DISEÑO Y ANÁLISIS DEL COMPORTAMIENTO DE UN …bibing.us.es/proyectos/abreproy/5525/fichero/DISEÑO+Y+ANÁLISIS... · 1.3 Ciclo de Vapor ... difusión de la energía en forma de

PROYECTO FIN DE CARRERA Escuela Técnica Superior de Ingenieros

Universidad de Sevilla

DISEÑO Y ANÁLISIS DEL

COMPORTAMIENTO DE UN AEROCONENSADOR EN UNA

CENTRAL TERMOSOLAR

Autor: Juan Adame Barrera Tutor: D. José Julio Guerra Macho Intensificación: Energética Junio 2015

DISEÑO Y ANÁLISIS DEL COMPORTAMIENTO DE UN AEROCONENSADOR

EN UNA CENTRAL TERMOSOLAR

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CAPITULO 1. INTRODUCCIÓN .............................................................................. 3

1.1 Introducción .......................................................................................................... 4

1.2 Tecnologías de las termosolares ........................................................................... 5

1.2.1 Introducción ................................................................................................. 5

1.2.2 Funcionamiento de las termosolares............................................................ 8

1.2.3 Clasificación ................................................................................................ 9

1.3 Ciclo de Vapor .................................................................................................... 16

1.3.1 Ciclo de Carnot .......................................................................................... 16

1.3.2 El ciclo de Rankine .................................................................................... 17

1.3.3 Ciclo real Rankine ..................................................................................... 22

1.3 Sistemas de refrigeración para centrales térmicas .............................................. 26

1.3.1 Sistemas de enfriamiento de ciclo abierto ................................................. 26

1.3.2 Sistemas de enfriamiento de ciclo cerrado ................................................ 27

1.4 La problemática del agua .................................................................................... 38

1.5 Objetivo del proyecto ......................................................................................... 40

CAPITULO 2. DESCRIPCIÓN DE LA PLANTA GEMASOLAR Y LA TORRE DE

REFRIGERACIÓN ........................................................................................................ 43

2.1 Ubicación de la planta ........................................................................................ 44

2.2 Funcionamiento de Gemasolar ........................................................................... 45

2.3 Descripción de la torre de refrigeración ............................................................. 47

2.4 Mantenimiento torre de refrigeración ................................................................. 50

2.5 Recursos hidrológicos de Gemasolar ................................................................. 56

CAPITULO 3.DISEÑO AEROCONDENSADOR .................................................... 60

3.1 Introducción ........................................................................................................ 61

3.2 Funcionamiento y características de los aerocondensadores .............................. 61

3.3 Elección del aerocondensador ............................................................................ 71

3.4 Cálculo aerocondensador .................................................................................... 73



Página 2

3.4.1 Balance energético del aerocondensador ................................................... 73

3.4.2 Cálculo área transferencia de calor ............................................................ 75

3.4.3 Cálculo de la diferencia de temperatura media logarítmica ...................... 79

3.4.4 Cálculo del coeficiente global de transferencia U ..................................... 80

3.4.5 Dimensiones del aerocondensador ............................................................ 91

3.5 Análisis operativo aerocondensador ................................................................... 92

3.5.1 Estimación consumo eléctrico del aerocondensador ................................. 92

3.5.2 Estimación coste mantenimiento aerocondensador ................................... 95

3.6 Análisis operativo de la torre de refrigeración ................................................... 95

3.6.1Comportamiento real de la torre de refrigeración ...................................... 95

3.6.2 Coste torre de refrigeración ....................................................................... 97

3.6.3 Influencia de la temperatura ambiente sobre la potencia generada ......... 100

3.6.4 Comparación de las tecnologías .............................................................. 102

CAPITULO 4. CONCLUSIONES ............................................................................. 107

4.1 Conclusiones ..................................................................................................... 108

CAPITULO 5. BIBLIOGRAFIA ................................................................................. 111

5.1 Bibliografía ....................................................................................................... 112

6.2 Referencias de internet ..................................................................................... 113

ANEXOS ..................................................................................................................... 115

Anexo A .................................................................................................................. 116

Anexo B .................................................................................................................. 118

Anexo C .................................................................................................................. 119

Anexo D .................................................................................................................. 119

Anexo E .................................................................................................................. 120



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CAPITULO 1. INTRODUCCIÓN



Página 4

1.1 Introducción

El aprovechamiento de los recursos energéticos es una iniciativa inherente al

ser humano, como se puede comprobar observando como hace ya miles de

años aprovechaban la energía del viento o del agua para mover mecanismos

simples que les facilitaban algún proceso laborioso.

Hoy en día, en la sociedad occidental y en los países desarrollados en general,

la disponibilidad de energía está fuertemente ligada al nivel de bienestar, a la

salud y a la esperanza de vida.

El acceso a la energía es un pilar básico para el desarrollo económico y para la

calidad de vida de las personas. Tanto es así que el consumo de energía

eléctrica cuantifica el grado de desarrollo de un país. No solo es de destacar la

importancia de la energía en la sociedad actual si no la creciente demanda de

esta debido a la aparición de nuevas tecnologías que precisan de electricidad

para funcionar

En todo ciclo de generación de energía o refrigeración, se generan enormes

cantidades de calor que deben ser disipadas continuamente si se requiere que

estos procesos operen eficientemente

El método de refrigeración más simple y barato usado durante años ha sido el

agua, la cual se recircula continuamente agua a través de intercambiadores de

calor u otros equipos que provocan que el calor sea expulsado a la atmósfera

por evaporización parcial del agua.

La estrecha relación que guarda la generación de potencia con el recurso agua,

se da principalmente por el necesario proceso de condensación del vapor,

usando en el ciclo termodinámico en plantas termoeléctricas. Sin embargo el

acceso a este importante recurso cada día es más limitado, ya sea por la

ubicación de las plantas o por la competencia con otras áreas como consumo.



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1.2 Tecnologías de las termosolares

1.2.1 Introducción

La energía procedente del Sol llega a la tierra en forma de radiación, que es la

difusión de la energía en forma de ondas electromagnéticas. Esta radiación

global se forma con la suma de la radiación directa y la difusa. La radiación

directa es aquella que proviene directamente del foco solar sin sufrir ningún

fenómeno de absorción ni dispersión en su trayectoria y la radiación difusa es

la que proviene de los fenómenos de refracción sobre los distintos elementos

terrestres y climáticos.

Figura 1. Radiación solar solar anual sobre la península ibérica.

Las centrales solares térmicas aprovechan la radiación solar directa para

calentar un fluido y por medio de una serie de procesos, producir electricidad.

Por esta razón este tipo de centrales son capaces de funcionar durante todo el

año, ya que no necesitan una temperatura ambiente especialmente alta,



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mientras el día sea despejado pueden producir al máximo de su potencia tanto

en invierno como en verano.

Figura 2. Localización de centrales solares termoeléctricas en España

Los emplazamientos idóneos para instalar sistemas solares requieren que sean

regiones con muchos días de sol (sin muchas nubes ni neblinas) al año y con

niveles de radiación solar altos (figura 1)

Como se puede apreciar en la Figura 2 , la mayor parte de las centrales solares

térmicas de España se encuentran situadas en la zona sur de la península,

lugares donde la radiación solar alcance mayores niveles, coincidente con

lugares secos y con pocas precipitaciones.



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La ventaja principal de las centrales termosolares (CTS) es que pueden

remplazar a las centrales eléctricas basadas en combustibles fósiles, lo que

reduciría las emisiones de gases de efecto invernadero que provocan el cambio

climático. Por ejemplo, cada metro cuadrado de superficie de concentradores

es suficiente para evitar de 200 a 300 kilos de dióxido de carbono cada año,

dependiendo de su configuración. Las centrales termosolares más usuales

están formadas por cientos de concentradores organizados en series.

Figura 3. Esquema de una central termosolar

Durante todo el ciclo de vida de una CTS su rendimiento es equivalente a la

energía contenida en más de 5 millones de barriles de crudo. Al igual que las

centrales térmicas convencionales, las CTS necesitan refrigeración en el

denominado extremo „frío‟ del ciclo de turbinas de vapor. Esto se obtiene

mediante refrigeración evaporativa (húmeda) cuando se dispone de agua, o

mediante refrigeración en seco (con aire). La refrigeración en seco requiere una

mayor inversión y sus costes son entre un 5% y un 10% mayor comparado con

la refrigeración húmeda. Existen opciones de refrigeración híbridas que pueden

mejorar el rendimiento de las condiciones de la instalación y se encuentran

actualmente en proceso de desarrollo. Pero el enorme potencial de energía

solar de esas zonas excede mucho la demanda local, por lo que puede

exportarse la electricidad solar a zonas con una alta demanda energética y

menos recursos solares. Si los países del cinturón del sol „cultivan‟ su energía



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natural de esta manera, podrían realizar una enorme contribución a la

protección del clima mundial.

1.2.2 Funcionamiento de las termosolares

El funcionamiento básico de una planta CTS lo podemos resumir según la

figura 3. Un reflector solar formado por espejos concentra la radiación solar en

un absorbedor. Los espejos pueden tener diferentes formas para maximizar la

reflexión, pudiendo tener como foco un punto o una línea.

El calor absorbido es transferido mediante un intercambiador de calor a un

caudal de agua bombeada que se transforma en vapor sobrecalentado.

Con este vapor obtenido se alimenta a una turbina de vapor, la cual genera

electricidad.

El vapor sobrecalentado pasa por un condensador y es enfriado antes de ser

usado de nuevo para la generación de vapor.

Pueden utilizarse diversas tecnologías para concentrar, recoger la luz del sol y

convertirla en calor a alta-media temperatura. Este calor se utiliza después para

generar electricidad de forma convencional, por ejemplo, con una turbina de

vapor o de gas, o un motor Stirling. El calor solar recogido durante el día puede

también almacenarse en un medio líquido o sólido, como las sales fundidas,

materiales cerámicos, hormigón o mezclas de sales de fase cambiante, y

puede extraerse durante la noche del medio del almacenamiento para

mantener en funcionamiento la turbina.

Los sistemas de espejos concentradores utilizados en las CTS son sistemas de

enfoque puntual o lineal. Los sistemas lineales concentran la radiación unas

100 veces y se obtienen unas temperaturas de trabajo de hasta 550°C,

mientras que los sistemas puntuales pueden concentrar mucho más de mil

veces y lograr unas temperaturas de trabajo de más de 1.000°C.



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1.2.3 Clasificación

Existen cuatro tecnologías comerciales de CTS (figura 4); sistemas de

concentradores cilíndricos parabólicos y sistemas de concentradores lineales

de

Figura 4. Tipos sistemas de concentración

Fresnel, los cuales son concentradores lineales; y receptores centrales y

sistemas de discos parabólicos, que son concentradores puntuales. Los

sistemas de receptores centrales se denominan también torres solares

Captadores cilindro parabólicos

En este tipo de tecnología los captadores tienen la forma de un cilindro

parabólico (figura 5). Manteniéndose orientados según la posición del Sol, los

rayos solares recibidos se concentran unas 70-100 veces en un tubo receptor

situado en la línea focal del cilindro. El tubo receptor absorbe esta radiación y



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transmite el calor al fluido de transferencia térmica que circula por su interior

(normalmente aceite sintético), hasta alcanzar una temperatura que oscila entre

los 350 y 550ºC. Este aceite, bombeado por el tubo absorbedor, se hace pasar

a través de una serie de intercambiadores de calor para producir vapor

sobrecalentado que, posteriormente, y como ocurría en el caso anterior, se

convierte en energía eléctrica a través de una turbina de vapor convencional.

Figura 5. Captador cilindro parabolico

Como el aceite térmico alcanza una temperatura máxima de unos 400ºC

aproximadamente, se limita la eficiencia de la conversión del ciclo de turbina.

Es por ello que actualmente se están investigando alternativas o desarrollando

fluidos más avanzados. Ejemplos de ello es la generación directa de vapor en

los tubos absorbedores o el uso de sales fundidas como fluidos de

transferencia térmica.

En esta clase de tecnología también puede incorporarse un almacenamiento de

energía para proporcionar electricidad en condiciones de nubosidad o de

noche. Actualmente, la opción más utilizada es el uso de un tanque de sales

fundidas que acumula la energía para ser distribuida en otro momento.

También permite soluciones bastante sencillas de hibridación con otras



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tecnologías, pudiendo utilizarse un combustible fósil tradicional o biomasa para

producir electricidad durante la noche o en días nublados, o para apoyar la

operación solar.

El campo solar de esta clase de tecnología está compuesto principalmente por

los siguientes elementos:

El reflector cilindro parabólico, que debe reflejar y concentrar sobre el tubo

absorbedor la radiación que incide sobre su superficie. Esta superficie

especular se consigue con películas de plata o aluminio sobre un soporte que

proporcione la rigidez suficiente, como la chapa metálica, el vidrio o el plástico.

El tubo absorbedor, que está formado por dos tubos concéntricos separados

por un anillo vacío. El tubo interior por el que circula el fluido que se calienta es

metálico y el tubo exterior de cristal. El fluido que circula por el tubo depende

de la tecnología. Para bajas temperaturas (<200ºC) se suele utilizar agua

desmineralizada con etileno-glicol, y para mayores temperaturas (200ºC-

450ºC) se utiliza aceite sintético.

El sistema de seguimiento del Sol, que consiste en un dispositivo que gira los

captadores alrededor de un eje.

La estructura metálica del colector, cuya misión es dar rigidez al conjunto de

elementos que lo componen.

Las filas de concentradores en este tipo de centrales suelen tener una

orientación norte-sur para maximizar la energía recogida durante el año. De

esta forma, y como ya se ha comentado, con un sistema de un único eje puede

ajustarse su inclinación de este a oeste durante el día, lo cual asegura una

incidencia más favorable de la irradiación directa del sol a los espejos.

El campo solar para una planta tipo de 50 MW (valor común por los

condicionantes del régimen especial) está formado por módulos de 200 metros,

agrupados a su vez en filas de 1 kilómetro. La superficie total de espejos para



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una planta de esta potencia es, aproximadamente, de 300.000 m² y la

superficie total de la planta, incluida la isla de potencia, se encuentra en torno a

los 2 km².

Concentradores lineales fresnel

Esta tecnología, al igual que la de cilindros parabólicos, también se basa en

filas de reflectores solares. Sin embargo, en este caso los concentradores son

planos o con una curvatura muy pequeña, focalizando la radiación que reflejan

en un receptor fijo situado sobre los espejos (figura 6)

Figura 6. Concentrador lineal fresnel

Estos concentradores lineales son similares a los concentradores cilíndricos

parabólicos, pero desarrollados a lo largo de un plano. Las lamas se colocan

sobre una estructura giratoria, movida por un pequeño motor, que permite el

correcto seguimiento del sol. Las ventajas respecto a los concentradores

cilíndrico parabólicos son: una menor superficie al viento, eliminación de las

juntas rotativas de los colectores cilindros parabólicos al tener el tubo

absorbedor fijo, la ocupación del terreno es aproximadamente la mitad de los

colectores cilindro parabólicos, las estructuras portátiles son sencillas y de fácil



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instalación y las cimentaciones son más pequeñas. Pero la principal ventaja de

los concentradores lineales es que se facilita la generación directa de vapor al

utilizar agua como fluido calo-portador, eliminándose la necesidad de

intercambiadores de calor.

Por contra, se producen sombras entre las lamas, sobre todo al amanecer y al

atardecer, lo que reducen su rendimiento entre un 25% y un 30%. Sin embargo,

la sencillez de estos sistemas conlleva una reducción de los costes que

compensa su menor rendimiento.

En la actualidad, esta tecnología se encuentra menos extendida, ya que la

temperatura que alcanza el fluido en el campo solar es inferior a las otras dos

tecnologías mencionadas anteriormente y resulta por ello más difícil incorporar

sistemas de almacenamiento. Su desarrollo dependerá de la capacidad de

reducir los costes de inversión y de generación a fin de ser competitivos ante

su menor rendimiento: se estima que los costes deberían ser un 40% inferiores

a los de canal parabólico para poder ser competitivos.

Centrales de torre

En las centrales de torre o de receptor central (figura 7), un campo de cientos o

miles de reflectores planos llamados helióstatos, orientados individualmente

según la posición del Sol, dirigen la radiación solar para concentrarla unas 600-

1.000 veces en un receptor que se sitúa en la parte superior de la torre. En este

receptor se transmite el calor a un fluido con el objetivo de generar vapor y

expandirlo posteriormente en una turbina acoplada a un generador eléctrico.

El funcionamiento de esta tecnología se basa en tres elementos característicos

Los helióstatos captan la radiación solar y la dirigen hacia el receptor. Están

compuestos por una superficie reflectante, una estructura que les sirve de

soporte, y mecanismos que permiten orientarlo para ir siguiendo el movimiento

del Sol.



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Figura 7. Sistema de torre central

El receptor transfiere el calor recibido a un fluido de trabajo, que puede ser

agua, sales fundidas, etc. Este fluido se encarga a su vez de trasmitir el calor a

otra parte de la central termosolar, donde se obtiene vapor a alta temperatura

para producción de electricidad mediante el movimiento de una turbina. La torre

sirve de soporte al receptor, que se sitúa a cierta altura sobre el nivel de los

helióstatos con el fin de evitar, o como mínimo reducir, las sombras y los

bloqueos.

Las elevadas temperaturas (entre 500ºC y 800ºC) que pueden llegar a alcanzar

los fluidos con esta tecnología permiten su aplicación no sólo para accionar

ciclos de vapor, sino también para turbinas de gas y sistemas de ciclo

combinado. Estos sistemas pueden lograr hasta el 35% de eficiencia pico y el

25% de eficiencia eléctrica solar anual cuando acompañan a una central

térmica de ciclo combinado.

La tecnología de torre puede incorporar un almacenamiento de energía de

hasta 15 horas, de modo que el sistema puede proporcionar energía aún en

condiciones de nubosidad o de noche. En la actualidad, la solución más

utilizada es el uso de un tanque de almacenamiento de agua/vapor o sales



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fundidas que acumula la energía para ser distribuida en otro momento. De esta

manera puede conseguirse un funcionamiento continuo de la planta a lo largo

de las 24 horas del día.

Disco parabólico stirling

Las centrales de discos parabólicos con motores Stirling (figura 8) están

compuestas por dos elementos básicos: un concentrador o disco parabólico y

un generador de energía. Cada unidad, compuesta por estos dos elementos,

produce electricidad de manera independiente.

Figura 8. Disco stirling

Se trata de una probada tecnología que se basa en concentrar la radiación

solar incidente sobre el disco parabólico en un receptor colocado en su foco, en

el que se encuentra acoplado un transformador termomecánico. El motor

Stirling consta de dos cilindros, uno en el foco frío y el otro en el caliente,

unidos por un conducto. El gas de trabajo (generalmente, helio o hidrógeno) se

mueve entre el cilindro caliente, que es el que recibe la radiación, y el cilindro

frío por medio de un juego de pistones y bielas unidas a un volante común.



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Este tipo de tecnología elimina la necesidad de utilizar agua en la generación

de energía, lo que supone una ventaja respecto a los diseños con las otras

tecnologías. Por otro lado, como cada unidad supone un equipo individual,

estos discos parabólicos no resultan tan adecuados para su utilización en

grandes centrales, pero sí para la generación distribuida y descentralizada o en

instalaciones remotas e independientes, al ser modulables y fáciles de acoplar

en terrenos no planos.

1.3 Ciclo de Vapor

El diseño de las plantas de generación termoeléctrica pasa por establecer una

serie de procesos termodinámicos que posibiliten la conversión de las distintas

formas de energía. Tal sucesión de procesos de conversión define un ciclo

termodinámico, y la mayor parte de ellos manejan como fluido el agua-vapor.

1.3.1 Ciclo de Carnot

Este ciclo reversible está formado por dos procesos isotermos y dos

isentrópicos, esto es, adiabáticos y reversibles. La absorción y cesión de calor

tiene lugar a presión y temperatura constantes, mientras las etapas de

expansión y compresión se efectúan sin irreversibilidades

Las etapas del ciclo pueden resumirse en la secuencia de procesos de la figura

9

1-2 A la presión alta del estado 1 se comunica calor a presión constante

(y a temperatura constante), hasta que el agua se encuentra como vapor

saturado en el estado 2.

2-3 Una expansión adiabática e internamente reversible del fluido de trabajo en

la turbina hasta que alcanza la temperatura inferior TB en el estado 3.



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3-4 El vapor húmedo que sale de la turbina se condensa parcialmente a

presión constante (y temperatura constante) hasta el estado 4, cediendo calor.

4-1 Se comprime isoentrópicamente vapor de agua húmedo, que se encuentra

en el estado 4, hasta el estado 1 de líquido saturado.

Figura 9. Diagrama T-S ciclo de Carnot

El rendimiento térmico del ciclo de Carnot, es el máximo posible bajo las

condiciones a la cual este operando, pero algunos de estos procesos son

inviable provocando serias restricciones para ser considerado útil en términos

prácticos

1.3.2 El ciclo de Rankine

El ciclo ideal de Carnot es inviable en la práctica ya que posee graves

inconvenientes para poder ser aplicado en una máquina térmica. Además de la

imposibilidad de efectuar de forma isentrópica los procesos de compresión y

expansión, resulta inviable la compresión de una mezcla bifásica, por lo que

debe efectuarse el bombeo de la fase totalmente condensada [3-4]. Además,

con el fin de evitar un alto grado de humedad en el vapor expandido en los

últimos escalones de la turbina, se tiende a sobrecalentar el vapor principal (el



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admitido en turbina) con lo que al mismo tiempo se incrementa el salto

entálpico disponible [1-2].

Figura10. Esquema termodinámico y representación T-S ciclo Rankine

La absorción de calor [4-1] ya no se efectúa a temperatura constante, ya que

dicho proceso ha sido sustituido por un proceso isóbaro.

El sistema que funciona (figura 10) según este ciclo consta de una caldera,

donde el agua (que es el fluido más conveniente por ser abundante y barato)

entra a la caldera en 2 como líquido y sale al estado de vapor en 3‟.

Después de que el vapor saturado sale de la caldera en el estado 3‟ pasa a

través del sobrecalentador recibiendo energía, incrementado la temperatura del

vapor a presión constante hasta el estado 3 (vapor sobrecalentado).

Luego hay una máquina de expansión (turbina) donde el vapor se expande

produciendo trabajo, saliendo en el estado 4. A continuación este vapor entra a

un aparato de condensación de donde sale como líquido al estado 1. Este a su

vez es tomado por una bomba de inyección necesaria para vencer la presión

de la caldera, que lo lleva al estado 2 donde ingresa a la caldera.



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La eficiencia energética del ciclo simple de Rankine puede mejorarse por dos

vías alternativas mejorando el diseño de los equipos y actuando sobre

aspectos termodinámicos: el aumento de la presión y temperatura del vapor en

la admisión a turbina conduce a la mejora del rendimiento, al hacerlo la

temperatura del foco caliente.

Figura11. Ciclo de Rankine con aumento de presión

Como lo muestra la figura 11 al elevarse la presión de la caldera se coloca mas

arriba el límite superior del ciclo de Rankine y aumenta la superficie encerrada

por el ciclo y con ello su rendimiento. El gráfico nos muestra el efecto de la

presión máxima en el rendimiento del ciclo de Rankine. El aumento de la

presión de trabajo puede resultar incluso contraproducente si no va

acompañado del correspondiente incremento de la temperatura de vapor

sobrecalentado.

Como lo muestra la figura 12 si luego de saturar el vapor se continúa

calentando a fin de llevarlo hasta la zona de vapor sobrecalentado, la ganancia

de superficie encerrada por el ciclo viene representada por la zona sombreada

en el diagrama T-S. Desde el punto de vista teórico, encontramos justificación



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en el hecho de que cuanto más alta sea la temperatura del vapor, mayor

cantidad de calor se transformara en trabajo en la turbina, y por lo tanto menos

irreversible será el proceso, incrementado el rendimiento térmico del ciclo;

Además de reducir los efectos perjudiciales de la humedad del vapor en la

turbina (erosión de los alabes).

Figura 12. Ciclo de Rankine con sobrecalentamiento del vapor

La otra opción que se contempla para mejorar el rendimiento del ciclo es

rebajar la presión a la salida de la turbina.

Rebajar el nivel de vacío del condensador también permite mejorar el

rendimiento, al descender la temperatura del foco frío, si bien a costa de

aumentar la humedad del vapor expandido. No obstante el grado de vacío que

puede alcanzarse está limitado por las características o posibilidades del foco

frío.

Como se muestra en la figura 13 cuando se disminuye la presión del vapor a la

descarga de la turbina del valor P4 al valor P4‟ se aumenta el trabajo producido

por el ciclo, en una proporción que se indica por el área sombreada, con

respecto al trabajo que se produce cuando la presión de descarga del vapor es



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P4. El calor consumido en la caldera se incrementa ligeramente en la

proporción mostrada en la curva 2‟-2, y el calor entregado en el condensador,

que antes era 4-1, se incrementa un poco en 4‟-1‟. Esto implica por supuesto

que al condensador se le debe acoplar algún sistema para producir vacío.

Figura 13. Ciclo de Rankine con reducción de presión

Ciclo Rankine con recalentamiento

En el ciclo con recalentamiento, el vapor no se expande por completo en una

sola etapa hasta la presión del condensador. Luego de expandirse

parcialmente, el vapor se extrae de la turbina y se recalienta a presión

constante. A continuación, se lo devuelve a la turbina para su expansión

posterior hasta la presión de salida. Se puede considerar que la turbina está

constituida por dos etapas, una de alta y otra de baja presión como lo muestra

la figura 14.

El aumento de la presión de la caldera origina la disminución de la calidad del

vapor de agua que sale de la turbina como se observa en el diagrama Ts, es

decir, A la salida de la turbina de alta presión, el vapor esta generalmente

próximo a la línea de saturación. Para evitar el problema de erosión de los



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álabes de la turbina, y seguir aprovechando las ventajas de la alta presión en

las calderas es necesario el desarrollo de los ciclos con recalentamiento

1.3.3 Ciclo real Rankine

Las plantas de potencia de vapor de agua trabajan fundamentalmente con el

mismo ciclo básico Rankine (figura 15), tanto si el suministro de energía viene

de la combustión de combustibles fósiles (Carbón, gas o petróleo), como si

proviene de un proceso de fisión en un reactor nuclear.

El ciclo potencia de vapor real difiere del ciclo Rankine ideal, debido a las

irreversibilidades en diversos componentes. La fricción del fluido y las perdidas

de calor indeseables hacia los alrededores son las dos fuentes más comunes

de irreversibilidades, demás de las irreversibilidades en la bomba y la turbina,

donde se provoca variaciones de la entropía.

La bomba recolecta condensado a baja presión y temperatura. Típicamente

una presión menor a la atmosférica, estado (3) y comprime el agua hasta la

presión de la caldera (4).

Figura 14. Ciclo de Rankine con recalentamiento



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Este condensado a menor temperatura de la temperatura de saturación en la

caldera es inyectada a la caldera, donde se produce una transferencia de calor

a presión constante, en el cual el fluido en estado líquido se calienta,

alcanzando la saturación y luego se inicia la ebullición del líquido.

En (1) se extrae el vapor de la caldera (con título muy cercano a 1) y luego se

conduce el vapor a la turbina. Allí se expande, recuperando trabajo, en la

turbina, hasta la presión asociada a la temperatura de condensación (2).

Figura 15. Esquema de bloques de ciclo de vapor de Rankine

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). En condensado se recolecta al fondo del

condensador, donde se extrae (3) prácticamente como líquido saturado. Allí la

bomba comprime el condensado y se repite el ciclo.

En el diagrama p-V, como se muestra en la figura 16, el ciclo se describe como

sigue (los puntos termodinámicos están indicados con pequeñas cruces, cerca

del número correspondiente).



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En (1) la caldera entrega vapor saturado (por lo tanto con título x=1), el que se

transporta a la turbina. Allí el vapor se expande entre la presión de la caldera y

la presión del condensador, produciendo el trabajo W.

Figura 16. Diagrama P-V ciclo de rankine

La turbina descarga el vapor en el estado (2). Este es vapor con título x<1 y el

vapor es admitido al condensador. Aquí se condensa a presión y temperatura

constante, evolución (2)-(3) y del condensador se extrae líquido condensado

con título x=0, en el

estado (3). Luego la bomba aumenta la presión del condensado de

Pcondensador a Pcaldera, evolución (3)-(4) y reinyecta el condensado en la

caldera.

Por lo tanto la máquina opera entre la presión Pcaldera y Pcondensador, las

que tienen asociadas la temperatura de ebullición del vapor en la caldera y la

temperatura de condensación del agua en el condensador. Esta última presión

es inferior a la presión atmosférica.

En el diagrama T-S, el ciclo Rankine se describe como muestra la figura 17



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El vapor esta inicialmente con título 1, 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 sin roce, se asimilará a

una isentrópica. Si hubiera roce, la entropía aumentaría.

Figura 17. Diagrama T-S ciclo Rankine

A la salida de la turbina el vapor tendrá titulo inferior a 1. La bomba y la turbina

son los equipos que operan según procesos isentrópicos (adiabáticos e

internamente reversibles). La caldera y el condensador operan sin pérdidas de

carga y por tanto sin caídas de presión.

El vapor que descarga la turbina es admitido al condensador, donde condensa

totalmente a temperatura y presión constantes,, evolución (2)-(3). Sale del

condensador en el estado (3) como líquido saturado (título x=0). Ahora el

condensado es comprimido por la bomba, evolución (3)-(4), aumentado su

presión hasta la presión de la caldera.

Si bien la presión aumenta en forma significativa, la temperatura casi no sube.

Idealmente esta compresión también es adiabática e isentrópica, aunque

realmente la entropía también aumenta.

En el estado (4) el líquido está como líquido subsaturado. Este se inyecta a la

caldera, con un importante aumento de temperatura y entropía, hasta alcanzar



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la saturación. Allí comienza la ebullición. Todo el proceso (4)-(1) ocurre dentro

de la caldera. Por último el punto 4 refleja el punto en el que se alcanza la

saturación.

1.3 Sistemas de refrigeración para centrales térmicas

El condensador es uno de los elementos principales de una planta

termoeléctrica. Recibe vapor a la salida de la última etapa de la turbina y lo

condensa en agua, que se bombea como agua de alimentación hacia la

caldera

Si bien la función principal del condensador es la conversión del vapor en agua

líquida, para que pueda ser reutilizada en el ciclo termodinámico; también

aporta otra característica importante inherente al proceso de condensación, la

generación de vacío. Condensando continuamente el vapor que sale de la

turbina, se reduce la presión por debajo de la presión atmosférica. De esta

manera, la contrapresión a la salida de la turbina es menor y el salto entálpico

del vapor es mayor, aumentando la cantidad de potencia entregada por la

turbina.

Para refrigerar el condensador en un ciclo de vapor, de un ciclo combinado se

contemplan ciclos abiertos, ciclos cerrados o ciclos asistidos.

1.3.1 Sistemas de enfriamiento de ciclo abierto

Los sistemas de ciclo abierto de proceso directo, pueden ser usados en plantas

situadas junto a grandes superficies de agua tales como mares, lagos o

grandes ríos que tienen la capacidad de disipar el calor evacuado en el ciclo de

vapor. En sistemas abiertos el agua bombeada desde la fuente suministradora

pasa a través del condensador y es descargada de nuevo a la fuente pero a

otro punto remoto, alejado del de succión, para evitar que el calor transferido al

agua pueda volver a entrar en el ciclo.



Página 27

Los sistemas abiertos tienen por lo general altos caudales unitarios y unos

relativamente bajos calentamientos para limitar el aumento de temperatura en

las aguas receptoras. Los sistemas de enfriamiento con lagos, embalses o

grandes balsas difieren un poco de los verdaderos sistemas abiertos ya que la

temperatura del lago se vera incrementada debido a la recirculación de agua

caliente.

1.3.2 Sistemas de enfriamiento de ciclo cerrado

La poca disponibilidad de recursos hídricos en nuestro país, junto con la

estricta normativa ambiental, hace prácticamente inviable la refrigeración de

instalaciones de producción de energía eléctrica mediante un circuito de agua

abierto. Por ello se acude a configuraciones en circuito cerrado

1.3.2.1 Torres de refrigeración

En un esquema de circuito cerrado con torre de refrigeración (figura 18), el

condensador es enfriado por un circuito de agua, agua que a su vez cede el

calor al medio en una torre de refrigeración.

En esencia podemos definir las torres de refrigeración como intercambiadores

Figura 18. Circuito cerrado con torre de refrigeración



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de calor, que aprovechando el principio de evaporación por contacto directo

aire – agua consiguen reducir la temperatura del agua desde la entrada hasta

la salida.

Su utilización permite utilizar el agua en circuito cerrado, con el consiguiente

ahorro en agua frente al circuito abierto.

La forma más simple y usual de clasificar las torres de enfriamiento es según la

forma en que se mueve el aire a través de éstas. Según este criterio, existen

dos tipos de torres

- Torre de circulación natural

- Torre de tiro mecánico

-

En las torre de circulación natural, el movimiento del aire sólo depende de las

condiciones climáticas y ambientales. Las torres de tiro mecánico utilizan

ventiladores para mover el aire a través del relleno.

Una segunda clasificación es la que se basa en el flujo relativo de las corrientes

de agua y aire. De acuerdo con este criterio se tiene:

Torre con flujo cruzado

Torre con flujo en contracorriente

En las torres con flujo cruzado el aire fluye de forma perpendicular al agua,

mientras que en las torres con flujo en contracorriente el aire y el agua van en

sentidos contrarios

Torres atmosféricas

Las torres atmosféricas (figura 19) utilizan las corrientes de aire de la

atmósfera. El aire se mueve de forma horizontal y el agua cae verticalmente

(flujo cruzado). Son torres de gran altura y pequeña sección transversal.



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Figura 19. Torre atmosférica

Deben instalarse en lugares muy despejados, de forma que ningún obstáculo

pueda impedir libre circulación de aire a través de la torre. Tienen un coste

inicial alto debido a su gran tamaño, pero el coste de mantenimiento es

reducido, al no existir partes mecánicas móviles.

Una torre de este tipo puede ser una solución muy económica para

determinadas necesidades de refrigeración si puede garantizar que funcionará

habitualmente expuesta a vientos de velocidades iguales o superiores a los 8

km/h. Si la velocidad promedio del viento es baja, los costes fijos y de bombeo

aumentan mucho con relación una torre de tiro mecánico y no compensan el

ahorro del coste de ventilación. La temperatura media del agua fría obtenida

con una torre atmosférica será inferior a la que se obtendría con una torre de

tiro mecánico diseñada para unas mismas condiciones de uso, ya que la

velocidad real del viento acostumbra a ser inferior a la de diseño. La

temperatura de salida del agua siempre dependerá de la velocidad y dirección

del viento. Actualmente, las torres atmosféricas están en desuso.

Torre de tiro natural

Una torre de tiro natural (figura 20) es aquella en la que el aire es inducido por

una gran chimenea que circunda el relleno. La diferencia de densidades entre

el aire húmedo caliente y el aire atmosférico es el principal motivo por el cual se



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crea el tiro de aire a través de la torre. La diferencia de velocidades entre el

viento circulante a nivel del suelo y el viento que circula por la parte superior de

la chimenea también ayuda a establecer el flujo de aire. Por ambos motivos, las

torres de tiro natural han de ser altas y, además, deben tener una sección

transversal grande para facilitar el movimiento del aire ascendente.

Estas torres tienen bajos costos de mantenimiento y son muy indicadas para

enfriar grandes caudales de agua. Al igual que las torres atmosféricas, no

tienen partes mecánicas. La velocidad media del aire a través de la torre suele

estar comprendida entre 1 y 2 m/s. Las torres de tiro natural no son adecuadas

cuando se quiere conseguir un valor de acercamiento pequeño y es muy difícil

controlar exactamente la temperatura del agua. En las torres de tiro natural no

se pueden utilizar rellenos de gran compacidad, debido a que la resistencia al

flujo de aire debe ser lo más pequeña posible.

Torre de tiro natural de tiro asistido

Una forma de incrementar la capacidad e refrigeración por unidad de superficie,

consiste en asistir el tiro natural de la torres por medio de ventiladores de tipo

forzado.

Figura 20. Torre de tipo natural



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En este tipo de torres (figura 21) se sitúan un determinado número de

ventiladores en la entrada de la torre, forzando al flujo de aire a entrar en ella.

Esto es usado en lugares con temperaturas ambientales elevadas, porque

existe una menor diferencia de temperaturas entre el interior y exterior de la

torre y un consecuente menor flujo másico la atraviesa.

También deben ser consideradas cuando la recirculación de la columna de aire

es excesiva, es decir, parte del aire en la salida recircula hacia la entrada o en

casos que queramos reducir la altura de la torre debido al efecto visual y

medioambiental

Torres de tiro mecánico

Las torres de tiro mecánico proporcionan un control total sobre el caudal de aire

suministrado. Se trata de torres compactas, con una sección transversal y una

altura de bombeo pequeñas en comparación con las torres de tiro natural.

En estas torres se puede controlar de forma precisa la temperatura del agua de

salida, y se pueden lograr valores de acercamiento muy pequeños (hasta de 1

o 2 ºC, aunque en la práctica acostumbra a ser de 3 o 4 ºC). Si el ventilador se

encuentra situado en la entrada de aire, el tiro es forzado. Cuando el ventilador

se ubica en la zona de descarga del aire, se habla de tiro inducido

Figura 21. Torre de tiro natural de tiro asistido



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Torre de tiro forzado

El ventilador se sitúa a la entrada del flujo de aire en la torre por lo que es

forzado a entrar en el sistema (figura 22).

Figura 22. Torre de tiro forzado

El aire pasara a través del empaquetamiento donde ha sido pulverizada el agua

por los sprays produciéndose el intercambio de calor.

Su mantenimiento es fácil de realizar, y tienen la ventaja de que el ventilador

trabaja con aire “seco” disminuyendo así la potencia al eje. Estas torres son,

casi siempre, de flujo a contracorriente

Torre de tiro inducido en flujo cruzado

En este tipo de torres, el aire fluye de forma horizontal en el empaquetamiento

de la torre inducido por la acción del ventilador en la parte superior, mientras

que el agua fluye diagonalmente por gravedad a través del empaquetamiento

(figura 23).

El empaquetamiento es instalado a un cierto ángulo con la vertical para

disminuir la fuerza de arrastre de la corriente de aire entrante sobre el agua,

impidiendo así que el agua abandone el empaquetamiento antes de tiempo.



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La configuración de flujos cruzados permite disminuir la altura de la torre, ya

que para conseguir un mayor flujo másico de aire en la entrada es suficiente

con aumentar el ancho de esta.

Figura 23. Torre de tiro inducido en flujo cruzado

La recirculación entre entrada y salida es menor que en torres de tipo forzado,

ya que la ubicación del ventilador en la salida permite mayores velocidades en

salida y menores velocidades en la entrada. Para mover la misma masa de

aire, se requiere una mayor potencia en el ventilador que en tiro forzado ya que

este está más caliente y contiene una mayor cantidad de vapor de agua que el

aire a la entrada.

Torre de tiro inducido en contra flujo

Como en el tipo anterior el ventilador se sitúa a la salida de la torre, mejorando

así la recirculación (figura 24). El aire fluye en dirección vertical y en sentido

contrario al agua. Este hecho minimiza la velocidad del aire por lo que requiere

al ventilador una mayor pérdida de carga.

En contrapunto con el tipo anterior requiere de una mayor presión en el sistema

de bombeo, para alcanzar a cubrir toda la superficie del empaquetamiento.



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Figura 24. Torre de tiro inducido en contra flujo

1.3.2.2 Aerocondensadores

En los aerocondensadores, el calor es disipado desde el proceso de

generación, salida de la turbina, a través de superficies aleteadas. Este tipo de

refrigeración depende del bulbo seco o temperatura ambiente exterior, que

aparte de ser normalmente más elevada que el bulbo húmedo, sufre mayores

variaciones estacionales.

El intercambiador de calor consiste en haces de tubos dispuestos horizontal u

oblicuamente encima del ventilador. El fluido caliente pasa a través de los

tubos mientras que el aire refrigerante fluye a través de los tubos aleteados. Se

suele colocar un muro que evita la recirculación del aire caliente a los

ventiladores.



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Figura 25. Condensador convección forzada Figura 26. Condensador convección inducida

Una primera clasificación de los condensadores en función del sistema de

impulsión de aire. Puede ser convección natural ó forzada. En los

condensadores de tiro forzado (figura 25), los ventiladores se instalan debajo

de los haces de tubos donde el aire está a la temperatura ambiente aparte de

tener un menor consumo de energía para el mismo flujo másico de aire si el

sistema es de tiro inducido (figura 26). Otra ventaja de los aerocondensadores

de tiro forzado es que las temperaturas que deben aguantar las palas del

ventilador son menores que las del tiro inducido al estar estos debajo de los

tubos aleteados. Dentro de esta primera clasificación de los

aerocondensadores podemos encontrar diversas configuraciones posibles.

Observamos la diferencia entre ambas. En la convección forzada si disponen

los ventiladores debajo de los haces de tubos y impulsan aire hacia estos. En la

convección inducida el aire es arrastrado desde arriba por los ventiladores,

obteniendo un flujo de aire menor que para el caso anterior.

Como la velocidad de salida del aire en los condensadores de convección

inducida es baja, entre 2.5 m/s y 3.5 m/s el sistema es susceptible de formación

de plumas de vapor y recirculación de este al circuito de aire. Es por esto que

es necesaria la colocación de vallas que impidan esta recirculación. Estos

equipos son menos susceptibles a las condiciones atmosféricas. Los haces de



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tubos de convección forzada están más expuestos a lluvia, viento, etc. aparte

de tener un flujo aire menos uniforme que los sistemas de tiro inducido debido

a estas condiciones ambientales.

Figura 27. Condensador configuración en A

Para condensadores de gran tamaño la superficie de tubos se inclina un cierto

ángulo, unos 60º con respecto a la horizontal. Esta configuración se denomina

comúnmente de tipo “A” (figura 27).

Se pueden encontrar otro tipo de configuraciones en función de las

preferencias del constructor (figura 28). La configuración rectángular es útil

para sistemas cerrados en plantes de enfriamiento, mientras que la

configuración vertical es mejor para plantas de menor tamaño. La configuración

en V se usa con flujos a contracorriente.

Otro tipo de aerocondensadores son por ejemplo los utilizados en la

automoción (figura 29).



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Figura 28. Otras configuraciones de condensadores

El sistema más utilizado en plantas de generación es el llamado sistema directo

(figura 30), el vapor de salida de la turbina es conducida directamente a los

haces de tubos como indica la figura

Figura 29. Condensador para automoción

Los haces de tubos están dispuestos según la configuración de tipo A para

reducir el área de la instalación entre otros factores. La tubería de salida de

turbina es de gran diámetro pero de longitud lo menor posible para minimizar

perdidas de carga. Los ventiladores axiales crean un flujo de aire que circula a

través de los tubos aleteados. Este tipo de condensadores empezó a

implantarse para usos industriales en la década de los 30.



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Figura 30. Esquema de condensado para C.T. Configuración en A.

1.4 La problemática del agua

La suficiencia de adecuados recursos de agua tiene un impacto en la

disponibilidad de la energía pero además, en contrasentido, la producción de

potencia afecta la disponibilidad y calidad del agua. En la economía actual, el

agua y la energía están ligadas y deben ser manejadas simultáneamente para

mantener fuentes confiables de ambas.

El agua se usa a través de todo el sector energético, incluyendo extracción de

recursos, refinado y procesamiento, generación de energía eléctrica,

almacenamiento y transporte. Muchas de estas instalaciones son muy grandes

y pueden tener un impacto significativo en recursos de agua locales y en la

calida del agua.

Además el uso de agua en cuestiones energéticas compite con otras áreas

como el campo, recreación, hogar e industria. Todo este uso del agua debe ser

solventado principalmente por aguas superficiales como ríos lagunas y mares y

por aguas de subsuelo constituidas por los mantos freáticos.



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El agua en España es un bien escaso y estamos obligados a utilizarlo

racionalmente.

España presenta una distribución de las precipitaciones bastante irregular, esto

es consecuencia de una distribución hídrica y un régimen de lluvia irregular,

que ha llevado a hablar de una España húmeda y otra seca, con periodos de

sequías que agravan el déficit de agua y que la perspectiva del temido cambio

climático puede agravar aún más.

El valor medio anual (670 mm) no es significativo, pues existen zonas con

valores de 2400 mm/año y otras de 200 mm/aaño, lo que evidencia la

irregularidad espacial de las precipitaciones.

En la figura 31 se puede apreciar las precitación media de la península ibérica

en el periodo de tiempo comprendido entre 1971 y 2000

Figura 31. Precipitación media de la península ibérica entre los años 1971 y 2000



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En la actualidad, prácticamente la totalidad de las centrales termoeléctricas

utilizan para la condensación del vapor procedente de la turbina

condensadores húmedos. Estos condensadores requieren de la disponibilidad

de un acuífero del que obtener un gran caudal de agua para utilizarlo como

fluido refrigerante, caudal que ve incrementada su temperatura

significativamente a la salida del condensador.

Debido a este incremento de temperatura, el agua no puede ser descargada

directamente a su acuífero originario ya que este aumento afectaría

negativamente a crustáceos, peces, plantas y otros organismos del entorno.

Por ello, hoy día los condensadores húmedos de este tipo de plantas llevan

asociado una torre de enfriamiento por la que circula el agua proveniente del

condensador, la cual es enfriada gracias a la evaporación de una parte

importante del caudal total, antes de ser vertida a su acuífero original.

El problema del agua se acentúa en el caso de las centrales solares

termoeléctricas, ya que la mayor parte de ellas se encuentran situadas en la

zona sur de la península. Dada su situación geográfica y su clima cálido y seco,

estas zonas son ideales para el aprovechamiento de la energía solar.

Sin embargo, la necesidad de una importante refrigeración por parte de las

centrales en sus ciclos dificulta su emplazamiento en lugares en los que la

radiación y las horas de sol anuales serían idóneas para este tipo de energía,

ya que suele coincidir con una importante escasez de agua en la región.

1.5 Objetivo del proyecto

La estrecha relación que guarda la generación de potencia con el recurso agua,

se da principalmente por el necesario proceso de condensación del vapor,

usado en el ciclo termodinámico en las plantas termoeléctricas para enfriar el

condensador, obteniendo las condiciones necesarias para que este vapor se

siga utilizando dentro del ciclo de trabajo.



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Figura 32. Vista aérea de la planta Gemasolar

Dicho proceso implica una evacuación de calor dentro del condensador por lo

que se necesitaría un circuito refrigerante para absorber dicho calor, el

elemento refrigerante más usual y común es el agua, utilizada generalmente en

las denominadas torres de refrigeración.

Sin embargo el acceso a este importante recurso cada día es más limitado, ya

sea por la ubicación de la planta o por la competencia con otras áreas para su

consumo. A esto se agregan los problemas ambientales que causa el uso de

agua como sistema de enfriamiento y los procesos químicos a la que es

sometida y los costos que eso conlleva.

Una medida de reducir el alto consumo de agua, es reemplazando los sistemas

convencionales por sistemas de enfriamiento con aire, uno de estos sistemas

es el aerocondensador. Estos sistemas reducen el consumo de agua en la

operación de la planta y facilitan la instalación de la misma.

El objetivo de este proyecto es el estudio y evaluación de la implantación de un

sistema de aerocondensadores que sustituya la alternativa ya existente del



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condensador húmedo con torre de enfriamiento en la planta Gemasolar (figura

32) situada en Fuentes de Andalucía, Sevilla

Esta central, basada en tecnología de torre con receptor central actualmente

tiene instalada una potencia de 17 MW eléctricos y cuenta con un condensador

húmedo con torre de enfriamiento, lo que conlleva un alto consumo de agua,

por ello se va ha diseñar un aerocondensador que sustituya al modelo

convencional de condensador húmedo con torre de refrigeración para la planta

en estudio.

Para llevar a cabo este estudio procederemos antes al diseño de dicho

aerocondensador para luego comprobar la viabilidad del proyecto comparando

los resultados obtenidos, en cuanto a consumo eléctrico y estudio económico,

para el aerocondensador con respecto a la alternativa ya existente del

condensador húmedo con torre de enfriamiento.



Página 43

CAPITULO 2. DESCRIPCIÓN DE LA

PLANTA GEMASOLAR Y LA TORRE DE

REFRIGERACIÓN



Página 44

2.1 Ubicación de la planta

Gemasolar se encuentra en la localidad de Fuentes de Andalucía, Sevilla, esta

región la se caracteriza por la escasez de lluvias estivales, la baja pluviometría

anual, un ambiente seco característico del interior, una elevada oscilación de

las temperaturas a lo largo del año y un alto nivel de radiación solar.

La radiación solar anual en este emplazamiento es de 1800-1900 kWh/m2

aproximadamente, con picos de radiación solar directa en los meses de verano

en torno a los 900 W/m2.

Figura 33. Localización de Gemasolar

Esta localidad dispone de grandes fincas de terreno llano, suficientemente

amplias como para albergar una instalación solar de estas dimensiones.

El acceso a la planta se hace desde la N-IV, en el punto kilométrico 475



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2.2 Funcionamiento de Gemasolar

Gemasolar, está basada en la tecnología solar termoeléctrica de torre central

(figura 34), con una potencia instalada de 17 MW y una producción media de

110 GWh al año, capaz de suministrar energía a 27500 hogares. Con esta

producción se evita la emisión de más de 30000 toneladas de CO2 al año.

Gemasolar cuenta con una torre central rodeada por un campo solar circular

compuesto por 2650 espejos planos situados en unas plataformas móviles

(helióstatos) que se orientan en dos ejes para seguir la dirección del sol y

reflejar la radiación incidente de forma precisa en el receptor.

Cada helióstato cuenta con una superficie de 120 m2 de superficie reflectante y

un mecanismo que le permite orientarlo para ir siguiendo el movimiento del sol,

el cual se controla mediante un sistema de control que en condiciones

normales, mantiene a todos los espejos del campo solar orientados de forma

que reflejen los rayos del sol al receptor central

En lo alto de una torre se sitúa el recetor, encargado de absorber la radiación

solar y transferir esta energía a las sales inorgánicas fundidas que circulan por

su interior. El receptor esta compuesto por una serie de tubos de acero de alta

aleación formados por una hilera de tubos verticales situados en su diámetro,

por el interior de los cuales fluyen las sales fundidas

Las sales inorgánicas están inicialmente a una temperatura entorno a 290 ºC

en un gran tanque excelentemente aislado que trata de mantenerlas a esa

temperatura. Una bomba centrífuga vertical mueve las sales desde el interior

de este tanque hasta el receptor situado en la parte alta de la torre. El motor

eléctrico de las bombas de impulsión está situado en la parte superior de los

tanques, mientras que el cuerpo de la bomba se sitúa en la parte baja del

mismo. Un eje de varios metros de longitud une el motor con el cuerpo de la

bomba centrífuga.



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El fluido impulsado por las bombas centrífugas viaja desde el tanque de sales

frías hasta el receptor central situado en lo alto de la torre, aumentando su

temperatura hasta los 565 ºC aproximadamente y allí se almacena en el tanque

de almacenamiento de sales calientes hasta que se requieren para generar

vapor.

Este sistema de almacenamiento térmico que se lleva a cabo con estos dos

grandes depósitos, ambos con una capacidad e 800 MWh de energía nos

proporciona un funcionamiento de la turbina de hasta 15 horas sin luz solar.

Las sales están compuestas esencialmente por una combinación al 60% de

nitrato de sodio (NaNO3) y al 40% de nitrato de potasio (KNO3)

De forma paralela e independiente, el fluido almacenado en el tanque caliente

es transportado por otro sistema de bombeo independiente hasta un tren

generador de vapor, compuesto por una serie de intercambiadores del tipo

carcasa-tubo. El fluido que cede energía térmica (calor sensible) son las sales

inorgánicas, mientras que el fluido que aumenta su energía es el agua del ciclo

agua-vapor. El tren de generación de vapor cuenta con equipos independientes

para calentar agua, generar vapor y sobrecalentar el vapor, de manera que a la

salida del tren de generación se ha producido vapor sobrecalentado, que

alimenta una turbina de vapor de condensación de uno o dos niveles de

presión.

A la salida de la turbina, el vapor cambia de estado en el condensador, el cual

se refrigera con el agua de refrigeración proveniente de la torre de

refrigeración.

El agua condensada es impulsada con la ayuda de las bombas de condensado

situadas cerca del condensador hasta el tanque de agua de alimentación, y de

allí, aumentan de presión bruscamente con la ayuda de las bombas de

alimentación. De allí, el agua líquida a gran presión se introduce en el tren de

generación de vapor, centrando el ciclo agua-vapor.



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Figura 34. Esquema del funcionamiento de la planta Gemasolar

2.3 Descripción de la torre de refrigeración

La torre de refrigeración está formada por 3 celdas que cada una de ellas

equipada con su propia instrumentación.

La torre de Refrigeración es del tipo contracorriente. El modo de enfriar es

Introduciendo aire por las entradas laterales de la torre, para que luego

ascienda de forma vertical. Durante su ascensión, el aire atraviesa el relleno

contra una corriente vertical de agua, que se descarga por gravedad sobre este

relleno. Posteriormente el aire es descargado a la atmósfera a gran velocidad,

por la acción del ventilador, situado en la cubierta de la torre.



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Se produce el enfriamiento y el agua cae a la balsa. Las bombas de agua de

circulación devuelven al circuito el agua enfriada, para su recirculación.

La torre de refrigeración está formada por las siguientes partes:

- Estructura: Realizada en poliéster pultrosionado e irá completamente

atornillada.

Los elementos están diseñados siguiendo los principales códigos

internacionales y los requisitos específicos relativos a viento, y carga en

plataforma.

Los pilares serán de 75 x 75 mm con un espacio de 2 m. Los pilares periféricos

se extienden por encima de la plataforma para formar parte de las barandillas.

Las Diagonales se fijarán al suelo de la balsa mediante conectores.

La plataforma de cubierta, que estará formada por planchas de PRFV y está

diseñada para una carga de mantenimiento de 300 daN/m².

Las particiones, cortavientos y el cerramiento exterior de la torre estarán

formados por paneles de PRFV.

Toda la tornillería y accesorios metálicos serán de acero inoxidable SS316. La

tornillería de fijación de los grupos mecánicos será galvanizada para garantizar

su resistencia.

- Relleno. En esta zona es la donde se produce el intercambio térmico entre el

agua y el aire que los atraviesa a contracorriente respecto a la caída de agua.

- Distribución. El agua de circulación a través de la torre de refrigeración llega a

través de un riser suministrado por el cliente que alimenta de agua a cada una

de las celdas mediante un colector del cual parten lateralmente los tubos de

distribución secundarios. Tanto en el colector como en los tubos secundarios

están equipados con dispersores que permiten la óptima distribución del agua

sobre el relleno en el interior de la torre de refrigeración.

- Separadores de gotas. Situados en un nivel superior a la distribución, tienen

como finalidad reducir el arrastre de gotas de agua al exterior de la torre de



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refrigeración a través de la virola inducido por el aire impulsado por el

ventilador.

- Grupo mecánico. En la cubierta de la torre está situado el grupo mecánico,

compuesto por un motor en el exterior de la virola, que por medio de un eje de

transmisión flotante acciona un ventilador a través de un reductor de ejes

perpendiculares.

Características generales de la torre

Nº Torres ……………………………………………………………..1

Nº Celdas …………………………………………………………….3

Tipo de Torre……………………………………Flujo Contracorriente Tiro Forzado

Dimensiones interiores por celda (m) ……………………………8x8

Altura torre (m) ……………………………………………………….9

Relación caudal de agua / caudal de aire………………………..1,3

Caudal aire diseño por celda (m3/h) ………………………………55

Potencia motores (kW) ……………………………………………..55

Velocidad sincronismo (rpm) ……………………………………..1500

Potencia absorbida al eje motor (Kw) ……………………………33,5

Diámetro ventilador………………………………………………….4,8

Velocidad ventilador (rpm) ………………………………………187,5

Tipo ventilador………………………………………………………Axial

Potencia absorbida ventilador (KW) …………………………….32.5

Rendimiento ventilador (%)………………………………………..83,5

Caudal (m3/s) ……………………………………………………..166,65

Condiciones de diseño

CASO DISEÑO

Caudal de diseño (m³/h)…………………………………………...2754

Temperatura Agua Caliente ºC…………………………………….35



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Temperatura Agua Fría ºC…………………………………………26,5

Temperatura Bulbo Húmedo ºC………………………………….19.40

Temperatura seca ºC…………………………………………………25

Humedad relativa…………………………………………………….60

Salto térmico ºC……………………………………………………….9,5

CASO VERANO EXTREMO

Caudal de diseño (m³/h) ……………………………………………2754

Temperatura Agua Caliente ºC…………………………………….40,3

Temperatura Agua Fría ºC………………………………………….30,27

Temperatura Bulbo Húmedo ºC……………………………………26,19

Temperatura seca ºC…………………………………………… …..46,6

Humedad relativa……………………………………………………...20

Salto térmico ºC……………………………………………………….10,03

2.4 Mantenimiento torre de refrigeración

Las torres de refrigeración necesitan de una serie de operaciones de

mantenimiento tanto preventivo como correctivo para conservar su

funcionamiento eficaz y prolongar su vida útil. Estos equipos al estar a la

intemperie resultan muy vulnerables a la actuación de agentes externos.

La implantación y seguimiento del mantenimiento preventivo, conservando los

equipos limpios y en buen estado supone una enorme repercusión en el ahorro

energético y en la vida útil.

Además de las operaciones habituales de mantenimiento mecánico de

cualquier maquinaria estos equipos llevan asociadas otras de tipo higiénico

sanitario debido a la posible aparición de Legionella en ellas. Estas

operaciones vienen reguladas por normativa nacional y comunitaria.



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El resultado de la aplicación de un mantenimiento correcto del equipo repercute

en una buena higiene del equipo y por tanto en el cumplimiento de la normativa

y el funcionamiento del equipo en condiciones de diseño.

Las torres de refrigeración son básicamente un intercambiador de calor en el

que, aprovechando el principio de evaporación por contacto directo agua-aire,

se consigue reducir unos grados la temperatura de la fase líquida.

El desprendimiento de calor tiene lugar en la superficie de contacto entre

ambos sistemas, líquido y gaseoso, principalmente mediante dos procesos

físicos distintos: el primero y más importante, mediante el calor latente de

vaporización del agua, y el segundo, mediante el calor sensible que se produce

por diferencia de temperatura entre los dos medios. El agua evaporada en el

primero de estos mecanismos, absorbe el calor que necesita para ello del

volumen de agua restante, el cual se enfría en la misma proporción,

disminuyendo por tanto su temperatura.

Las características que posee el agua y que hacen de ella un excelente fluido

refrigerante son las siguientes:

Su elevada capacidad de transporte de calor.

Es abundante, barata, no tóxica, químicamente estable y relativamente no

corrosiva.

Por otra parte, se deben tener en cuenta las siguientes características

negativas del agua:

Es un disolvente. Es por esto que todas las aguas naturales contienen en

mayor o menor proporción sólidos y gases disueltos o en suspensión y cuya

presencia causa graves problemas para la industria, tales como incrustaciones

o corrosión.



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Es un medio óptimo para la proliferación de materia orgánica de tipo biológico,

que contamina los circuitos de refrigeración.

Por tanto, el uso de agua como refrigerante exige el tratamiento químico de la

misma que controle los parámetros fundamentales como son turbiedad, sólidos

en suspensión, concentración, salinidad, dureza, demanda biológica e oxígeno

DBO, demanda química de oxígeno DQO; alcalinidad, conductividad,…

El tratamiento químico nos ayudará a mantener el agua en condiciones óptimas

para la planta, protegiendo nuestras instalaciones de corrosión, la oxidación y

las micro/macaroincrustaciones en los equipos, además de combatir la

legionela.

La Legionela es una bacteria ambiental capaz de sobrevivir en un amplio

intervalo de condiciones físico-químicas, multiplicándose entre 20 ºC y 45 ºC,

destruyéndose a 70 ºC. Su temperatura óptima de crecimiento es 35-37 ºC. Su

nicho ecológico natural son las aguas superficiales, como lagos, ríos,

estanques, formando parte de su flora bacteriana. Desde estos reservorios

naturales la bacteria puede colonizar los sistemas de abastecimiento y, a través

de la red de distribución de agua, se incorpora a los sistemas que requieren

agua para su funcionamiento como las torres de refrigeración. En algunas

ocasiones, en estas instalaciones, con un diseño o mantenimiento

inadecuados, se favorece el estancamiento del agua y la acumulación de

productos nutrientes de la bacteria, como lodos, materia orgánica, materias de

corrosión y amebas, formando una biocapa. La presencia de esta biocapa,

junto a una temperatura propicia, explica la multiplicación de Legionela hasta

concentraciones infectantes para el ser humano. Si existe en la instalación un

mecanismo productor de aerosoles, la bacteria puede dispersarse al aire. Las

gotas de agua que contienen la bacteria pueden permanecer suspendidas en el

aire y penetrar por inhalación en el aparato respiratorio.

Las medidas preventivas se basan en la eliminación o reducción de zonas

sucias mediante un buen diseño y el mantenimiento de las instalaciones y



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evitar las condiciones que favorecen la supervivencia y multiplicación de

Legionela, mediante el control de la temperatura del agua y la desinfección

continua de la misma.

Productos químicos

Los tratamientos de agua se dirigen hacia el control de los parámetros

fisicoquímicos y biológicos del agua de aporte y del de refrigeración. Para ello

programas de control de los mismos mediante productos químicos y procesos

físicos.

Es necesario mantener la calidad fisicoquímica y microbiológica del agua en las

condiciones recomendas tanto por los fabricantes como por la normativa. Hay

que controlar los siguientes aspectos:

Incrustación: Evitar la formación de cristales de sales insolubles en la superficie

de la torre. La aparición de estas sales nos reduce el rendimiento y la vida del

equipo. Se pueden emplear tratamientos tanto externos por procesos físicos o

internos mediante la adición de productos químicos.

Crecimiento de Algas: Se debe evitar la entrada de luz solar y evitar la

proliferación mediante limpiezas. Se emplean biocidas químicos con efecto

algicida. Aunque solo son efectivos en la zona de contacto con el agua.

Crecimiento de microorganismos: En este aspecto hay que incidir con firmeza

para evitar su crecimiento sobre todo de bacterias aerobias y Legionella. En el

mercado existen multitud de sistemas desde procedimientos físicos a producto

químicos.

Control de la corrosión: Es el desgaste de la superficie metálica por procesos

físicos, químicos o electroquímicos. Para evitar esto o en la fase de diseño del

equipo se opta por materiales no oxidables o cuando se trabaja se emplean

productos que crean una capa protectora sobre la superficie.

Control de sólidos disueltos: Las sales disueltas por la evaporación de agua

nos aumentara la conductividad de esta, debemos tener un valor máximo

admisible y regularlo mediante una purga que renueve el agua del circuito y

evite la aparición de depósitos o corrosión.



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Control de sólidos en suspensión: La corriente de aire ascendente provoca que

el agua de refrigeración se ensucie por el arrastre de partículas del ambiente

exterior. Para eliminar estas partículas se emplean filtros. Hay que evitar la

formación de fangos.

Para evitar estos problemas descritos anteriormente se suelen utilizar los

siguientes productos:

Biocidas.

Para controlar la acción microbiana se emplean agentes microbicidas,

clasificados en dos grandes grupos: oxidantes y no oxidantes.

Biocidas oxidantes

Los biocidas oxidantes, tal como indica su nombre, oxidan la materia orgánica

(materia celular, enzimas, proteínas, etc), y por lo tanto provocan la muerte de

los microorganismos. Los más habituales son el cloro y el bromo, y sus

derivados, así como el ozono.

En el caso del cloro y sus derivados, normalmente se forman enlaces estables

entre el nitrógeno de las proteínas y el cloro, comportando la destrucción de los

microorganismos. Este tipo de biocida provoca un efecto secundario sobre las

instalaciones tratadas, ya que incentivan la corrosión. Además su actividad

desinfectante tiene una dependencia con el pH.

La presencia de grandes cantidades de materia orgánica y de amoniaco en el

agua, puede comportar problemas a la hora de controlar la contaminación

biológica con este tipo de biocidas.

Biocidas no oxidantes

Los biocidas no oxidantes, son aquellos que interfieren en el metabolismo

celular y/o en su estructura, provocando de esta manera la muerte de los

microorganismos. Existen muchos tipos de biocidas no oxidantes pero en



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general todos son más estables y persistentes que los biocidas oxidantes y su

actividad es independiente del pH.

Antiincrustantes.

Evitan la formación de depósitos reduciendo la eficacia de los sistemas de

refrigeración ya que actúan de aislante para la transferencia de calor y reducen

la sección de paso en los elementos de distribución. Los depósitos también

aceleran la corrosión debida a la formación de células de oxigenación

diferencial.

Los depósitos pueden tener distintos orígenes. Las partículas en suspensión

pueden sedimentar, y los sólidos disueltos precipitar por variación de la

composición, concentración o cambio de temperatura. En las torres de

refrigeración las partículas en suspensión en el aire son lavadas y arrastradas

por el agua. El propio sistema de refrigeración puede tener fugas u originar

depósitos de corrosión y el crecimiento microbiológico.

Las sales de calcio y magnesio precipitadas son particularmente preocupantes

por su densidad, adherencia y efecto aislante. El calcio y el bicarbonato están

presentes en casi todas las aguas que se pueden utilizar y la adición de calor

descompone el bicarbonato a carbonato, el más común de los depósitos

Anticorrosivos

Los inhibidores de corrosión se clasifican como anódicos, catódicos o mixtos

dependiendo de la reacción de corrosión que cada uno controla. La inhibición

normalmente es el resultado de uno o varios mecanismos generales.

En el primero la molécula de inhibidores es absorbida sobre la superficie del

metal para un proceso de quimisorción, formando una finísima película

protectora, por sí misma o en conjunción con iones metálicos.

En el segundo mecanismo, los inhibidores simplemente obligan al metal a

formar su propia protección de óxidos metálicos, y de esta manera aumentan

su resistencia.



Página 56

En el tercer mecanismo el inhibidor reacciona con las sustancias

potencialmente corrosivas del agua.Tanto los inhibidores de corrosión como los

de incrustación acostumbran a ser compuestos formulados con múltiples

materias activas de manera que se minimiza el consumo de productos y a la

vez se potencia su rendimiento. Raramente se utiliza un inhibidor de la

corrosión único; en general, se mezclan dos o más inhibidores completando

sus ventajas individuales y superando las limitaciones respectivas

2.5 Recursos hidrológicos de Gemasolar

Gemasolar tiene unos requerimientos de agua en operación comprendidos en

una horquilla de dos consumos, entre 33.250 m3/mes y algo superior a 35.700

m3/mes.

Figura 35. Delimitación de las subcuencas que abastecen a las balsas y prebalsas



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Para garantizar este consumo de agua la planta consta con un sistema de

embalses y recogida de aguas pluviales mediante escorrentías (figura 35).

Dichos embalses están conectados por un sistema de tuberías y bombeo.

Figura 36. Vista aérea ubicación de las balsas y prebalsas de Gemasolar

Los sitemas de embalses constan de dos (2) presas y tres prebalsas para

abastecer de agua a la planta.

La Balsa “A” y la prebalsa3 se encuentran al este de la planta y a una distancia

aproximada de 4 km. La balsa “B” se encuentra en los lindes de la planta, en la

parte suroeste, mientras que las prebalsas 1 y 2 se encuentran en la parte sur

de la planta..

La filosofía de operación de estas balsas es la siguiente:



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Existen unos canales de recogida de agua los cuales conduce el agua de lluvia

hasta la prebalsas. Desde aquí y con un bombeo de 355 l/s (1278 m3/h) se

canaliza el agua hasta la balsa “A”. Desde esta balsa se bombean 88 l/s (317

m3/h) hasta la balsa “B” ubicada en los lindes de la planta.

Los volúmenes considerados en las balsas son de:

Balsa “A” de 79200 m3.

Balsa “B” de 23600 m3.

Prebalsa “1” de 4600 m3



Figura 37. Situación Arroyo Madre Fuentes



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Muy cerca de Gemasolar, en la zona norte de la planta existe una balsa, cuya

propiedad no es de Gemasolar, con una capacidad de 780000 m3 de la cual

también se puede suministrar agua.

Además la ubicación se encuentra próxima a la subcuenca del arroyo de Madre

(figura 37) de Fuentes, que constituye un afluente directo del río Guadalquivir

por su margen izquierda, situada unos 8 km aguas abajo de las subcuencas de

proyecto.

Otro punto de abastecimiento de agua es un embalse situado en la parte norte

de la planta existente antes de la construcción de la planta y una capacidad de

almacenamiento de 750000 m3. Dicha planta se encuentra conectada mediante

un sistema de tuberías a unos 5 km.

El régimen de caudales de la estación es de tipo natural (figura 38), aunque

afectado en los últimos años por las detracciones de regadío de la cuenca

Figura 38 Hidrograma anual con los caudales medios mensuales en m3/s



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CAPITULO 3.DISEÑO AEROCONDENSADOR



Página 61

3.1 Introducción

En este capítulo dimensionaremos el aerocondensador, para ello partiremos de

los datos ambientales y de la presión de salida de la turbina en condiciones

normales. Por otro lado contamos con datos referentes a las dimensiones de

los tubos y sus características térmicas.

Con estos datos se calculará la transferencia de calor entre la superficie

aleteada y el fluido refrigerante mediante la aplicación de las ecuaciones de

transferencia de calor. Sin embargo estos datos preliminares no son

suficientes para poder realizar un cálculo directo del aerocondensador, por ello

se han supuesto, en una primera aproximación, unos valores de la temperatura

de salida del aire y el coeficiente global de transferencia de calor, U.

Realizaremos una serie de cálculos iterativos sobre los balance de energía en

el aerocondensador con el fin de converger estos dos parámetros supuestos.

Una vez finalizada la iteración se obtiene el área de transferencia de calor

necesaria para esta instalación. Con este área y conociendo las características

de los tubos a utilizar, se determinan las dimensiones del aerocondensador con

las cuales se concluye el diseño.

3.2 Funcionamiento y características de los aerocondensadores

Básicamente el funcionamiento del aerocondensador es el siguiente. El vapor

sale de la turbina con unas condiciones de presión, temperatura y una cierta

cantidad de vapor, conocida como título.

Este llega al condensador, formado por haces de tubos inclinados un cierto

ángulo por donde circula un fluido refrigerante, en este caso, aire a temperatura

ambiente. Al pasar por los haces tubulares, el aire le quita calor al vapor y este

se condensa, es decir pasa de estar en una mezcla de estado líquido y gas a

estar en estado líquido puro. El proceso ideal supondría que el calor transferido

del vapor al aire fuera el mínimo que garantizara que el vapor se condensa en



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su totalidad pero sin llegar a bajar de temperatura, como se observa en el

diagrama T-S el punto 3 se mantiene sobre la línea. En la realidad esta

precisión no es posible. Es necesario dar un margen de seguridad que

garantice que todo el vapor ha sido condensado.

El motivo es que las bombas de condensado no funcionarían si el fluido no está

totalmente condensado.

Figura 39 Esquema funcionamiento aerocondensador

El vapor al condensarse baja por los haces de tubos por acción de la gravedad

hasta los colectores situados debajo de los haces tubulares. Desde aquí el

condensado es devuelto a la caldera mediante las bombas de condensado

La figura 40 muestra el detalle de un panel de tubos aleteados, correspondiente

a una sección del aerocondensador, mostrando la entrada y salida del vapor y

condensado

Proceso de condensación

El proceso de condensación de vapor viene dado al entrar en contacto el vapor

con una superficie cuya temperatura se mantiene con un valor inferior al de



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saturación del fluido a la presión a la que se encuentra. El fluido al condensarse

pierde energía térmica y esta es equivalente al calor latente de condensación.

Figura 40 Esquema funcionamiento aerocondensador

Al aparecer la fase líquida en la superficie de contacto, puede hacerlo en forma

de gotas individuales o mediante una película continua, en cuyo caso se

denomina condensación por película.

En la mayoría de los casos de condensación, el condensado se va

reemplazando por la acción de la gravedad para dar paso a que el vapor que

queda se siga condensando. Por consiguiente, en los tubos inclinados se

produce una mejor tasa de intercambio de condensado ya que este baja por

gravedad para almacenarse en los colectores.

Existen, como acabamos de mencionar, dos formas generales en las que se

puede producir la condensación. La condensación por película, que ocurre



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normalmente cuando el vapor contiene pocas sustancias contaminantes y se

condensa sobre una superficie limpia. Bajo estas suposiciones se observa que

el condensado aparece en forma de una película continua y que esta fluye

sobre la superficie por acción de la gravedad.

Al otro modo se le denomina condensación por goteo y suele ocurrir cuando la

superficie de contacto está contaminada, en este caso la condensación

aparece en forma de gotas, que van aumentando de tamaño y combinándose

para formar gotas de mayor tamaño hasta que su tamaño es suficientemente

grande para ser arrastradas aguas abajo por la acción de la gravedad, dejando

espacio libre en la superficie para la formación de nuevas gotas. En este tipo

de condensación, hay mucho mayor contacto entre la superficie de

transferencia de calor y el vapor ya que no se ha formado una película por toda

la superficie, por tanto las tasas de transferencia para este tipo de

condensación son de 5 a 10 veces mayores que para la condensación por

película.

Incondensables.

La efectividad de los aerocondensadores se ve reducida considerablemente si

tenemos gases incondensables presentes durante el proceso de condensación.

Es por esto que los aerocondensadores han de descargar continuamente los

gases incondensables.

En los condensadores de vapor, tenemos una proporción considerable de aire

atmosférico, presente en la parte de menor presión del ciclo de vapor, además

hay otro tipo de gases que resultan de los compuestos químicos utilizados para

el tratamiento del vapor en el ciclo. Estos gases incondensables van a quedar

atrapados en los tubos del condensador, produciendo una disminución del

rendimiento del condensador, aparte de favorecer la aparición de corrosión y la

congelación del condensado a bajas temperaturas ambiente.



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Figura 41. Incondensables

Algunos diseños de aerocondensadores intentan atajar este problema de

incondensables mediante el paso del vapor a unos condensadores secundarios

llamados deflamadores o venteo. El objetivo es igualar la caída de presión del

vapor en cada haz de tubos en el condensador principal e incrementando el

flujo de vapor y haciendo que este condense más adelante en el deflamador o

condensador secundario.

Este sistema es poco recomendable ya que degrada la energía del fluido y

empeora el coeficiente de transferencia en el tubo aleteado. Además funcionan

bien solamente en el punto de diseño, hay complicaciones cuando varían las

variables de operación del sistema (temperatura de aire, flujos másicos,…)



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Figura 42 Condensador de una sola fila

El condensador de la figura 42 tiene mejores prestaciones que el sistema

anterior.

Cuando el vapor fluye a través de los tubos, se condensa y empuja los

incondensables hacia delante hasta que llegan al colector trasero. Este es

purgado mediante los tubos de venteo conectados al sistema de eyección de

aire. Los tubos de venteo aportan mayor efectividad al añadir un flujo másico

adicional al colector trasero. Como medida de protección para el frío, los tubos

de venteo están instalados en la parte donde circula aire a mayor temperatura.

No es necesario igualar las diferencias de presión ya que solo hay una fila de

tubos y a cada tubo le llega aire a la misma temperatura, por consiguiente no

hay diferencias de presión en el condensado. Además el flujo de

incondensables es siempre aguas abajo, ya que no en esta configuración no se

da flujo inverso de vapor.



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El condensado de cada hilera es evacuado del colector a través de sellos de

presión a un colector común. Los incondensables se expulsan de cada hilera

mediante eyectores individuales que conectan con un colector común para flujo

al intercondensador y después al condensador final.

Partes de un condensador y especificaciones técnicas

Un sistema de condensación empieza desde la salida de la turbina, incluye

todo el equipo necesario para condensar el vapor y devolverlo a los conductos

del calentador de agua.

Las partes principales de que consta un aerocondensador:

Torre del aerocondensador

Las especificaciones de la estructura en cuanto a cargas por viento, nieve, o

movimientos sísmicos deben ser especificadas y elegidas cuidadosamente.

Las limitaciones de espacio deben quedar bien definidas en las

especificaciones del comprador, las fuentes de calor han de estar cerca de la

torre de aerocondensadores, y la descarga a la atmósfera ha de estar también

especificada.

Se deberá colocar la instalación teniendo en cuenta la dirección de viento

predominante. Los vientos de verano serán importantes a la hora de tener en

cuenta la eficiencia térmica de la instalación, mientras que los vientos

invernales se tendrán que tener en cuenta para el sistema de protección contra

heladas.

El ruido también son un factor a tener en cuenta a la hora de elegir el

condensador, teniendo en cuenta que menos ruido implica normalmente menor

velocidad o mayor tamaño de las palas del ventilador.

Hay que especificar la presión de salida de la turbina, no obstante hay dos

puntos posibles para medir esta presión que han de ser especificados también,

la salida de la turbina o la entrada al condensador, ya que en este del

condensador se pueden producir perdidas de presión considerables.



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Entre las opciones a tener en cuenta para la elección del condensador se

encuentra el material de los tubos y las aletas, acero o aluminio, siendo estas

últimas las más eficientes por tener una mayor conductividad además de

mejorar la durabilidad del material. Las otras son más propensas a corrosión

galvánica.

Equipo de control del fuljo de aire

Según las necesidades se ha de tener en cuenta los sistemas de protección

contra congelación mediante un equipo de control del flujo de aire.

Es de vital importancia también valorar ventiladores de velocidad variable o

sistemas de control de flujo de aire ya que aunque puedan ser más caros estos

equipos, puede ser rentable al reducirse el consumo de energía necesaria para

los ventiladores y por consiguiente una mayor eficiencia del equipo.

Paredes de protección contra el viento

Las paredes que se instalan en las torres de ventilación también han de ser

evaluadas cuidadosamente ya que serán las responsables de proteger el

equipo del viento exterior, que puede causar problemas de congelación y

disminuir el rendimiento de los ventiladores al reducir la presión diferencial del

ventilador y en consecuencia disminuir el flujo de aire.

Las paredes de separación entre módulos se encargan de separar los módulos

en funcionamiento de los que se encuentren apagados, por tanto si el sistema

carece de estas se producirá un bypass de aire entre módulos que provocará

una disminución del rendimiento de nuestro sistema.

Sistema de bypass del vapor

Dependiendo de la temperatura ambiente mínima que se pueda alcanzar en el

sistema, del tipo de turbina y el tipo de planta. Puede ser rentable introducir un

sistema de bypass de vapor para arrancar el equipo en condiciones

ambientales frías. Sería necesario un sistema de reducción de presión de y otro



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para el enfriamiento del vapor ya que este estaría en unas condiciones de

presión y temperatura muy elevadas, las condiciones de entrada de vapor en

turbina.

Sistema de extracción de aire

El sistema de extracción de incondensables dispone de un eyector que le

permite expulsarlos. Durante el arranque el eyector saca el aire del interior de

los tubos, de la turbina y de los conductos y colectores. Esto reduce la presión

de aire con respecto a la atmosférica.

Normalmente se incluye un sistema de eyección en dos etapas para los

condensadores, la capacidad de estos suele estar especificada por el

comprador, de acuerdo con la normativa de vigente para condensadores. Se

puede dar un margen de seguridad a estos eyectores doblando la capacidad de

venteo recomendada en los estándares. La parte más costosa del sistema de

eyectores son los condensadores intermedios y posteriores. Estos se pueden

abaratar si se utiliza un sistema de agua refrigerante aparte en lugar del

condensado caliente. También se pueden utilizar bombas de vacío

motorizadas.

Tanque de condensado

El tanque de almacenamiento de condensado está diseñado normalmente para

un tiempo de almacenamiento de 5 a 10 minutos. El tamaño total del tanque

esta capacidad de almacenamiento una cantidad que representa el total del

condensado que está en el interior de los pozos y las tuberías de drenajes.

Bombas de condensado

Las bombas de condensado tienen que proporcionar capacidad de

funcionamiento para situaciones de emergencia. El sistema tiene una

capacidad de succión muy pequeña por ello las bombas se deben instalar

cerca del tanque de condensado.



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Conductos de vapor y juntas

El conducto de vapor conecta la tubería de entrada al condensador con la

salida de la turbina. Incluye juntas de expansión, codos, paletas y soporte para

los tubos.

El diámetro de la tubería de vapor es establecido por factores económicos.

Cuanto menor el tamaño, mayor será la caída de presión y mayor será también

la superficie de transferencia necesaria en el condensador. Se llega a un

equilibrio entre los costes de la superficie de transferencia de calor y de los

conductos de vapor.

Drenaje de condensado

El sistema de drenajes de condensado empieza en el fondo de los haces

tubulares y termine en el tanque de condensado. Las tuberías y colectores de

extracción de aire empiezan en la parte superior de los haces tubulares y

acaban en los eyectores de aire.

Instrumentación y control

El sistema de instrumentación y control incluye indicadores de temperatura y

presión, transductores, indicadores de nivel de líquido, sistema de bypass para

la bomba de condensado, control de potencia y paso de las aletas en de los

ventiladores, control de válvulas de vapor. Estos controles estan programados

de forma que se optimice el funcionamiento del equipo o se prevengan

problemas de congelación.

Sistema de protección contra el vapor de turbina

Si se diera el caso de un fallo eléctrico de modo que los ventiladores no estén

en funcionamiento, debe haber un sistema de protección del vapor de turbina.

Unas válvulas de escape colocadas cerca del tubo de escape de la turbina

puede ser una solución aunque en ocasiones el propio fabricante de la turbina

dispone de sistemas de seguridad al respecto.



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3.3 Elección del aerocondensador

Para la elección de un aerocondensador se tienen que tener en cuenta varias

variables como son: las limitaciones de espacio, limitaciones de ruido, cantidad

de bombas de condensado, material de tubos y aletas, sistema de extracción

de bombas, diámetro tuberías,…. Dentro de las cuales no entraremos en

detalle

En nuestro caso nos centraremos en las especificaciones térmicas como son:

Flujo másico de vapor

Presión salida de vapor

Temperatura ambiente

Temperatura ambiente máxima

Temperatura ambiente mínima

Presión mínima de salida de turbina

Presión máxima de salida de turbina

Estos valores son los que definen el vapor que entra al condensador a plena

carga.

Los parámetros de salida de la turbina lo obtenemos de los datos de diseño de

la planta. En el punto de diseño de operación nominal los valores de salida de

la turbina son los siguientes:

Psal = 0,0961 bar

Qsal = 11,916 Kg/s

Como la capacidad de refrigeración de un aerocondensador disminuye con el

aumento de la temperatura exterior, la presión y la temperatura de diseño

deberían ser especificadas para condiciones meteorológicas adversas, en

nuestro caso, días de altas temperaturas.



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Tabla 1. Condiciones ambientales de la planta

Las presiones máximas y mínimas a las que puede trabajar la turbina están

delimitadas por el fabricante para su correcto funcionamiento. Acudimos al

dossier técnico de la turbina, de Siemens, donde obtenemos que la presión

debe de estar entre 0,055 y 0,3 bar

Las condiciones ambientales de la planta se muestran a continuación en la

tabla 1 obtenida de las estaciones meteorológicas cercanas al emplazamiento.



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La potencia máxima a disipar por el equipo la supondremos igual a la que

debería refrigerar la torre de refrigeración instalada en planta en las

condiciones extremas, es decir en el caso de verano. La torre de refrigeración

tiene un valor del calor disipado máximo de 32,07 MW.

Con todos estos datos térmicos de diseño los fabricantes ya nos pueden

ofertar, aportando las características del equipo y las dimensiones de este.

3.4 Cálculo aerocondensador

3.4.1 Balance energético del aerocondensador

Un intercambiador de calor precisa de un determinado gradiente de

temperatura para que se pueda efectuar la transmisión del calor. El

aerocondensador es un intercambiador aire-agua el cual sufre el mismo

tratamiento de un condensador clásico, cumpliendo con la relación de calores

donde el calor entregado por el aire es igual al calor retirado del fluido a

condensar.

Figura 43. Esquema ilustrativo aerocondensador con entradas y salidas



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Figura 44. Gráfica de temperaturas del aerocondensador

aguaaire QQ

El calor que libera el flujo al condensador puede ser determinado mediante el

cambio de entalpías que sufre el fluido mediante la relación:

)( fcondvap hhmQ

Donde:

- mvap = 11,92 kg/s (flujo de vapor de salida de la turbina en condiciones

diseño)

- hcond = 188,5 KJ/kg (entalpía del agua condensada x=0)

- hf = 2582 KJ/kg (entalpía del vapor a la salida de la turbina)

El calor que absorbe el aire del fluido es determinado mediante la relación:

)( ,, aireentairesalpaireaire TTCmQ



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El calor transferido por el intercambiador de calor se relaciona con la

configuración del mismo y las diferencias de temperatura de los fluidos que

intervienen con el proceso, mediante la siguiente ecuación

LMTDAUQ

Donde LMTD es la diferencia de temperatura media logarítmica

)(

)(

)()(

,,

,,

,,,,

airesalcondsal

aireentvapent

airesalcondsalaireentvapent

TT

TTLn

TTTTLTMD

El coeficiente de transferencia de calor U depende del medio con el cual se

realiza la transferencia calórica, en nuestro caso agua-aire un valor típico del

coeficiente U puede ser 30-300 W/m2K.

3.4.2 Cálculo área transferencia de calor

El área donde se produce la transferencia de calor entre el vapor de salida de

la turbina y el aire impulsado por los ventiladores del equipo serán los tubos

aleteados.

Características de los tubos aleteados

Hay varios tipos de tubos aleteados en el mercado dependiendo del uso que se

le vaya a dar. Acudimos a cofimco, una empresa líder en el sector de tubos

aleteados, aconsejándonos utilizar tubos de aleta alta, concretamente tubo

devanado a presión en forma de L. Este tipo de tubos son ampliamente

utilizados en el mercado, debido a sus características técnicas y su coste.

Las dimensiones de los tubos obtenidas de la consulta son las que se muestran

en la tabla 2.



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Dimensiones de los tubos aleteados

Diámetro exterior del tubo, De 1 pulgada =25,4 mm

Altura de la aleta, hf 1/2 pulgada = 12,7 mm

Número de aletas por unidad de longitud, Nf 9 aletas/pulgada = 354 aletas/m

Longitud del tubo, L 376 pulgadas = 9,55 m

Espesor del tubo, et 1/8 pulgada = 3,18 m

Espesor de la aleta, ef 0,279 mm

Tabla 2. Dimensiones de los tubos aleteados

Estos tubos están fabricados de una aleación de Aluminio (95%) y Cobre (5%)

con pequeñas dosis de Magnesio. Esta aleación es el duraluminio, cuyas

propiedades (tabla 3) la obtenemos de la colección de tablas y gráficas de

transmisión de calor.

Propiedades térmicas del duraluminio

Densidad, ρ 2770 kg/m3

Calor específica, Cp 903 J/kg ·K

Difusividad, α 73·10-5 m2/s

Conductividad térmica, k 1770 W/m·K

Tabla 3. Propiedades térmicas del duraluminio

En la figura 45 se muestra un esquema de tubo aleteado.

Figura 45. Esquema tubo aleteado



Página 77

La superficie de intercambio de calor A es el área externa total que está en

contacto con el aire de enfriamiento y que incluye la superficie de las aletas y

la superficie de los tubos que no está ocupada por las aletas.

)( eatubos AANA

Donde Ntubos es el número de tubos que componen el aerocondensador

El área que ocupa una aleta se calcula con la ecuación:

22

2222 ie

fffea

DDhehDA

Mientras que el área exterior de un tubo completo es:

ftuboaftubofee NANeLDA )(

El área interior de dicho tubo será

LDA ii

Siendo Di el diámetro interior de los tubos definido por

tei eDD 2

Otro dato relevante en el cálculo del aerocondensador será el número de aletas

totales por tubo, el cual lo obtenemos de la siguiente ecuación:

LNN fftubo



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Teniendo el área exterior de un tubo, Ae, y el área total externa de

transferencia de calor, A, se obtiene el número total de tubos que componen el

aerocondensador:

e

tubosA

AN

Con los datos que tenemos de los tubos podemos calcular las características

dimensionales de los tubos, siendo estas:

3381 LNN fftubos

mDi 0194,0

257,0 mAi

231053,3 mAa

262,12 mAe

Cálculo área de transferencia

Para el cálculo del área de transferencia de calor, a, vamos a estimar el

coeficiente global de transferencia de calor. Como dijimos anteriormente el

coeficiente U, tiene valores típicos comprendidos entre 30 y 300 W/m2C, en

nuestro caso vamos a estimar que tiene un valor de 30. Más adelante se

realizará un número de iteraciones para obtener los valores reales del diseño

del aerocondensador

Estimamos también la temperatura de salida del aire de la siguiente manera:

CTT

T condensadoaireent

airesal º55,412

,

,



Página 79

Donde Tcondensado es la temperatura a la que el vapor sale de la turbina con una

presión de 0,0961 bar. El valor de dicha temperatura de condensación es de

45,1ºC.

Con estos datos de puede calcular la variación de temperatura media

logarítmica

26,6

)(

)(

)(

,,

,,

,,

airesalcondsal

aireentvapent

aireentairesal

TT

TTLn

TTLTMD

De la ecuación del balance de energía en el aerocondensador, tenemos

2170767 mLTMDU

QA

Con este dato podemos obtener el número de tubos

27279e

tubosA

AN

3.4.3 Cálculo de la diferencia de temperatura media logarítmica

)(

)(

)()(

,,

,,

,,,,

airesalcondsal

aireentvapent

airesalcondsalaireentvapent

TT

TTLn

TTTTLTMD

Al ser condsalvapent TT ,, , la expresión quedará

)(

)(

)(

,,

,,

,,

airesalcondsal

aireentvapent

aireentairesal

TT

TTLn

TTLTMD



Página 80

En el punto de diseño todos los datos son conocidos salvo la temperatura de

salida del aire, Tsal,aire, para poder calcular la diferencia de temperatura media

logarítmica.

3.4.4 Cálculo del coeficiente global de transferencia U

El coeficiente global de transferencia de calor se calcula de la siguiente manera

RAU

1

Donde:

- A es la superficie total de transferencia de calor

- R es la resistencia térmica total

La resistencia térmica total se calcula a partir del circuito de resistencias

térmico equivalente. En este caso hay que tener en cuenta cinco resistencias

en serie. Empezando desde el interior de los tubos al exterior se cuenta con

resistencias por: convección interna, ensuciamiento interno, conducción,

ensuciamiento externo y convección externa. Se podría tener en cuenta la

resistencia de contacto entre las aletas y el tubo, sin embargo se despreciará

por su casi nula aportación a la resistencia térmica total.

Figura 46. Circuito térmico equivalente de transferencia de calor

Resolviendo el circuito térmico equivalente, el coeficiente global de

transferencia de calor, U, referido al área exterior total de transferencia de



Página 81

calor, finalmente quedaría como se muestra a continuación

e

di

iw

di

ee

ow A

AiR

h

R

KL

D

DA

hU

1

2

ln11

Cálculo coeficiente de transferencia interno

La condensación del vapor proveniente de la turbina se producirá en el interior

de los tubos aleteados, los cuales estarán colocados con una inclinación de 60º

respecto a la horizontal. Sin embargo par los siguientes cálculos se supondrá la

condensación en el interior de un haz de tubos verticales

El coeficiente de convección al circular el fluido de trabajo en el interior de los

tubos depende del régimen de flujo, su velocidad, las propiedades físicas del

fluido de trabajo de las propiedades geométricas del tubo.

En primer lugar se debe calcular el número adimensional de Reynolds que

determina, en función de la cinética del fluido y su viscosidad, si el flujo se

considera laminar o turbulento. Según sea un caso u otro así se elegirá la

correlación para el coeficiente de convección.

El número de Reynolds en el interior de los tubos se obtiene mediante la

ecuación:

T

iagua

S

Dm

Re

Donde:

magua es el fluido másico de vapor-agua que pasa por los tubos.

Di es el diámetro interior de los tubos

µ es la viscosidad del agua

ST es la sección transversal de paso del fluido.



Página 82

Todos estos datos son conocidos salvo la sección transversal de paso del

fluido, la cual se hallará con la siguiente ecuación:

4

2

itubosT

DNS

Siendo su valor de 5,424 m2

Por lo tanto el valor del Reynolds sería

4069Re

Para un Reynolds menor de 1500 se considera que el flujo es laminar. Por

tanto de la colección de tablas y gráficas de transmisión de calor se escoge la

siguiente de correlación de Kirkbride

3/1

3/1

2

3

Re76,1

l

lvlli

kgh

hi=1899 W/m2K

Cálculo coeficiente de transferencia externo

El aerocondensador consta de una serie de ventiladores que impulsan el aire a

una cierta velocidad a través de los haces de tubos. Esta convección forzada

favorecerá la transferencia de calor, aumentando la velocidad de condensación

y ayudando a disminuir el tamaño del aerocondensador.

El coeficiente de transferencia de calor por convección externa, ho, se obtendrá

despejándolo de la siguiente ecuación:



Página 83

aire

eou

K

DhN

Donde:

Kaire es la conductividad térmica del aire.

De es el diámetro externo de los tubos

Un es el número adimensional de Nusselt.

El número de Nusselt presenta diferentes correlaciones en función de la

configuración de los tubos, el número de filas de los haces de tubos y los

números adimensionales de Reynolds y Prandtl para el aire.

Acudiendo a la colección de tablas y gráficas de transmisión de calor para una

corriende de aire que circula en flujo cruzado a través de un haz de tubos, con

un Reynolds comprendido entre 2000 y 4000 y un número de Prandtl superior a

0,7, la correlación más adecuada es la correlación de Grimison.

3/1

21 PrRe13.1 aire

m

Du CCN

Donde:

C1, C2 y m son constantes que dependen de la configuración de los tubos y su

disposición geométrica

ReD es el número de Reynolds en el exterior de los tubos

Praire es el número de Prandtl para el aire

Para calcular el número de Reynolds en el exterior de los tubos primero es

necesario conocer la velocidad del aire.

A continuación se calcula el Reynolds en el exterior de los tubos:

aire

aireD

DeV

maxRe



Página 84

La velocidad del aire se obtiene de dividir el caudal de aire entre la sección de

paso de aire

aire

aire

S

QV

Como no disponemos del número de tubos, por lo que recurriremos a la

literatura obteniendo que la velocidad del aire debe encontrarse entre un rango

de 2,54 m/s y 3,56 m/s. Cogeremos una velocidad de 3,5 m/s. Cuando

calculemos el valor del área y del número de tubos veremos la desviación de

esta estimación.

V

DS

SV

DS

SV

D

t

t

tmas ,

)(2max

smV /3,6max

Las constantes C1, C2 y m se obtienen de la tabla en función de la

configuración de los tubos, línea o cruzada, y de los parámetros SL/D y ST/D

En nuestro caso disponemos de una configuración cruzada formando triángulos

equiláteros, como se muestra en la figura 47.

Los parámetros SL/D y ST/D y SD se calculan con las siguientes ecuaciones

fT SfhDS 2

6cos

TL SS



Página 85

2

2

2

t

LD

SSS

Siendo:

hf la altura de la altea.

Sf el espacio entre puntas de aleta, en este nuestro caso equivale a 6,35 mm

Figura 47. Esquema haces de tubo en configuración cruzada

Con los datos que tenemos de los tubos aleteados obtenemos los siguientes

valores:

mST 057,0

mSL 049,0

25,2De

ST

949,1De

SL

06,0DS



Página 86

Tabla 3. Coeficiente C1 y m correlación de Grimison

Con estos datos y la tabla 3 se pueden obtener los valores de C1 y m:

559,0m

474,01 C

Para el cálculo del parámetro C2 tenemos que acudir a la siguiente tabla,

donde nos da el valor en función del número de filas de tubos. Para un

aerocondensador se recomienda que el número de filas de tubos esté

comprendido entre tres y seis filas de tubo. En este caso, considerando la

potencia térmica requerida y el gran área de transferencia de calor,

establecemos que los haces de tubos tengan 6 filas.

Tabla 4. Coeficiente C2 correlación de Grimison

Entrando en la tabla 4, tenemos un valor de

95,02 C



Página 87

Por lo tanto el número de Nusselt nos queda

54,41PrRe59,0559,013,1 3/1474,0 aireDNu

Finalmente el coeficiente de calor por convección externa queda

KmWDe

kNuh aire

o

2/93,42

Rendimiento de las aletas

Uno de los factores importantes a tener en cuenta en el cálculo del coeficiente

global de transferencia de calor es el rendimiento de las aletas y la superficie

aleteada de los tubos.

Para determinar la eficiencia de las aletas se acude a la tabla de eficiencia de

aletas de la colección de tablas, gráficas y ecuaciones de de transmisión de

calor

Representaremos el cociente 1

2

r

r c y el término 2/12/3 )(p

cAk

hL

Donde

222

trr c

2

tLLc

tLA cp

El coeficiente r2c/r1 y el término L3/2(h/KAp)1/2 están representados en la gráfica

5,11

2 r

r c

334,0)( 2/12/3

p

cAk

hL



Página 88

Con estos valores se entra en la gráfica (gráfica 1) obteniéndose una eficiencia

de aleta, ηf, de 0,95

Figura 48. Rendimiento de las aletas

Con la eficiencia de una aleta ya se puede conocer el rendimiento de toda la

superficie aleteada mediante la expresión:

f

tubose

aftubo

wNA

AN

11

Al haber un número tan elevado de tubos y un área de transferencia de calor

tan grande podemos suponer que el rendimiento de la superficie aleteada sea

prácticamente del 100%



Página 89

Factores de ensuciamiento

Pasado un cierto tiempo operando, las superficies de transferencia de calor de

un condensador, o intercambiador de calor en general, pueden verse cubiertas

por partículas procedentes de los fluidos o del medio. También es muy habitual

que estas superficies se oxiden como resultado de la interacción entre los

fluidos y el material usado para la construcción del aparato. En cualquier caso

la capa formada representa una resistencia adicional al flujo de calor y tiene

como resultado una reducción del rendimiento.

El efecto total se representa mediante un factor de incrustación, R, obtenido

experimentalmente y que en el caso del vapor de agua, que circula por el

interior de los tubos, se corresponde con el siguiente valor

W

KmRDi

2

0002,0

En cambio, el aire que circula por el exterior de los tubos, presenta un factor de

incrustación de:

W

KmRDe

2

0004,0

Estos factores están incluidos como resistencia térmica en el cálculo del

coeficiente global de transferencia de calor.

Teniendo en cuenta todo lo anterior, el valor del coeficiente de transferencia

quedará

e

di

iw

di

ee

ow A

AiR

h

R

KL

D

DA

hU

1

2

ln11

U=25,12 W/m2K, algo menor al usado inicialmente U=30, por lo que será

necesario iterar hasta que los valores coincidan o se acerquen suficientemente.



Página 90

Iteraciones

Al principio de los cálculos se estimaron la temperatura de salida del aire y el

coeficiente global de transferencia.

Hemos visto que el U obtenido difiere del usado inicialmente.

Para hallar la temperatura de salida del aire utilizamos el balance de energía en

el lado aire del aerocondensador

aireent

paireaire

airesal TCm

QT ,,

Para ello calculamos el flujo de másico de aire que se obtiene conociendo la

velocidad del aire, el número de tubos, las dimensiones y la colocación en

haces de seis filas.

LDehNtubos

A fp )2(6

airepaireaire VAm

El caudal de aire necesario será de 5054 Kg/s

Tras varias iteraciones se llega a los parámetros de diseño del

aerocondensador, para ellos hemos utilizado el programa EES

PARAMETROS DISEÑO AEROCONDENSADOR

Coeficiente global de transferencia (W/m2 K) U 25,12

Temperatura salida del aire (ºC) Tsal,aire 41,3

Area total transferencia (m2) A 199356

Número total de tubos Ntubos 15797

Tabla 5. Parámetros aerocondensador



Página 91

3.4.5 Dimensiones del aerocondensador

Con los datos resultantes del diseño se determinan las dimensiones del

aerocondensador. En primer lugar el condensador diseñado estará formado por

haces de tubos de 6 filas. A su vez estos haces se distribuirán en dos paneles

de condensación, que presentan una inclinación respecto a la horizontal de

60º.

Con esta configuración en forma de triangulo equilátero se forma una base de

longitud aproximadamente igual a la de los tubos, en este caso de 9.6 m de

ancho, en la que se ensamblarán los ventiladores.

Por otro lado, la longitud del aerocondensador se obtiene conociendo el

número de tubos, sus dimensiones y configuración. Operando de la siguiente

manera la longitud total queda:

mSDehNtubos

L ff 32,77262

Las longitudes grandes pueden generar una mala distribución del vapor por los

tubos y problemas de espacio en la instalación, siendo más conveniente

longitudes más pequeñas. Por ello se ha decidido dividir el aerocondensador

en 2 módulos que operarán en paralelo, con una longitud de 39 m para cada

uno de ellos.

El aerocondensador, por tanto, medirá 39 metros de largo por 9,6 metros de

ancho. Con esta última dimensión podemos instalar ventiladores de 30 ft (9,15

metros), por lo que cada módulo contará con 4 ventiladores, un total de 8

ventiladores que se repartirán el caudal total de aire necesario.

El caudal total necesario ya se calculo en las iteraciones del programa EES,

quedando un total de aire a mover de 5054 Kg/s.



Página 92

Dividiendo por la cantidad de ventiladores, se obtiene que cada ventilador tiene

que mover un caudal de 631,75 Kg/s.

Con estos datos acudimos al fabricante de ventiladores Howden que nos

facilita información de los ventiladores con características a los que

necesitamos, aconsejándonos y enviando una hoja de datos de un ventilador

que mejor se adapta a nuestras circunstancias.

3.5 Análisis operativo aerocondensador

3.5.1 Estimación consumo eléctrico del aerocondensador

Para el cálculo del consumo eléctrico del aerocondensador, contamos con los

datos que nos proporciona el fabricante Howden. Los ventiladores tienen un

consumo en condiciones normales de 135,5 KW cada uno, lo que hacen un

total de 1084 KW

La temperatura ambiente es un factor importante a tener en cuenta a la hora

de calcular el consumo eléctrico.

Si la temperatura ambiente es baja, la temperatura del fluido refrigerante, que

es precisamente el aire exterior, es baja y por consiguiente tiene mayor

capacidad de refrigeración. Esto implica menor cantidad de aire necesario para

conseguir disipar el calor en el aerocondensador y menor potencia de

ventilación. Por el contrario si la temperatura ambiente es muy alta, se

demandará mucha energía en los ventiladores ya que será necesaria una

mayor cantidad de aire para refrigerar el calor disipado.

Debido a la influencia tan directa de al temperatura ambiente con el calor

disipado en el condensador, es necesario adecuar los equipos a las variaciones

ambientales. Más aún cuanto más radicales sean estas variaciones de



Página 93

temperatura a lo largo del ciclo de funcionamiento de la central, es decir a lo

largo de las diferentes estaciones del año.

Estas variaciones en los equipos consisten simplemente en el

sobredimensionado de la instalación para las condiciones más extremas de

temperatura, es decir añadiendo más área de intercambio a la instalación.

Los aerocondensadores están formados por módulos, cada módulo consta de

un ventilador y unos haces de tubos dispuestos como se indica en ilustraciones

anteriores. Gracias a esta construcción modular de los condensadores es

posible cambiar tanto el área de transferencia como la cantidad de aire según

lo que requieran las condiciones ambientales. Así para días muy calurosos será

necesario tener todos los módulos funcionando al máximo rendimiento.

Mientras que los días más fríos se podrán disminuir el número de módulos en

funcionamiento, desconectando ventiladores.

Relación caudal de aire - temperatura

0

2000

4000

6000

8000

10000

0 10 20 30 40

Temperatura ambiente (ºC)

Cau

dal

de a

ire (

kg

/s)

Figura 49. Relación caudal aire-Temperatura ambiente

En nuestro caso en estudio la relación entre la temperatura ambiente y el

número de ventiladores que se requiere para las condiciones de diseño.



Página 94

En la figura 49 se puede observar como a medida aumenta la temperatura

ambiente el caudal de aire lo hace exponencialmente para poder refrigerar el

equipo.

De esta manera cada vez se hace más difícil cumplir los objetivos de disipación

de calor contando solo con la variación de la velocidad del aire.

Así para una temperatura ambiente superior a 35 ºC, temperatura de diseño no

podríamos disipar todo el calor necesario.

Se deben buscar otras formas de actuación para garantizar el funcionamiento

de la planta. Una opción podría ser reducir parcialmente la producción

desviando parte de la potencia térmica absorbida por la planta al sistema de

acumulación para utilizarlo unas horas más tarde, cuando la temperatura

exterior haya disminuido de 35ºC.

Nº ventiladores Rango T (ºC) Frecuencia T (%) Horas estimadas funcionamiento

Potencia consumida (KWh)

2 0-5 0,43 21 2874,95

3 5-20 39,05 1933 261907,62

4 20-23 16,59 821 111260,43

5 23-25 9,17 454 61523,85

6 26-30 19,12 946 128222,61

7 30-35 11,53 571 77336,06

8 >35 4,11 204 27599,49

Tabla 7. Estimación consumo ventiladores aerocondensador

Para calcular el consumo del aerocondensador en un año, supondremos que

funciona las mismas horas que lo ha hecho la torre de refrigeración durante el

2014, 4.950 horas (dato tomado del sistema de control de Gemasolar).

Como el número de ventiladores en funcionamiento depende de la temperatura

ambiente, para estimar el consumo primero calcularemos las horas que

funciona la torre para cada rango de temperatura ambiente, el cual que entren

más ventiladores del aerocondensador. Las horas estimadas la calcularemos



Página 95

multiplicando la frecuencia que se da cada rango de temperatura a lo largo del

2014 por las horas totales que funcionó la torre de refrigeración (4950 horas)

Estos datos sacados de la producción y la temperatura en Gemasolar durante

el 2014 se reflejan en la tabla 7.

Con esta tabla podemos decir que la potencia total consumida en el año será

de 670.725 KWh

3.5.2 Estimación coste mantenimiento aerocondensador

Para el buen funcionamiento del aerocondensador tendremos que tener todas

en buen estado todas las piezas mecánicas, mediante un preventivo además

de varias limpiezas de los tubos para mejor el rendimiento de este y disminuir

el coeficiente de ensuciamiento.

Para el coste del mantenimiento hemos estimado que cada ventilador tiene un

coste similar al de la torre y que realizamos tres limpiezas anuales.

El coste estimado en el mantenimiento es de 13800 €

3.6 Análisis operativo de la torre de refrigeración

Para realizar el coste de operación de la torre de refrigeración nos basamos en

los datos reales de Gemasolar, tanto de operación obtenidos del sistema de

Control (DCS) como de mantenimiento (repuestos usados, horas de personal,

mantenimiento preventivo y correctivo, consumo de reactivos).

3.6.1Comportamiento real de la torre de refrigeración

Como ya dijimos en el capítulo 1, la torre de refrigeración instalada en

Gemasolar consta de 3 celdas, cada una de ellas consta con un ventilador



Página 96

accionado por un motor de 55 KW.

La balsa de agua consta de dos bombas de condensado que devuelven el

agua fría al condensador. Dichas bombas de condensado tienen un apotencia

de 110 KW cada una.

El caudal de agua que refrigera en condiciones de diseño es de 2.754 m3/h.

Donde un 1,5% se va por arrastre y evaporación, 0,7% en la purga, siendo

necesario reponer 57,54 m3/h. En el caso del verano las pérdidas por

evaporación y arrastre y las purgas aumentan, siendo necesario reponer

121,86 m3/h.

Por recomendaciones de Siemens, el fabricante de la turbina, la temperatura

óptima del agua de la balsa debe de ser de 25,65ºC en invierno y de 30,27 ºC

en verano, para tener un rendimiento óptimo de producción en la turbina

Figura 50 Relación Temperatura balsa torre de refrigeración

En la gráfica 50 podemos ver como varía el agua de la balsa a lo largo del

2014, también podemos observar las líneas de set point que se recomiendan.



Página 97

Se puede apreciar que en los meses centrales la temperatura de la balsa es

más alta, coincidiendo con los meses de verano, mientras que en los meses de

invierno la temperatura está la gran parte del tiempo por debajo del set point

marcado de 26,65 ºC

3.6.2 Coste torre de refrigeración

Consumo eléctrico

El consumo eléctrico de la torre se puede resumir en el consumo de los

ventiladores y el consumo de las bombas de condensado.

La torre consta de tres ventiladores, los cuales van funcionando según la

temperatura de agua de salida de la balsa, por lo que se pueden desconectar o

conectar según las condiciones requeridas.

Las horas de funcionamiento de cada ventilador serán distintas, aunque

similares, ya que la tercera y segunda celda hay veces que no están operativas

porque las condiciones de producción y ambientales no lo requieren. Para el

2014 las horas de funcionamiento son:

Horas de funcionamiento

Ventilador 1 4.950

Ventilador 2 4.796

Ventilador 3 4.698

Tabla 8. Horas de funcionamiento celdas torre de refrigeración

Sabiendo la potencia de los ventiladores y que las horas totales de

funcionamiento de los tres ventiladores son de 14.444, esto nos da que el

consumo para el año 2014 es de 794.420 KWh.



Página 98

Por otro lado existe otro consumo eléctrico en las bombas de condensado que

impulsan el agua hacia la entrada del condensador

Las horas durante las que ha funcionado las bombas de condensado en el

2014 lo podemos ver en la tabla 9.

Horas de funcionamiento

Bomba condensado 1 5.096

Bomba condensado 2 5.096

Tabla 9. Horas de funcionamiento bombas condensado

Por lo tanto el funcionamiento de las dos bombas es de 10.192 horas, con un

consumo anual de 1.121.120 KWh

Recopilando los dos consumos importantes que tiene la torre tenemos un

consumo anual durante el 2014 de 19.37.540 KWh

Gasto de agua

Figura 51. Aporte de agua a la torre de refrigeración durante el 2014



Página 99

Como hemos visto la torre de refrigeración tiene un gran consumo de agua

debido a la evaporación, el arrastre y la purga para mantener los ciclos de

concentración. En 2014 se destina a la refrigeración del condensador

180.620,671 m3 de agua, de los cuales 43.959,559 m3 de agua son de la purga

y el resto pérdidas por evaporación y arrastre.

En la figura 51 podemos obsevamos una tendencia similar a la de la

temperatura de la balsa, coincidiendo con los meses calurosos el consumo de

agua en las torres es mayor, mientras que en los meses más frios el consumo

disminuye.

Este aumento del consumo es debido a que en verano se incrementan las

pérdidas de agua pro vaporización y arrastre.

En la figura 52 se puede apreciar la misma evolución para el agua utilizada en

la torre de refrigeración y el agua de purga.

Figura 52. Aporte, purga y pérdidas de agua en la torre de refrigeración



Página 100

El gasto total de productos químicos (Cloruro férrico, hipoclorito, inhibidor de

corrosión, ácido sulfúrico) para tratar toda el agua consumida en la torre es de

20.275,68 €

Mantenimiento

El mantenimiento que tuvo la torre de refrigeración durante el 2014, incluyendo

repuestos y horas de personal, fue de 24.000 €

3.6.3 Influencia de la temperatura ambiente sobre la potencia generada

Como se aprecia en la figura 49 para una temperatura de condensación fija el

caudal de aire que hace falta para poder refrigerar todo el vapor de salida de la

turbina hasta condensarlo aumenta al hacerlo la temperatura ambiente.

En el diseño del aerocondensador se tuvo en cuenta condiciones para que sea

capaz de refrigerar a la temperatura de condensación fijada para el caso de

diseño de la torre de refrigeración en verano (caso más extremo), con una

temperatura ambiente máxima de 35ºC. Para temperaturas del aire mayores no

somos capaces de refrigerar de la manera deseada cuando la presión de salida

de la turbina es fija, con ello la temperatura de condensación.

Con la distribución obtenida en el diseño, de 8 ventiladores, se podrá refrigerar

todo el vapor si la temperatura de salida de la turbina aumenta, disminuyendo

con ello la potencia producida.

La potencia de salida de la turbina varía en función del buen o mal

funcionamiento del condensador, aumentando la presión de salida cuando no

tiene la refrigeración suficiente o pierde vacío. Al disminuir la presión

permitimos una mayor expansión del vapor en la turbina con el incremento de

trabajo realizado. Teniendo en cuenta que el aporte energético es el mismo

variamos el rendimiento como muestra la siguiente expresión:



Página 101

B

A

T

T

Q

W

aportadoCalor

realizadoTrabajo 1

Dicho rendimiento de Carnot depende sólo de las temperaturas de las

temperaturas de los focos entre los que trabaja.

Donde TA es la temperatura a la cual el ciclo vapor absorbe calor y TB es la

temperatura a la que desprende calor, ambas temperaturas están

representadas en la figura 9.

Las temperaturas a la que trabaja la torre de refrigeración la podemos ver en la

tabla 10. Estos datos se han obtenido del dossier realizado por Sener para los

balances térmicos de Gemasolar en condiciones de diseño y de verano

extremo.

TA (ºC) TB (ºC) η (%)

Condiciones diseño 313,2 40,3 87,13

Condiciones verano extremo 313,2 45,01 85,63

Tabla 10. Temperaturas de trabajo torre de refrigeración

Observamos la diferencia de rendimiento entre las dos condiciones debido al

aumento de la presión de salida de la turbina por el empeoramiento de la

refrigeración del condensador.

En el caso del aerocondensador suponemos que las condiciones de diseño son

las mismas que las de la torre, para el caso del verano extremo tenemos que

hallar la temperatura de condensación.

TA (ºC) TB (ºC) η (%)

Condiciones diseño 313,2 40,3 87,13

Condiciones verano extremo 313,2 51,45 83,57

Tabla 11. Temperaturas de trabajo aerocondensador



Página 102

La temperatura máxima que se registró en las proximidades de Gemasolar

durante el 2014 fue de 44ºC. Para dicha temperatura del aire de entrada y con

la configuración ya obtenida en el diseño anterior del aerocondensador (8

ventiladores de 9,15 m) obtenemos una temperatura de condensación de

51,45ºC y una temperatura de salida del aire de 50,3ºC.

Por lo tanto para el aerocondensador tenemos los datos de la tabla 11 que

recoge las temperaturas del foco frío y caliente para las dos condiciones ya

comentadas.

En el aerocondensador, como ocurre con la torre de refrigeración, vemos que

el aumento de la temperatura de condensación hace que el rendimiento del

ciclo empeore. En este caso apreciamos una influencia mayor en la pérdida de

rendimiento que en la torre, viendo como el rendimiento refrigerando por aire

disminuye un 4% mientras que refrigerando por agua sólo disminuye un 1,5%.

Esta disminución del rendimiento, debido al aumento de la presión de salida de

la turbina, se refleja en una disminución de la producción, con la consiguiente

pérdida económica a tener en cuenta a la hora de elegir el sistema de

refrigeración.

3.6.4 Comparación de las tecnologías

Figura 53 Sistema actual, condensador con torre de refrigeración



Página 103

El sistema actual (figura 53) consiste en un condensador refrigerado por la torre

de refrigeración. En el interior del condensador fluye el vapor de salida de la

turbina además del agua de enfriamiento que se utiliza como refrigerante, para

condensador el vapor, recogiendo el calor latente de este y luego disiparlo en la

torre de enfriamiento, lo cual se logra enfriando el agua por medio de arie del

medio ambiente forzado por ventiladores

La alternativa propuesta consiste en el empleo de un aerocodensador (figura

54). En el se hace pasar el flujo de salida de la turbina a través de paneles de

tubos aleteados, los cuales son enfriados por aire forzado a través de

ventiladores. El calor latente es transferido al aire, dejando de usar agua como

medio refrigerante.

Los sistemas de enfriamiento por agua la mayoría intercambio es por calor

latente debido a la evaporación de una pequeña parte de agua en circulación,

necesita un volumen muy reducido de aire en circulación con lo que el

consumo de los ventiladores es menor.

En los procesos secos se emplea el calor sensible, que necesita un gran

volumen de aire en circulación con un considerable consumo en los motores de

los ventiladores.

Figura 54 Sistema estudio, aerocondensador



Página 104

La refrigeración en seco implica, como es lógico, un mayor consumo de

auxiliares. Los ventiladores necesarios para crear el flujo másico de aire

necesario, y el consumo energético de estos es considerablemente mayor que

en otros sistemas de refrigeración.

La capacidad de absorción de calor en un medio seco es mucho menor que en

un medio acuoso, el coeficiente de transferencia en sistemas secos es mucho

menor que en condensadores refrigerados con agua. Por esto es necesaria

mayor superficie de transferencia, lo que implica mayor superficie de

instalación.

SISTEMA PARÁMETRO

TORRE DE

REFRIGERACIÓN AEROCONDENSADOR

Localización respecto a fuentes de agua Restringido Flexible

Pérdidas de agua Alto Ninguno

Reposición de agua Medio Ninguno

Descarga de agua contaminada Si No

Emisión de vapores Si No

Emisión de ruido Medio Alto

Impacto visual Bajo Medio

Eficiencia del ciclo Alto Bajo

Consumo de energía Medio Alto

Costo del equipo Medio Alto

Costo operación y mantenimiento Alto Medio

Superficie de construcción Medio Alto

Figura 55. Comparación torre de refrigeración y aerocondensador

La ventaja de los aerocondensadores es la no dependencia de recursos

hídricos, permitiendo establecer centrales en cualquier lugar, sin importar las

condiciones ambientales.

Los costes de la instalación son mucho mayores para el caso de un

aerocondensador.

Consumo de agua

El enfriamiento seco reduce la cantidad de agua usada en una planta térmica

eliminando el consumo de agua a través d la evaporación de una torre de



Página 105

refrigeración húmeda. Para entender la importancia de la reducción es

necesario distinguir entre el consumo de agua en el sistema de enfriamiento y

el consumo total de agua de la planta, que incluye numerosos usos sin

repararen el sistema e refrigeración empleado.

En plantas con sistema de enfriamiento húmedo con recirculación, la

evaporación de agua en las torres de enfriamiento es el más importante y

cuantioso uso de agua. Esta evaporación es el principal elemento diferenciador

en cuanto al consumo de agua entre la tecnología húmeda y seca

Consumo de agua (m3)

Aerocondensador 0

Torre de refrigeración 43.960

Tabla 12. Consumo agua

Consumo de productos químicos

Como ya se comentó la utilización de agua conlleva un tratamiento químico que

mantiene limpia las líneas y equipos del sistema de enfriamiento de corrosión,

incrustación y ensuciamiento.

Gasto productos químicos (€)

Aerocondensador 0

Torre de refrigeración 20.275

Tabla 11. Gasto de productos químicos

Consumo eléctrico

Tanto el aerocondensador como la torre de refrigeración necesitan energía



Página 106

eléctrica para hacer funcionar los ventiladores. Además la torre eléctrica tendrá

que hacer funcionar dos bombas de condensado de gran potencia.

Consumo eléctrico (KWh)

Aerocondensador 3.075.618

Torre de refrigeración 1.915.540

Tabla 12. Consumo eléctrico

Con los datos obtenidos en los apartados anteriores elaboramos la siguiente

tabla resumen donde figura la diferencia entre el costo anual de un

aerocondensador respecto al de un condensador con torre de enfriamiento:

Comparativa total de gastos

En la tabla 13 podemos apreciar una tabla resumen de ambas tecnologías

donde figuran los costos obtenidos en los apartados anteriores.

Para el consumo eléctrico estimamos el precio del megavatio en 48,54 €/MWh

Coste torre de refrigeración

(€)

Coste Aerocondensador

(€)

Mantenimiento 24.000 13.000

Consumo químicos 28.745 0

Consumo energía 92.980 149.290

Coste total 145.725 162.290

Tabla 13. Coste total

Como podemos apreciar en la tabla el aerocondensador supone un gasto

adicional de 16.565 € al año, aunque supone un ahorro del consumo del agua.



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CAPITULO 4. CONCLUSIONES



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4.1 Conclusiones

Hoy en día, el éxito económico de cualquier empresa requiere el uso eficiente

de la energía en los procesos de que se trate, la conservación de energía

consecuentemente, enfrente un fuerte y oportuno incentivo para escudriñar el

criterio de diseño, características de construcción y operación comúnmente

usadas en estos procesos. El ahorro de energía no debe circunscribirse

solamente a su faz económica, si bien es cierto un ahorro de energía siempre

trae un beneficio monetario, la concepción de energía como recurso escaso,

que debe conservarse para disminuir el impacto en el medio ambiente, así lo

reflejan diversas normas y legislaciones en todo el mundo.

El sol es el recurso renovable más abundante que existe. Las centrales

termosolares basan su funcionamiento en el aprovechamiento térmico de la

energía solar para transferirla y almacenarla en un medio portador de calor. El

sol llega hasta nosotros a través de radiación, por lo que lugares con mayor

índice de radiación son ideales para la construcción de este tipo de plantas. El

problema viene que estos lugares con alto índice de radiación son lugares con

escasas precipitaciones, como se vio en el capítulo 1, habiendo escasez de

agua, por lo que se decide realizar el estudio de la refrigeración por aire,

reduciendo la dependencia del agua para el funcionamiento de la central.

Para los cálculos del aerocondensador, se planteó un método de cálculo

utilizando las ecuaciones de transmisión de calor, con datos reales de la planta

Gemasolar, concluyendo el diseño del aerocondensador dividido en dos

módulos que operan en paralelo, con un área de transferencia de calor de

199.356 m2, lo cual se traduce en 15.797 tubos aleteados de duraluminio

dispuestos en una configuración escalonada y en haces de 6 filas.

Observamos que las condiciones climatológicas afectan severamente al

funcionamiento de la instalación. Siendo necesario un estudio de la

climatología de la zona. Si la región sufre cambios drásticos de temperaturas



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entre las distintas estaciones, será necesario un equipo más grande con

capacidad para refrigerar los días más calurosos.

Tras el análisis climatológico de la zona se observa que de las horas de

funcionamiento de la planta durante el 2014, tan sólo el 3,3 % de esas horas se

produjo por encima de los 35ºC, cogiéndose esta temperatura como la máxima

para el diseño del equipo.

Por lo tanto a partir de los 35ºC de temperatura exterior, es decir, de

temperatura de entrada del aire, el aerocondensador será incapaz de disipar

toda la potencia térmica requerida por la central por sí solo, sin aumentar la

presión de condensación a la salida de la turbina, por lo tanto disminuyendo la

producción eléctrica de la planta. En estos casos sería preciso tomar otro tipo

de medidas, como reducir la producción desviando parte del calor absorbido a

los sistemas de acumulación para usarlos unas horas después cuando la

temperatura haya bajado de esos 35 ºC o apoyarnos en algún sistema auxiliar

que nos permita absorber todo el calor que la central demanda durante esas

horas de máxima temperatura.

Durante la gran mayoría del año (39% de las horas de funcionamiento del

2014) el aerocondensador se basta con tan sólo 3 ventiladores para disipar

todo el calor que se requiere disipar en la planta. Tan sólo funcionaría con los 8

ventiladores aproximadamente el 4% de las horas.

Del estudio de la torre de refrigeración instalada durante las horas de

producción del 2014 se observa que aproximadamente el 20% de estas horas

no es capaz de refrigerar el agua hasta la temperatura recomendada para el

máximo rendimiento de 26,5ºC.

Comparando ambas tecnologías se aprecia, como ya se esperaba, que el

autoconsumo del aerocondensador es mayor que el que tiene el condensador

funcionando con la torre de refrigeración, lo que hace que disminuya el



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rendimiento global de la central. En concreto el aumento es de 1,16 MWh

durante el 2014

Por otro lado el uso del aerocondensador supone un ahorro anual de 43.960 m3

de agua, lo que ofrece la posibilidad de emplazamientos donde las

precipitaciones escaseen o evitar el impacto ambiental por explotación de

acuíferos.

Respecto al análisis económico vemos que la implantación de un

aerocondensador tiene un gasto similar al de la torre, si bien la diferencia es de

16.565 € al año en detrimento del aerocondensador.

El alto coste de la instalación del aerocondensador debido a las pérdidas de

producción debido al aumento de la presión de salida de la turbina por falta de

refrigeración en el condensador hace que esta opción no sea viable ya que

Gemasolar cuenta con un sistema de balsas y prebalsas donde se recogen las

escorrentías, abasteciéndose lo suficiente con las precipitaciones anuales.

Desde el punto de vista medioambiental, el ahorro de agua del

aerocondensador ofrece la posibilidad de estudiar nuevos emplazamientos

para las centrales, donde de otra manera sería inviable, y evitar un gran

impacto ambiental por explotación de acuíferos



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CAPITULO 5. BIBLIOGRAFIA



Página 112

5.1 Bibliografía

Pedro Fernández Diez. “Ingeniería térmica y de fluidos”. Primera edición, 1992.

Santander

Gabriel Arriagada. Valentino Ibáñez, Luís Méndez, Leonardo Olavaria, Diego

Oyarzúm. “Transferencia de Calor”. Noviembre 2014. Santiago de Chile.

José Ángel Manrique Valadez. “Transferencia de calor”. Segunda edición,

2002. México DF

O. A. Jaramillo. “Intercambiadores de calor”. Noviembre 2007. Universidad

Nacional Autónoma de México.

Matthew S. Layton, Joseph O‟Hagan. “Comparison of alternate cooling

technologies for California Power Plants”. Febrero 2002. California Energy

Commission.

John R. Thome. “Engineering Data Book III”. 2004. Lausanne (Suiza)

Juan Carlos Ramos González. “Fórmulas, tables y figures de transferencia de

calor”. Febrero 2007. San Sebastián.

M. Khamis Manssur and M. Hassab. “Thermal Design of Cooling and

Dehumidifying Coils”. Beirut (Líbano).

Amercool Manufacturing Inc. “Basics of air cooled heat exchangers”. Version

online

www.amercool.com Oklahoma.

Richard E. Putman. “The impacto f air cooled condensers of plant design and

operations”. Verona (Italia)

http://www.amercool.com/



Página 113

M. W. Larinoff. W. E. Moles and R Reichhelm. “Design and Specification of Air-

Cooled Steam Condensers”. Mayo 1978. Texas

John C. Henaley. “Cooling Tower Fundamentals”. Segunda edición, 2009.

Kansas.

IDEA. “Guía técnica de torres de refrigeración”. 2007. Madrid

Dossier Técnico Esindus de Gemasolar

Dossier Técnico Siemens de Gemasolar

6.2 Referencias de internet

Página web de Torresol Energy. www.torresolenergy.com

Página web de la Agencia Estatal de Meteorología. www.aemet.es

IDAE

Página web Asociación Española de la Industria Solar Termoeléctrica.

www.protermosolar.com

Página web de Esindus. www.esindus.es

Página web GEA Heat Exchangers. www.gea-energytechnology.com

Página web fabricante de tubos aleteados Airco fin . www.aircofin.com

Página web fabricante de ventiladores Cofimco. www.cofimco.com

http://www.torresolenergy.com/

http://www.aemet.es/

http://www.protermosolar.com/

http://www.esindus.es/

http://www.gea-energytechnology.com/

http://www.cofimco.com/



Página 114

Página web fabricante de ventiladores Howden. www.Howden.com

Página web Hudson. www.hudsonproducts.com

Página web. www.torresderefrigeración.org

Página web con propiedades de aleaciones de aluminio.

www.materias.fi.uba.ar/6731/Tablas/TAblas5.pdf

www.ingemecanica.com/tutorialsemanal/tutorialn110.html

Página web del instituto para la diversificación y ahorro de la energía (IDEA).

www.idae.es

http://www.howden.com/

http://www.torresderefrigeración.org/

http://www.materias.fi.uba.ar/6731/Tablas/TAblas5.pdf

http://www.ingemecanica.com/tutorialsemanal/tutorialn110.html

http://www.idae.es/



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ANEXOS



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Anexo A

Cálculos datos diseño aerocondensador

Tent=35 {Temperatura de entrada} Tsal=41,55 {Temperatura de salida} Tcond=45,1 {Temperatura de condensación} Ae=12,62 {Área exterior de un tubo} Di=0,0194 {Diámetro interior de los tubos} U=30 {Coeficiente de transferencia} LTMD=(Tsal-Tent)/ln((Tcond-Tent)/(Tcond-Tsal)) Q=2877000 Q=U*A*LTMD {Cálculo número de tubos} Nt=A/Ae {Cálculo coeficiente de transferencia interior} St=Nt*(pi*Di^2)/4 Re=11,815*Di/(nu*St) nu=VISCOSITY(Water;T=41,4;X=1) rhol=991,1 rhov=0,05827 kl=0,6213 nul=0,0006226 hi=1,76*(9,8*rhol*(rhol-rhov)*(kl^3)/(nul*nul))^(1/3)*Re^(-1/3) {Cálculo coeficiente de transferencia exterior} Red=rhoaire*6,3*0,0254/nuaire rhoaire=DENSITY(Air;T=Tent;P=1) nuaire=VISCOSITY(Air;T=Tent) Pr=PRANDTL(Air;T=Tent) Nusselt=1,13*0,559*0,95*(Red^(0,474))*Pr^(1/3) kaire=CONDUCTIVITY(Air;T=Tent) ho=Nusselt*kaire/0,0254



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Cálculo coeficiente de transferencia

hi=1899 {coeficiente de transferencia exterior} ho=42,93 {coeficiente de transferencia exterior} Rint=0,0002 {factor de ensuciamiento interior} Rext=0,0004 {factor de ensuciamiento exterior} Ntubos=25640 {número de tubos} hf=0,0127 {altura aleta} De=0,0254 {diámetro exterior tubos} L=9,55 {longitud de los tubos} Ae=12,62 {área exterior tubo} Ai=0,57 {área interior tubo} 1/U=1/ho+Ae/(hi*Ai)+(((Ae)*ln(0,0254/0,0194))/(2*pi*1770*9,55))+Rext+Rint*Ae/Ai

Cálculo temperatura de salida

De=0,0254 {diámetro exterior tubos} L=9,55 {longitud de los tubos} Ntubos=15797 {número de tubos} hf=0,0127 {altura aleta} Tent=35 {temperatura entrada} rhoaire=DENSITY(Air;T=Tent;P=1) {densidad del aire} Alat=(Ntubos*(2*hf+De)*L)/6 {área tejado tubos} maire=rhoaire*Alat*3,5 {masa del aire} Cpaire=CP(Air;T=Tent) {Calor específico del aire} Tsalida=(2877000/(maire*Cpaire))+Tent



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Anexo B

Tubo aleteado de aleta alta con cuadro de medidas normalizadas



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Anexo C

Constantes para la correlación de convección externa, para banco de tubos de

10 o más filas

Anexo D

Factor de corrección, para banco de tubos de menos de 10 filas



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Anexo E



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Documents

DISEÑO Y ANÁLISIS DEL COMPORTAMIENTO DE UN …bibing.us.es/proyectos/abreproy/5525/fichero/DISEÑO+Y+ANÁLISIS... · 1.3 Ciclo de Vapor ... difusión de la energía en forma de