30)-(Tw[3]-15))/ln((Tw[6]-30)/(Tw[3]-15)) DeltaPtcond_w=8,7024 DeltaPscond_w=0,7875 eta_btorresw=0,85 Q_torresw=mw*(hw[2]-hw[3]) Q_torresw=m_torresw*4,18*10 Ntorres_w=round(Q_torresw*convert(kW;ton)/900+0,5) Ztorres_w=Ntorres_w*(444/391)*982*(convert(kW;ton)*Q_torresw/Ntorres_w)^0,64 Zbtorres_w=(444/391)*59*m_torresw*(92)^0,1*epsilon_btorresw^0,7 eta_btorresw=epsilon_btorresw/(1+epsilon_btorresw) Zreg_w=(1086*Q_regw*(1/DeltaTregw)*(DeltaPt_regw^(-0,15))*(DeltaPs_regw^(-0,04)))*(444/391) Q_regw=mw*(hw[2]-hw[6]) DeltaTregw=((Tw[2]-Tw[5])-(Tw[6]-Tw[4]))/ln((Tw[2]-Tw[5])/(Tw[6]-Tw[4])) DeltaPt_regw=70,56 DeltaPs_regw=0,7875 Z_tw=(444/341)*(1,6e3*(mw*(hw[1]-hw[2])/30)^0,5 + 1,9e3*(mf*(hw[1]-hw[2])/10)^0,66) Z_bw=(14*(mw)^(0,55)*(DeltaP_bw)^(0,55)*(Epsilon_bw)^(0,105))*(444/391) DeltaP_bw=Pw_4-Pw_3 eta_bw=Epsilon_bw/(1+Epsilon_bw)
Anexo II Modelo desarrollado
Pág. 172 de 191
Ztotal_w=Zcal_w+Zcond_w+Ztorres_w+Zbtorres_w+Zreg_w+Z_tw+Z_bw ZKw_w=Ztotal_w/W_w Zinst=Ztotal_c+Ztotal_a+Ztotal_w ZKw_caw=(Ztotal_c+Ztotal_a+Ztotal_w)/W_caw E_m=47,812/(eta_e_cg*855,286) E_mKWH=E_m*3600 E_mcaw=47,812/(eta_total*855,286) E_mcawKWH=E_mcaw*3600 FCI_absoluto=(Zinst*1,81+(-84,173*Ln(W_dot_e) + 1439,4)*W_dot_e)*0,8 FCI_unitario=FCI_absoluto/(W_dot_e+W_caw) N=20 f_c=0,8 dias_trabajo = f_c*365 horas_diarias = 24 horas_trabajo = dias_trabajo*horas_diarias V_E_0=60,79 C_OM_0 = 0,8*(444/402)*(4*W_caw/(W_dot_e+W_caw) + (-0,0027*Ln(W_dot_e) + 0,0306)*1000*W_dot_e/(W_dot_e+W_caw)) C_F_0=pre_gas(consumo)*1000/eta_total consumo=Q_comb*horas_trabajo*0,095 r_r_OM=0,025 r_r_F=0,05 r_i=0,03 i_ef=0,1 1+r_n_OM=(1+r_r_OM) 1+r_n_F=(1+r_r_F) K1=(1+r_n_OM)/(1+i_ef) K2=(1+r_n_F)/(1+i_ef) V_E/V_E_0=K3*(1-K3^N)/(1-K3)*CRF K3=(1+r_n_VE)/(1+i_ef) 1+r_n_VE=(1+r_i) CRF=(i_ef*(1+i_ef)^N)/((1+i_ef)^N-1)
Anexo II Modelo desarrollado
Pág. 173 de 191
FC_0*1E6=(V_E_0-C_OM_0-C_F_0)*(W_dot_e+W_caw)/1000*(horas_trabajo)*(1-0,36)+FCI_absoluto*0,36/N duplicate m=1;N FC[m]=(V_E_0*(1+r_n_VE)^m-C_OM_0*(1+r_n_OM)^m-C_F_0*(1+r_n_F)^m)*(W_dot_e+W_caw)/1000*(horas_trabajo)*(1-0,36)/(1+i_ef)^m+FCI_absoluto*0,36/N end VAN*1E6=sum(FC[1..N])-FCI_absoluto PR=PR(N;FC[1..N];FCI_absoluto) duplicate m=1;N FC_TIR[m]=(V_E_0*(1+r_n_VE)^m-C_OM_0*(1+r_n_OM)^m-C_F_0*(1+r_n_F)^m)*(W_dot_e+W_caw)/1000*(horas_trabajo)*(1-0,36)/(1+TIR)^m+FCI_absoluto*0,36/N end sum(FC_TIR[1..N])-FCI_absoluto=0 C_prod=C_F+C_OM+C_I C_I=FCI_absoluto*CRF/((W_caw+W_dot_e)/1000*(horas_trabajo)) C_OM/C_OM_0=K1*(1-K1^N)/(1-K1)*CRF C_F/C_F_0=K2*(1-K2^N)/(1-K2)*CRF
Anexo III Propiedades de los fluidos
Pág. 174 de 191
TABLAS DE PROPIEDADES Y DIAGRAMAS T-S DE LOS FLUIDOS
En cada uno de las gráficas de los fluidos empleados se indican las
presiones características del ciclo: presión superior (entrada a la turbina
de vapor) y presión inferior (salida de la turbina de vapor).
• CICLOHEXANO
Anexo III Propiedades de los fluidos
Pág. 175 de 191
P (kPa) Hf (kJ/Kg) Hg (kJ/Kg) Sf (kJ/Kg,K) Sg (kJ/Kg,K) 280 229,1 556 0,6813 1,515
401,4 267,1 580,4 0,7758 1,544 522,8 298,2 600 0,8505 1,568 644,1 324,9 616,5 0,9129 1,589 765,5 348,7 630,8 0,9671 1,608 886,9 370,3 643,5 1,015 1,625 1008 390,2 654,9 1,059 1,64 1130 408,6 665,3 1,098 1,654 1251 426 674,8 1,135 1,666 1372 442,3 683,5 1,17 1,678 1494 457,9 691,5 1,202 1,688 1615 472,8 698,9 1,232 1,698 1737 487,1 705,9 1,261 1,708 1858 500,8 712,3 1,288 1,716 1979 514 718,3 1,315 1,724 2101 526,9 723,9 1,34 1,732 2222 539,3 729,1 1,364 1,738 2343 551,5 734 1,387 1,745 2465 563,3 738,5 1,41 1,75 2586 574,9 742,6 1,432 1,756 2708 586,2 746,4 1,453 1,76 2829 597,4 749,9 1,474 1,765 2950 608,5 753 1,495 1,768 3072 619,5 755,8 1,515 1,772 3193 630,5 758,2 1,535 1,774 3314 641,6 760,2 1,555 1,776 3436 653,1 761,7 1,576 1,777 3557 665,3 762,6 1,598 1,777 3679 678,5 762,9 1,622 1,777 3800 692,2 762,2 1,646 1,774
Anexo III Propiedades de los fluidos
Pág. 176 de 191
CICLOHEXANO Hexahidrobenceno
Hexametileno C6H12
Masa molecular: 84.2
Nº CAS 110-82-7Nº RTECS GU6300000Nº ICSC 0242Nº NU 1145Nº CE 601-017-00-1
TIPOS DE PELIGRO/
EXPOSICION
PELIGROS/ SINTOMAS AGUDOS
PREVENCION PRIMEROS AUXILIOS/
LUCHA CONTRA INCENDIOS
INCENDIO Altamente inflamable. Evitar las llamas, NO
producir chispas y NO fumar.
Polvo, AFFF, espuma, dióxido de carbono.
EXPLOSION
Las mezclas vapor/aire son explosivas.
Sistema cerrado, ventilación, equipo eléctrico y de alumbrado a prueba de explosión. NO utilizar aire comprimido para llenar, vaciar o manipular. Utilícense herramientas manuales no generadoras de chispas. Evitar la generación de cargas electrostáticas (por ejemplo, mediante conexión a tierra).
En caso de incendio: mantener fríos los bidones y demás instalaciones rociando con agua.
EXPOSICION
• INHALACION Vértigo, dolor de cabeza, náuseas.
Ventilación, extracción localizada o protección respiratoria.
Aire limpio, reposo y proporcionar asistencia médica.
• PIEL Enrojecimiento. Guantes protectores. Quitar las ropas
contaminadas, aclarar y lavar la piel con agua y jabón.
• OJOS
Enrojecimiento. Gafas ajustadas de seguridad o pantalla facial.
Enjuagar con agua abundante durante varios minutos (quitar las lentes de contacto si puede hacerse con
Anexo III Propiedades de los fluidos
Pág. 177 de 191
facilidad) y proporcionar asistencia médica.
• INGESTION
(Para mayor información, véase Inhalación).
No comer, ni beber, ni fumar durante el trabajo.
Enjuagar la boca, dar a beber una papilla de carbón activado y agua, NO provocar el vómito y proporcionar asistencia médica.
DERRAMAS Y FUGAS ALMACENAMIENTO ENVASADO Y ETIQUETADO
Evacuar la zona de peligro. Consultar a un experto. Ventilar. Recoger, en la medida de lo posible, el líquido que se derrama y el ya derramado en recipientes precintables, absorber el líquido residual en arena o absorbente inerte y trasladarlo a un lugar seguro. NO verterlo al alcantarillado. (Protección personal adicional: equipo autónomo de respiración).
A prueba de incendio. símbolo Xn símbolo FR: 11-38-
50/53-65-67 S: (2-)9-16-33-60-61-62 Clasificación de Peligros NU: 3 Grupo de Envasado NU: II CE:
VEASE AL DORSO INFORMACION IMPORTANTE
ICSC: 0242 Preparada en el Contexto de Cooperación entre el IPCS y la Comisión de las Comunidades Eurpoeas © CCE, IPCS, 1994
Anexo III Propiedades de los fluidos
Pág. 178 de 191
Fichas Internacionales de Seguridad Química
CICLOHEXANO ICSC: 0242
D
A
T
O
S I
M
P
O
R
T
A
N
T
E
S
ESTADO FISICO; ASPECTO Líquido incoloro. PELIGROS FISICOS El vapor es más denso que el aire y puede extenderse a ras del suelo; posible ignición en punto distante. Como resultado del flujo, agitación, etc., se pueden generar cargas electrostáticas. PELIGROS QUIMICOS LIMITES DE EXPOSICION TLV (como TWA): 300 ppm; 1030 mg/m3 (ACGIH 1993-1994). MAK: 300 ppm; 1050 mg/m3 (1993).
VIAS DE EXPOSICION La sustancia se puede absorber por inhalación del vapor y por ingestión. RIESGO DE INHALACION Por evaporación de esta sustancia a 20°C se puede alcanzar bastante rápidamente una concentración nociva en el aire. EFECTOS DE EXPOSICION DE CORTA DURACION La sustancia irrita los ojos y el tracto respiratorio. La ingestión del líquido puede dar lugar a la aspiración del mismo por los pulmones y la consiguiente neumonitis química. La exposición por encima del OEL puede producir pérdida del conocimiento. EFECTOS DE EXPOSICION PROLONGADA O REPETIDA El contacto prolongado o repetido con la piel puede producir dermatitis.
PROPIEDADES FISICAS
Punto de ebullición: 81°C Punto de fusión: 7°C Densidad relativa (agua = 1): 0.8 Solubilidad en agua: Ninguna Presión de vapor, kPa a 20°C: 12.7 Densidad relativa de vapor (aire = 1): 2.9
Densidad relativa de la mezcla vapor/aire a 20°C (aire = 1): 1.2 Punto de inflamación: -18°C (c.c.)Temperatura de autoignición: 260°C Límites de explosividad, % en volumen en el aire: 1.3-8.4 Conductividad eléctrica: 0.22 pS/mCoeficiente de reparto octanol/agua como log Pow: 3.4
DATOS AMBIENTALES
La sustancia es nociva para los organismos acuáticos.
N O T A S La alerta por el olor es insuficiente.
Ficha de emergencia de transporte (Transport Emergency Card): TEC (R)-103Código NFPA: H 1; F 3; R 0;
INFORMACION ADICIONAL FISQ: 3-046 CICLOHEXANO
Anexo III Propiedades de los fluidos
Pág. 179 de 191
NOTA LEGAL IMPORTANTE:
Ni la CCE ni la IPCS ni sus representantes son responsables del posible uso de esta información. Esta ficha contiene la opinión colectiva del Comité Internacional de Expertos del IPCS y es independiente de requisitos legales. La versión española incluye el etiquetado asignado por la clasificación europea, actualizado a la vigésima adaptación de la Directiva 67/548/CEE traspuesta a la legislación española por el Real Decreto 363/95 (BOE 5.6.95).
Anexo III Propiedades de los fluidos
Pág. 181 de 191
P (kPa) Hf (kJ/Kg) Hg (kJ/Kg) Sf (kJ/Kg,K) Sg (kJ/Kg,K) 1300 359,6 1488 1,546 5,223 1514 385,8 1490 1,629 5,165 1728 409,7 1491 1,704 5,114 1941 431,7 1491 1,772 5,068 2155 452,1 1491 1,834 5,027 2369 471,3 1490 1,891 4,988 2583 489,4 1490 1,945 4,951 2797 506,6 1488 1,995 4,917 3010 523 1487 2,042 4,885 3224 538,8 1485 2,088 4,854 3438 553,9 1483 2,131 4,825 3652 568,5 1481 2,172 4,796 3866 582,7 1478 2,211 4,769 4079 596,5 1475 2,249 4,742 4293 609,9 1472 2,286 4,716 4507 622,9 1469 2,321 4,691 4721 635,7 1466 2,356 4,666 4934 648,2 1462 2,389 4,642 5148 660,4 1459 2,422 4,618 5362 672,5 1455 2,453 4,594 5576 684,3 1451 2,485 4,571 5790 696 1446 2,515 4,547 6003 707,5 1442 2,545 4,524 6217 718,9 1437 2,574 4,501 6431 730,2 1433 2,603 4,478 6645 741,3 1427 2,632 4,455 6859 752,4 1422 2,66 4,432 7072 763,5 1417 2,688 4,409 7286 774,5 1411 2,715 4,386 7500 785,4 1405 2,743 4,362
Anexo III Propiedades de los fluidos
Pág. 182 de 191
AMONIACO (ANHIDRO) Trihidruro de nitrógeno
NH3 Masa molecular: 17.03
Nº CAS 7664-41-7Nº RTECS BO0875000Nº ICSC 0414Nº NU 1005Nº CE 007-001-00-5
TIPOS DE PELIGRO/
EXPOSICION
PELIGROS/ SINTOMAS AGUDOS
PREVENCION PRIMEROS AUXILIOS/
LUCHA CONTRA INCENDIOS
INCENDIO
Extremadamente inflamable. Combustible en condiciones específicas. El calentamiento intenso puede producir aumento de la presión con riesgo de estallido.
Evitar llama abierta. Cortar el suministro. Si no es posible y no existe riesgo para el entorno próximo, deje que el incendio se extinga por sí mismo; en otros casos se apaga con polvos, dióxido de carbono.
EXPLOSION
Mezclas de amoniaco y aire originarán explosión si se encienden en condiciones inflamables.
Sistema cerrado, ventilación, equipo eléctrico y de alumbrado a prueba de explosiones.
En caso de incendio: mantener fría la botella por pulverización con agua.
EXPOSICION ¡EVITAR TODO CONTACTO!
• INHALACION
Sensación de quemazón, tos, dificultad respiratoria. (Síntomas de efectos no inmediatos: véanse Notas).
Ventilación, extracción localizada o protección respiratoria.
Aire limpio, reposo, posición de semiincorporado y atención médica. Respiración artificial si estuviera indicado.
• PIEL
EN CONTACTO CON LIQUIDO: CONGELACION.
Guantes aislantes del frío, traje de protección.
EN CASO DE CONGELACION: Aclarar con agua abundante. NO quitar la ropa y solicitar atención médica.
• OJOS
Quemaduras profundas graves.
Pantalla facial o protección ocular combinada con la protección respiratoria.
Enjuagar con agua abundante durante varios minutos (quitar las lentes de contacto si puede hacerse con
Anexo III Propiedades de los fluidos
Pág. 183 de 191
facilidad), después consultar a un médico.
• INGESTION
DERRAMAS Y FUGAS ALMACENAMIENTO ENVASADO Y ETIQUETADO
Evacuar la zona de peligro; consultar a un experto; ventilación. Sí las botellas tienen fugas: NO verter NUNCA chorros de agua sobre el líquido. Trasladar la botella a un lugar seguro a cielo abierto, cuando la fuga no pueda ser detenida. Si está en forma líquida dejar que se evapore. (Protección personal adicional: traje de protección completa incluyendo equipo autónomo de repiración).
A prueba de incendio. Separado de oxidantes, ácidos, halógenos. Mantener en lugar frío. Ventilación a ras del suelo y techo.
Botellas con accesorios especi
ales. símbolo T símbolo N R: 10-23-34-50 S: (1/2-)9-16-26-36/37/39-45-61 Clasificación de Peligros NU: 2.3 CE:
VEASE AL DORSO INFORMACION IMPORTANTE
ICSC: 0414 Preparada en el Contexto de Cooperación entre el IPCS y la Comisión de las Comunidades Eurpoeas © CCE, IPCS, 1994
Anexo III Propiedades de los fluidos
Pág. 184 de 191
Fichas Internacionales de Seguridad Química
AMONIACO (ANHIDRO) ICSC: 0414
D
A
T
O
S I
M
P
O
R
T
A
N
T
E
S
ESTADO FISICO; ASPECTO Gas licuado comprimido incoloro, de olor acre. PELIGROS FISICOS El gas es más ligero que el aire. Difícil de encender. El líquido derramado tiene muy baja temperatura y se evapora rápidamente. PELIGROS QUIMICOS Se forman compuestos inestables frente al choque con óxidos de mercurio, plata y oro. La sustancia es una base fuerte, reacciona violentamentecon ácidos y es corrosiva (p.ej: Aluminio y zinc). Reacciona violentamente con oxidantes fuertes, halógenos e interhalógenos. Ataca el cobre, aluminio, cinc y sus aleaciones. Al disolverse en agua desprende calor. LIMITES DE EXPOSICION TLV (como TWA): 25 ppm; 17 mg/m3(ACGIH 1990-1991). TLV (como STEL): 35 ppm; 24 mg/m3(ACGIH 1990-1991).
VIAS DE EXPOSICION La sustancia se puede absorber por inhalación. RIESGO DE INHALACION Al producirse una pérdida de gas se alcanza muy rápidamente una concentración nociva en el aire. EFECTOS DE EXPOSICION DE CORTA DURACION Corrosivo. Lacrimógeno. La sustancia es corrosiva de los ojos, la piel y el tracto respiratorio. La inhalación de altas concentraciones puede originar edema pulmonar (véanse Notas). La evaporación rápida del líquido puede producir congelación. EFECTOS DE EXPOSICION PROLONGADA O REPETIDA
PROPIEDADES FISICAS
Punto de ebullición: -33°C Punto de fusión: -78°C Densidad relativa (agua = 1): 0.68 at -33°C Solubilidad en agua: Buena (34 g/100 ml at 20°C) Presión de vapor, kPa a 26°C: 1013
Densidad relativa de vapor (aire = 1): 0.59 Densidad relativa de la mezcla vapor/aire a 20°C (aire = 1): Punto de inflamación: (Veánse Notas)°C Temperatura de autoignición: 651°C Límites de explosividad, % en volumen en el aire: 15-28
DATOS AMBIENTALES
N O T A S
Anexo III Propiedades de los fluidos
Pág. 185 de 191
La sustancia es combustible pero no se encuentra en la bibliografía del punto de inflamación. Los síntomas del edema pulmonar no se ponen de manifiesto a menudo hasta pasadas algunas horas y se agravan por el esfuerzo físico. Reposo y vigilancia médica son por ello imprescindibles. Debe considerarse la inmediata administración de un spray adecuado por un médico o persona por él autorizada. Con el fin de evitar la fuga de gas en estado líquido, girar la botella que tenga un escape manteniendo arriba el punto de escape. Nombre Comercial: Nitro-sil. Tarjeta de emergencia de transporte (Transport Emergency Card): TEC (R)-1
Código NFPA: H 3; F 1; R 0;
INFORMACION ADICIONAL FISQ: 1-030 AMONIACO (ANHIDRO)
ICSC: 0414 AMONIACO (ANHIDRO)
© CCE, IPCS, 1994
NOTA LEGAL IMPORTANTE:
Ni la CCE ni la IPCS ni sus representantes son responsables del posible uso de esta información. Esta ficha contiene la opinión colectiva del Comité Internacional de Expertos del IPCS y es independiente de requisitos legales. La versión española incluye el etiquetado asignado por la clasificación europea, actualizado a la vigésima adaptación de la Directiva 67/548/CEE traspuesta a la legislación española por el Real Decreto 363/95 (BOE 5.6.95).
Anexo III Propiedades de los fluidos
Pág. 187 de 191
P (kPa) Hf (kJ/Kg) Hg (kJ/Kg) Sf (kJ/Kg,K) Sg (kJ/Kg,K)
120 96,14 188,3 0,3552 0,6549 135,5 99,79 190,8 0,367 0,6598 151 103,2 193,1 0,3778 0,6643
166,6 106,4 195,2 0,3879 0,6685 182,1 109,4 197,2 0,3973 0,6725 197,6 112,2 199,1 0,4061 0,6762 213,1 114,9 200,9 0,4145 0,6797 228,6 117,5 202,6 0,4224 0,6831 244,1 120 204,2 0,43 0,6863 259,7 122,4 205,7 0,4372 0,6894 275,2 124,7 207,2 0,4441 0,6923 290,7 126,9 208,6 0,4508 0,6952 306,2 129,1 210 0,4572 0,6979 321,7 131,2 211,3 0,4634 0,7006 337,2 133,2 212,6 0,4693 0,7031 352,8 135,2 213,8 0,4751 0,7056 368,3 137,1 215 0,4807 0,7081 383,8 139 216,2 0,4861 0,7104 399,3 140,8 217,3 0,4914 0,7127 414,8 142,6 218,4 0,4965 0,7149 430,3 144,3 219,5 0,5015 0,7171 445,9 146 220,5 0,5063 0,7193 461,4 147,7 221,5 0,511 0,7213 476,9 149,3 222,5 0,5156 0,7234 492,4 150,9 223,5 0,5202 0,7254 507,9 152,5 224,5 0,5246 0,7273 523,4 154,1 225,4 0,5289 0,7292 539 155,6 226,3 0,5331 0,7311
554,5 157,1 227,2 0,5372 0,7329 570 158,5 228,1 0,5412 0,7347