ANÁLISIS DE LA VIABILIDAD TÉCNICA-ECONÓMICA DE UN … · Brayton-Rankine. Fig. 2.- Emisiones de CO2. Si se compara el empleo del motor en cogeneración con el del ciclo combinado

PROYECTO FIN DE CARRERA

ANÁLISIS DE LA VIABILIDAD TÉCNICA-ECONÓMICA DE UN CICLO

COMBINADO CON MOTOR DE COMBUSTIÓN INTERNA

ALTERNATIVO Y CICLO DE RANKINE ORGÁNICO

AUTOR: Alejandro Mendoza Larive

MADRID, junio 2006

UNIVERSIDAD PONTIFICIA COMILLAS

ESCUELA TÉCNICA SUPERIOR DE INGENIERÍA (ICAI)

INGENIERO INDUSTRIAL

ANÁLISIS DE LA VIABILIDAD TÉCNICA-ECONÓMICA DE UN

CICLO COMBINADO CON MOTOR DE COMBUSTIÓN INTERNA

ALTERNATIVO Y CICLO DE RANKINE ORGÁNICO. Autor: Mendoza Larive, Alejandro

Director: Linares Hurtado, José Ignacio; Moratilla Soria, Beatriz Yolanda

Entidad Colaboradora: ICAI - Universidad Pontificia Comillas

RESUMEN DEL PROYECTO En este proyecto se evalúa, tanto técnica como económicamente, la integración de

un motor alternativo de gas en un ciclo combinado. El relativamente bajo nivel

térmico de los humos de escape (400 ºC a 500 ºC) y del agua de refrigeración (90

ºC a 110 ºC) hacen del empleo de fluidos orgánicos una buena opción. Los fluidos

orgánicos presentan como ventajas poder emplear equipos compactos debido a que

tienen un salto entálpico por unidad de volumen alto y no es necesario

sobrecalentar, puesto que el estado del fluido tras la expansión en la turbina no es

de vapor húmedo. Por otra parte, con la adecuada selección del fluido no se requiere

la presencia del desgasificador, al poder condensar a presiones superiores al

ambiente.

En el proyecto se evalúan diferentes escenarios en función de la potencia del motor,

el acercamiento en la caldera del amoniaco y las temperaturas de los fluidos que

aprovechan los humos procedentes de la combustión.

El motor de gas se ha parametrizado a partir de una bases de datos de 67 motores de

10 fabricantes distintos, cuyas potencias oscilan entre 100 kW y 5500kW. Así, se

han modelado las prestaciones energéticas de dichos motores en función de la

potencia eléctrica entregada por ellos. En el caso de los ciclos de Rankine orgánico

se ha recurrido a un modelado físico.

El aprovechamiento de los calores residuales se lleva a cabo en los humos de escape

mediante un ciclo en cascada ciclohexano-amoniaco. El aprovechamiento del calor

de refrigeración del bloque se realiza mediante un ciclo regenerativo con FC87

(C5F12).

Los resultados técnicos revelan un incremento de la potencia eléctrica entre el 27 %

para el motor de 100 kWe y el 18% para el de 5000 kWe. Estos incrementos

suponen un rendimiento del ciclo combinado de 40% para el motor de 100 kWe y

de 50 % para el de 5000 kWe.

De la parte económica cabe destacar la reducción de los periodos de retorno al

incluir el ciclo de Rankine orgánico así como un aumento tanto del VAN como de

la TIR, tal como se muestra en la Figura 1. Esto significa que el “repowering” de un

motor aislado mediante este sistema de aprovechamiento de calores de baja

temperatura permite incrementar la rentabilidad, facilitando la viabilidad económica

de unidades más pequeñas (un motor aislado de 1500 kW presenta un período de

retorno de 21 años, mientras que con el acoplamiento al sistema orgánico el período

de la inversión conjunta se reduce a 14 años, incrementándose el VAN en más de 1

M€).

Fig. 1.- VAN y PR del motor aislado y ciclo combinado.

En cuanto a los costes anuales equivalente totales de producción (incluida la

inversión), son casi un 10% más bajos en el ciclo combinado que en el motor

aislado (para un motor de 5 MWe). El coste de generación en el ciclo combinado es

de 65 €/MWh, correspondiendo un 69% al combustible, un 19% a la inversión y

12% a la operación y mantenimiento (motor de 5 MWe). Estos costes se sitúan por

debajo del precio de venta de electricidad anual equivalente (77 €/MWh) para

motores de más de 1000 kWe, mientras que en el caso del motor aislado se

requerían tamaños de más de 2500 kWe.

La figura 2 muestra las emisiones de CO2 del motor aislado frente al ciclo

combinado propuesto. El incremento logrado en el rendimiento hace que las

emisiones específicas se reduzcan entre 79 g/kWhe y 69 g/kWhe lo que en términos

relativos es de entre 16 % y el 15 %. El valor obtenido en las emisiones del ciclo

combinado propuesto es similar al que logran los ciclos combinados convencionales

Brayton-Rankine.

Fig. 2.- Emisiones de 2CO .

Si se compara el empleo del motor en cogeneración con el del ciclo combinado se

encuentra un mejor aprovechamiento en el sistema de cogeneración. Así, aunque el

rendimiento eléctrico artificial es similar en ambas configuraciones para motores de

100 kWe, en motores de 5 MWe supera el 58% en cogeneración, alcanzando sólo el

50% en ciclo combinado. Si se compara el índice de ahorro de energía primaria

siempre resulta más eficiente la cogeneración que el ciclo combinado, siendo el

ahorro del 38% en el primero y del 30% en el segundo para un motor de 5 MWe.

Como conclusión, se ha probado que la constitución de un ciclo combinado motor

de gas-Rankine orgánico es técnica y económicamente posible, mejorando la

rentabilidad de la producción eléctrica del motor de gas, aunque no siendo tan

eficiente como el empleo del motor en cogeneración. Dado que la inversión

adicional en el ciclo de Rankine orgánico no es excesiva puede pensarse en un

sistema híbrido, que alterna entre la producción eléctrica intensificada (ciclo

combinado) o la producción de calor y electricidad, en función de la demanda.

C.combinado

Motor

TECHNICAL - ECONOMIC FEASIBILITY ANALYSIS OF A

COMBINED CYCLE WITH INTERNAL COMBUSTION ENGINE

AND ORGANIC RANKINE CYCLE Author: Mendoza Larive, Alejandro

Director: Linares Hurtado, José Ignacio; Moratilla Soria, Beatriz Yolanda

Entidad Colaboradora: ICAI - Universidad Pontificia Comillas de Madrid

SUMMARY PROJECT

In this project it is assessed, technological and economically, the integration of a

natural gas internal combustion engine in a combined cycle. Due to the relatively

low thermal level of the flue gases at the exhaust pipe (400 ºC to 500 ºC) and of the

cooling water (90 ºC 100 ºC), the employment of organic fluids is a good option.

The organic fluids allow the use of compact equipments due to the fact that they

have high enthalpy jump per unit of volume and superheating is not necessary

because the condition of the fluid downstream the expansion in the turbine is not of

humid steam. On the other hand, with the suitable selection of the fluid its

condensation pressure is above the environmental pressure.

In the project different scenes are evaluated depending on the power of the engine,

the pinch point of the boiler of ammonia and the temperatures of the fluids that

absorb the heat from the combustion gases.

The gas engine characteristics there are obtained from a databases of 67 engines of

10 different manufacturers, whose powers range are between 100 kW and 5500kW.

This way, they have been modelled depending on the electrical power delivered by

them.

The organic Rankine cycle has been modelled physically. The utilization of waste

heats from the exhaust pipe has been modelled with a cascade cycle of cyclohexane

and ammonia and utilization of the refrigeration heat employ FC87 (C5F12).

The technical results reveal an increase of the electrical power between 27 % for the

engine of 100 kWe and 18 % for of 5000 kWe. These increases suppose a

performance of the combined cycle of 40 % for the engine of 100 kWe and of 50 %

for the engine of 5000 kWe. In the economic part it is necessary to distinguish the

reduction of return periods if the organic Rankine cycle is included, and also an

increase of the VAN (Net Present Value) and TIR (Internal Rate of Return), as it

appears in Figure 1. This means that the re-powering of an engine isolated using an

organic Rankine cycle allows to increase the profitability, facilitating the economic

viability of the smallest units (an engine isolated of 1500 kW presents a return

period of 21 years, whereas with the combined cycle the period of the investment

reduces to 14 years, increasing its VAN in more than 1 M €).

Fig. 1.- VAN y RP of the isolated engine and combined cycle.

In reference to the overall levelized costs of production (included the investment),

they are almost 10 % lower in the combined cycle than in the isolated engine (for an

engine of 5 MWe). The cost of generation in the combined cycle is 65 €/MWh,

corresponding 69 % to the fuel, 19 % to the investment and 12 % to the operation

and maintenance (engine of 5 MWe). These costs are placed below the lelvelized

price of electricity (77 €/MWh) for engines of more than 1000 kWe, whereas in

case of the isolated engine sizes were needed of more than 2500 kWe.

Figure 2 shows the CO2 emission of the engine isolated in contrast to the combined cycle. The increase achieved in the performance reduces the specific emission to

79 g/kWhe and 69 g/kWhe what in relative terms is between 16 % and 15 %. The

value obtained in the emission of the combined cycle is similar to the conventional

Brayton-Rankine cycles.

Fig. 2.- 2CO emissions.

If the employment of the engine in cogeneration is compared with the combined

cycle, the cogeneration system achieve better results. This way, although the

electrical artificial efficiency is similar in both configurations for engines of 100

kWe, in engines of 5 MWe it overcomes 58 % in cogeneration, reaching only 50 %

in combined cycle. If there is compared the saved primary energy index, it always

turns out to be a more efficient the cogeneration than the combined cycle, being the

saving of 38 % in the first one and of 30 % in the second one for an engine of 5

MWe. As conclusion, there has been proved that the constitution of a combined

cycle of gas-Rankine organic cycle is technical and economically feasible,

improving the profitability of the electrical production of the gas engine, although

not being so efficient as the employment of the engine in cogeneration. Due to

additional investment in Rankine cycle isn’t so high it’s possible to think in a

hybrid system, which alternates between intensified electricity production

(combined cycle) and the combined heat and power, depending on demand.

C.combinado

Motor

ÍNDICE

Capítulo 1 – Introducción ................................................................... 1

1.1 Motivación del proyecto...........................................................................2

1.2 Objetivos...................................................................................................3

1.3 Marco general: generación eléctrica.........................................................4

1.3.1 Generación eléctrica distribuida.................................................7

1.3.2 Inconvenientes del sistema centralizado....................................9

1.3.3 Aplicaciones de la generación eléctrica distribuida...................9

1.3.4 Ventajas de la generación eléctrica distribuida........................11

1.4 Ciclo combinado.....................................................................................13

1.4.1 Parámetros característicos con un nivel de presión..................14

1.4.2 Motores de combustión interna alternativos (MCIA)..............19

1.4.3 Motores de gas natural como ciclo de alta...............................21

1.4.4 Ciclo de Rankine......................................................................23

1.4.5 Ciclo de Carnot.........................................................................29

1.4.6 Acoplamiento motor-ciclo ORC..............................................31

1.5 Metodología de trabajo...........................................................................31

Capítulo 2 – Revisión de las tecnologías disponibles........................33

2.1 Ciclo de alta (MCIA)..............................................................................33

2.1.1 Comparación con otras tecnologías de generación

distribuida.................................................................................34

2.1.2 Integración con otros sistemas de energía................................36

2.1.3 Los MCIA y el medioambiente................................................40

2.1.4 Motor diesel..............................................................................41

2.1.5 Motor de gas.............................................................................42

2.2 Ciclo de alta (turbina de gas)..................................................................43

2.3 Ciclo de baja temperatura.......................................................................46

2.3.1 Ciclo de Rakine........................................................................47

2.3.1.1 Modelo A...................................................................48

2.3.1.2 Modelo B...................................................................49

2.3.2 Ciclo ORC................................................................................51

2.3.2.1 Modelo inicial: ciclo con un solo fluido....................57

2.3.2.2 Modelo final: ciclo en cascada..................................59

Capítulo 3 – Descripción del modelo desarrollado...........................65

3.1 Esquema en planta..................................................................................65

3.2 Modelo técnico........................................................................................66

3.2.1 Modelo del motor.....................................................................66

3.2.2 Modelo de aprovechamiento del calor de los humos...............73

3.2.2.1 Ciclo ciclohexano......................................................73

3.2.2.2 Ciclo amoniaco..........................................................74

3.2.3 Modelo matemático de aprovechamiento del calor de los

humos.......................................................................................75

3.2.3.1 Datos..........................................................................75

3.2.3.2 Variables....................................................................76

3.2.4 Modelo de aprovechamiento del calor del agua de

refrigeración.............................................................................78

3.2.5 Modelo matemático de aprovechamiento del calor del

agua de refrigeración................................................................79

3.2.5.1 Datos..........................................................................79

3.2.5.2 Variables....................................................................80

3.3 Ecuaciones del modelo matemático........................................................80

3.4 Verificación de la viabilidad técnica.......................................................87

3.5 Modelo económico..................................................................................88

3.5.1 Inversión inicial........................................................................89

3.5.2 Costes de mantenimiento y operación......................................97

3.5.3 Análisis de rentabilidad............................................................98

3.6 Modelo medioambiental.........................................................................99

Capítulo 4 – Análisis de resultados..................................................103

4.1 Resultados técnicos del modelo............................................................103

4.1.1 Rendimientos..........................................................................104

4.1.2 Potencias generadas................................................................105

4.2 Resultados económicos.........................................................................106

4.3 Resultados medioambientales...............................................................118

4.4 Comparación de un ciclo combinado y un ciclo de cogeneración........119

Capítulo 5 – Análisis de sensibilidad................................................125

5.1 Análisis de sensibilidad de parámetros técnicos...................................125

5.2 Análisis de sensibilidad de parámetros económicos.............................131

Capítulo 6 – Conclusiones.................................................................147

6.1 Conclusiones sobre resultados técnicos................................................147

6.2 Comparación con un ciclo de cogeneración..........................................149

6.3 Aspectos medioambientales..................................................................150

6.4 Aspectos económicos............................................................................151

Capítulo 7 – Bibliografía...................................................................153

Capítulo 8 – Anexos...........................................................................155

Capítulo 1 Introducción

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INTRODUCCIÓN

Los ciclos combinados han sido desarrollados para aprovechar los calores

residuales de los ciclos clásicos de producción de energía, consiguiendo así

maximizar el rendimiento obtenido para el combustible empleado. Estos ciclos

combinados aprovechan normalmente calores residuales de un ciclo de alta

temperatura para calentar el fluido de otro ciclo de baja temperatura antes de pasar

por la turbina. De esta manera se consigue aumentar considerablemente el

rendimiento que se tenía con el primer ciclo aislado, ya que, en el segundo, se está

utilizando un “calor gratuito”.

Sin embargo, no se utilizan ciclos combinados en todos los ciclos de

producción de energía, ya que se necesita un incremento sustancial del rendimiento

inicial para que sea realmente rentable emplear esos humos para generar más

electricidad. Así, habrá que analizar para cada caso si la mejora obtenida compensa

la inversión extra inicial y los mayores gastos de operación.

La temperatura de estos gases de escape será muy determinante para las

posibilidades de integración de un ciclo termodinámico. Cuanto mayor sea ésta,

mayor será la temperatura a la que se pueda calentar el fluido del ciclo de baja

presión que se dirige hacia la turbina, por lo que se podrá obtener más trabajo en

ella, aumentando así en mayor medida el rendimiento del ciclo principal. Por ello,

por cuestiones de rentabilidad, sólo se suelen aprovechar para producción de

energía los calores residuales de alta o muy alta temperatura.


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1.1 Motivación del proyecto

El ciclo de Rankine orgánico (ORC), que emplea un fluido diferente del

agua, resulta muy apropiado para el aprovechamiento de calores residuales de

media y baja temperatura debido a que al utilizar un fluido con una curva de

saturación distinta de la del agua es capaz de adaptarse mejor a las prestaciones del

foco caliente que el ciclo con vapor convencional.

El proyecto pretende evaluar la viabilidad de usar un ciclo ORC como ciclo

de baja para un motor alternativo de gas natural, analizando la adecuación de

diferentes fluidos, determinando el tamaño adecuado de ambos equipos, la

configuración adecuada del ciclo, la posibilidad de evitar emplear desgasificador,

etc.

Además el proyecto incluye un análisis para estudiar la viabilidad

económica del proyecto, para lo que se consideran tanto las inversiones necesarias

en los elementos empleados para su construcción (turbinas, motores,

compresores,…) como la rentabilidad obtenida durante la vida útil de la planta.

Otro aspecto a considerar es el impacto ambiental que en este caso serian los

gases emitidos por el motor procedente de la combustión de gas natural. Los

contaminantes atmosféricos (NOx, etc) se mantienen como en el caso del motor,

aunque su peso relativo a la potencia eléctrica generada se reduce; en cuanto al

CO2, se han estimado sus emisiones, antes y después de acoplar el ciclo ORC.


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1.2 Objetivos del proyecto

Los objetivos del proyecto son:

1. Analizar los fluidos de trabajo adecuados, seleccionando los más

indicados para la aplicación. En este análisis se tendrán en cuenta el

posible empleo de ciclos en cascada para aprovechar al máximo las

características de los fluidos orgánicos.

2. Obtener un modelo de las prestaciones del motor alternativo. Para

ello se recurrirá a un análisis estadístico de diversos motores reales,

obteniendo así sus prestaciones nominales en función de la potencia

del motor.

3. Obtención de las prestaciones del ciclo combinado, analizando

diferentes configuraciones del mismo, de modo que sea posible

seleccionar el escenario más eficiente según las circunstancias de

cada caso (potencia total de la planta, tamaño del motor,...). Esto

constituirá un análisis de viabilidad técnica.

4. Realización de un análisis de viabilidad económica para ponderar los

criterios técnicos con los económicos.

5. Realización de un análisis de viabilidad a nivel energético y

medioambiental, calculando el ahorro en energía primaria y la

reducción en emisiones de 2CO frente a una tecnología convencional

de producción eléctrica.


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1.3 Marco general: generación eléctrica

Las primeras unidades de generación eléctrica instaladas a nivel mundial

seguían una estrategia considerada hoy como generación distribuida, es decir, se

construían centrales en el mismo área de consumo. A medida que la industria se

desarrollaba y crecía, la mayoría de las instalaciones industriales construyeron

centrales para cubrir sus propias necesidades y las de los clientes situados en las

proximidades, lo cual constituye otro precedente de la generación eléctrica

distribuida.

Posteriormente como parte del crecimiento demográfico y de la demanda

eléctrica, se evolucionó hacia el sistema centralizado donde la central eléctrica se

encontraba en el centro geométrico del consumo y los consumidores crecían a su

alrededor. Sin embargo el rápido desarrollo tecnológico llevó a construir grandes

centrales eléctricas más eficientes situadas en lugares distantes de las zonas de

consumo, pero cerca del suministro de combustible y agua.

Según la fuente de energía primaria se pueden considerar tres tipos

principales de generación clásica: hidráulica, nuclear y combustible fósil.

La energía hidráulica se prevé que tenga una expansión escasa en Europa y

Estados Unidos donde se ha llegado casi al límite de la explotación; el agotamiento

de emplazamientos posibles y la negativa social a la nueva construcción de

embalses y derivación de caudales de ríos, a pesar de su bajo coste de generación y

emisiones contaminantes a la atmósfera, no hace pensar en importantes incrementos

de la capacidad hidráulica.


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La energía nuclear, pese a los bajos costes variables y emisiones de gases de

efecto invernadero que su empleo supone, no posee buenas perspectivas de

convertirse en una alternativa a corto plazo, debido principalmente al rechazo

social. Uno de los campos donde se necesita desarrollo e inversión es en buscar

soluciones en la eliminación, transformación o almacenamiento seguro de los

residuos nucleares.

En lo referente a los combustibles fósiles se prevé que sigan siendo la

principal fuente de energía utilizada para la producción de electricidad, donde se ha

observado una reducción de la importancia del carbón frente al auge del gas natural.

Este cambio es debido a la menor emisión específica de 2CO por kWh producido y

a las ventajas referente a costes de inversión, eficiencia energética, flexibilidad de

operación y aceptación social en la selección del emplazamiento.

De forma general una central de ciclo combinado requiere una inversión de

entre 500 a 600 €/kW [GOME06] y puede alcanzar rendimientos cercanos al 59% a

pleno rendimiento mientras que una central de carbón, con depuración de gases y

calderas supercríticas, tienen un rendimiento del orden del 45% con costes de

inversión de 1000 €/kW. Estas diferencias no implican el abandono de las

tecnologías basadas en el carbón, dado su seguridad de abastecimiento, sobretodo si

se desarrollan tecnologías económicamente viables de captura y confinamiento de

2CO .

Esta orientación de la generación se ha dado en los países desarrollados al

menos desde la Segunda Guerra Mundial tendiendo hacía economías de escala a

través de grandes centrales cada vez más alejadas de los centros de consumo


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obligando al desarrollo de líneas de transporte de mayor capacidad y largas

interconectadas y mutuamente apoyadas. No solamente se tendía hacia una

generación centralizada sino también a la transferencia del control del sistema

eléctrico del entorno de los clientes o pequeñas empresas hacia grandes organismos

de gestión centralizada.

Sin embargo el hecho de una tendencia a un sistema centralizado no supuso

la desaparición de la generación distribuida cuya forma más habitual fue el

generador diesel o baterías cuyos objetivos eran cubrir las necesidades que el

sistema centralizado no podía cubrir: fiabilidad (hospitales) o calidad en el

suministro (bancos).

Por el contrario en la década de 1970, factores energéticos como la crisis del

petróleo, ecológicos como el cambio climático y una alta tasa de demanda eléctrica

a nivel mundial, plantearon la necesidad de alternativas tecnológicas para asegurar

el suministro, la calidad de la energía eléctrica y el ahorro y uso eficiente de los

recursos naturales. A estos factores se añaden la dificultad de encontrar

emplazamientos para las grandes centrales, su elevada inversión de capital y la

complejidad de construcción que junto con el desarrollo tecnológico y reducción del

coste de nuevas opciones modulares hacen de la generación distribuida una

alternativa.


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1.3.1 Generación eléctrica distribuida

Son varias las definiciones que existen sobre la generación distribuida pero

posiblemente la más clara y general es la dada por el “Electric Power Research

Institute”:

“La generación distribuida es la utilización, de forma integrada o

individual, de pequeños generadores por parte de las compañías eléctricas, clientes

o terceros, en aplicaciones que benefician al sistema eléctrico, a usuarios eléctricos

específicos o a ambos”.

Teóricamente casi cualquier tecnología sería válida para dicha generación

(turbinas eólicas, hidráulicas y de gas, motores de combustión interna, placas de

energía solar térmica de alto rendimiento y fotovoltaicas, pilas de combustible) pero

en la práctica, sólo aquellas de alta eficiencia son viables económicamente.

La generación distribuida supone un cambio en la generación de energía

eléctrica centralizada. Aunque se pudiera considerar un concepto nuevo, lo cierto es

que su origen se remonta a los inicios de la generación eléctrica puesto que la

industria eléctrica se fundamentó en la generación en el lugar de consumo.

En los últimos años del siglo XX se ha producido un cambio estructural de

las condiciones y fundamentos en los que se basaba la generación eléctrica

tradicional de los países industrializados. Los factores que han influido en estos

cambios han sido la liberalización de los mercados eléctricos y la preocupación

medioambiental existente en las sociedades desarrolladas debido al cambio

climático.


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La liberalización y el progresivo abandono de los sistemas regulatorios

tradicionales, han hecho plantearse sistemas con costes de inversión inferiores lo

que permite incrementar la competitividad entre empresas. El segundo factor de

cambio queda plasmado en cumbres como la de Río de Janeiro (1992), el protocolo

de Kyoto (1997) y posteriores acuerdos. Este factor es el que explica el interés

despertado sobre la generación eléctrica mediante fuentes renovables.

A nivel de la Unión Europea se están llevando a cabo iniciativas políticas de

protección del medio ambiente, desarrollo sostenible y ahorro energético. Estas

iniciativas quedan plasmadas en directivas de fomento de energías renovables,

apoyo a la cogeneración y aquellas que afectan a grandes instalaciones de

combustión, limitando las emisiones de gases y partículas.

En términos generales, al implementar la GD lo que se busca es aumentar la

calidad de energía, es decir, contar de forma ininterrumpida con la energía eléctrica,

con sus adecuados parámetros eléctricos que la definen acordes a las necesidades,

esto es voltaje, corriente y frecuencia, entre otros.

La mayoría de las redes de transmisión y distribución de energía eléctrica

alcanzan una fiabilidad del 99.9% equivalentes a 8.7 hora al año fuera de servicio.

Sin embargo, la alta tecnología en procesos de producción y empresas de servicio

demandan una mayor fiabilidad equivalentes a tiempos fuera de servicio al año de

entre 32 y 0.03 segundos.

La generación distribuida supone un reto tecnológico que gira entorno a la

disminución de las pérdidas durante el transporte por lo que al localizarse cerca del

punto de consumo permite minimizarlas; esto lleva consigo una disminución de

consumo de energía primaria así como de emisiones contaminantes.


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1.3.2 Inconvenientes del sistema centralizado

• Dificultad de emplazamiento y construcción de grandes centrales al

mismo ritmo que la demanda.

• Dificultad de construcción e interconexión de grandes líneas de

transporte y distribución que permitan mantener la fiabilidad del

suministro y aprovechar la desregulación de sistemas eléctricos del

entorno para el intercambio competitivo de electricidad.

• Dificultad para compatibilizar la desregulación del mercado eléctrico

propio con la protección del cliente.

• Dificultad para compatibilizar la desregulación del mercado eléctrico

propio con el nivel de inversión en investigación, desarrollo e

innovación que podría aportar a medio plazo la tecnología necesaria

para solucionar el conflicto.

• Dificultad para proporcionar la calidad de suministro exigida por la

economía digital.

1.3.3 Aplicaciones de la generación eléctrica distribuida

• Carga base: generación de energía eléctrica de forma continua

operando en paralelo con la red de distribución; puede tomar o

vender parte de la energía, y usa la red para respaldo y

mantenimiento.


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• Carga en punta: suministro de energía eléctrica en períodos punta,

con lo que disminuye la demanda máxima del consumidor, ya que el

coste de la energía en este período es el más alto.

• Generación aislada: generación de energía eléctrica de

autoabastecimiento, debido a que no es viable a partir de la red

eléctrica (sistema aislado o falta de capacidad del suministrador).

• Soporte a la red de distribución: de forma eventual o bien

periódicamente, la empresa eléctrica requiere reforzar su red

eléctrica instalando pequeñas plantas, incluida la subestación de

potencia, debido a altas demandas en diversas épocas del año, o por

fallos en la red.

• Almacenamiento de energía: se toma en consideración esta

alternativa cuando es viable el coste de la tecnología a emplear, las

interrupciones son frecuentes o se cuenta con fuentes de energía

renovables.

• Aplicaciones donde se pueda conseguir un rendimiento económico

superior.

• Aplicaciones donde la calidad del suministro sea un punto crítico.

• Aplicaciones donde la generación, transporte o distribución de una

compañía eléctrica tradicional en una determinada zona no permite

un suministro adecuado a las necesidades de sus clientes.


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1.3.4 Ventajas de la generación eléctrica distribuida

Los beneficios repercuten en el cliente eléctrico, el generador y en el

mercado y su entorno.

• Cliente eléctrico

Facilidad de adaptación a las condiciones del lugar donde se

encuentra el cliente debido a sus pequeños tamaños.

Incremento en la fiabilidad del suministro de energía crítico

en algunos sectores industriales.

Aumento en la calidad de la energía especialmente útil en

aplicaciones industriales cuya instrumentación y control

electrónico es muy sensible.

Uso eficiente de la energía reduciendo las pérdidas de

transporte y distribución así como aprovechando calores

residuales (cogeneración).

Disminución de emisiones contaminantes puesto que

contempla la utilización de energías renovables.

Reducción de los costes de generación debido al

aprovechamiento de los calores residuales.


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• Generador

Reducción del riesgo de la inversión debido al tamaño,

flexibilidad de emplazamiento y rápida instalación debido al

sistema modular empleado.

Reduce la inversión en el aumento de la capacidad del

sistema de transporte y distribución, localizando nueva

generación más cerca de los usuarios.

Apertura de mercados en zonas remotas donde no es rentable

el transporte y la distribución.

Libera la capacidad del sistema de transporte.

Evita inversiones innecesarias igualando los aumentos de

capacidad al crecimiento de la demanda.

Proporciona mayor control de energía reactiva.

Mayor regulación de la tensión.

• Mercado y entorno

Reducción de emisiones debido a una mayor eficiencia y

aprovechamiento de los recursos.

Mantiene la competitividad en el mercado puesto que es

capaz de responder a la demanda en continuo crecimiento.

Aumento del número de puestos de trabajos.


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Mejora la fiabilidad y productividad de la energía

suministrada.

Mejora la planificación energética puesto que se dispone de

más posibilidades.

1.4 Ciclo combinado

El ciclo combinado gas-vapor es la conjunción de dos ciclos

termodinámicos (Rankine y Brayton) que se caracteriza por su alto rendimiento

energético y elevada densidad de potencia. La caldera de recuperación y la turbina

de vapor se pueden optimizar con el fin de recuperar la mayor energía posible de los

gases de escape de la turbina de gas.

Para reducir las pérdidas de energía en el acoplamiento de los ciclos de

Rankine y Brayton, el vapor de la caldera de recuperación se puede generar en uno,

dos o tres niveles de presión, y con o sin recalentamiento intermedio que implicaría

un diseño mas complejo y por tanto encarecimiento de la instalación pero el

rendimiento y la potencia en el eje aumentarían.


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1.4.1 Parámetros característicos con un nivel de presión

Es el ciclo combinado más sencillo donde en la práctica los parámetros de

optimización del ciclo son la presión, temperatura y el caudal de vapor producido

en la caldera de recuperación puesto que las turbinas de gas y vapor están

estandarizadas (con potencias y temperaturas de gases definidas). Estos grados de

libertad han de ser seleccionados de tal forma que el coste final obtenido del kWh

sea el menor posible.

Presión de vapor: con el objetivo de optimizar la potencia y rendimiento de

la turbina de vapor, se parte de la máxima temperatura posible para el vapor

y de la presión con la que se obtendría el máximo trabajo en la turbina,

teniendo en cuenta las limitaciones impuestas por la presión en el

condensador y el contenido máximo admisible de humedad en el último

escalón de la turbina de vapor debido a la erosión de los álabes.

La potencia en el eje de la turbina depende del gasto másico y el

salto entálpico disponible en la turbina de vapor como se indica en la

siguiente ecuación:

)kgkJ(h)

skg(m)kW(P ∆×=

•

La presión de vapor se selecciona de tal forma que el valor de la

ecuación anterior sea el máximo posible pero siendo compatible con los

parámetros económicos impuestos a la instalación:


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• Una presión de vapor elevada supondría una generación menor de

vapor al aumentar la temperatura de saturación a medida que lo hace

la presión, lo que implica una recuperación de calor inferior de los

gases de escape del ciclo de gas y un menor rendimiento de la

caldera de recuperación de calor.

• Sin embargo, pese a que presiones de vapor pequeñas provocarían

una mayor producción de vapor, una mayor recuperación de calor de

los gases de escape y consecuentemente un aumento del rendimiento

de la caldera al ser la densidad menor se originan mayores pérdidas

internas en los equipos, encareciendo así los sistemas principales

(caldera, tuberías, turbina, válvulas, condensador, etc.) y de toda la

instalación en general.

• Desde el punto de vista termodinámico y con el objetivo de

optimizar el salto entálpico, la presión óptima para una temperatura

determinada es aquella que, siendo lo más alta posible y compatible

con la máxima recuperación de calor, no dé lugar al final de la etapa

de expansión un contenido de humedad superior al máximo

admisible por el último escalón.

La presión obtenida de forma teórica siempre será algo menor puesto que el

salto real en la turbina no es isentrópico.

Temperatura de vapor: el valor máximo de la temperatura de vapor se fija

de tal forma que sea igual o menor que la temperatura de los gases menos

25ºC teniendo en cuenta que el salto entálpico de la turbina mejora con la


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temperatura. No obstante la selección de la temperatura de vapor de la

turbina se realiza equilibrando la mejora del salto entálpico, la disminución

del caudal de vapor que se produce aumentando la temperatura del vapor y

el coste mayor de los materiales a utilizar en el sobrecalentador y tuberías de

vapor a turbina.

El incremento de la temperatura eleva ligeramente la potencia de la

turbina puesto que prevalece la mejora del salto entálpico frente al descenso

en la producción de vapor al disminuir la energía de los gases disponibles

para la vaporización. También, la mayor temperatura del vapor contribuye a

aumentar el título del vapor en los álabes de los últimos escalones,

permitiendo aumentar el vacío en el condensador e incrementar aún más la

potencia.

Pinch point: es la diferencia entre la temperatura del vapor a la salida del

evaporador y la temperatura de los gases en esa zona. Cuanto menor sea el

valor del pinch point, mayor cantidad de vapor generado, mayor es la

superficie total de intercambio de calor requerida del evaporador y

sobrecalentador y por tanto se incrementa el coste de la caldera.

Approach temperatura: es la diferencia entre la temperatura de salida en el

calderín y la del fluido a la salida del economizador. Esta diferencia es

necesaria para evitar la evaporación en los tubos del economizador en la

puesta en marcha, elevación de la carga y operación a carga parcial.


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Un valor pequeño de este parámetro supone un mayor

aprovechamiento del calor pero también un incremento de la superficie de

intercambio en el economizador y puede que la necesidad de emplear

materiales aleados en su última etapa para resistir sobrecalentamientos

eventuales en el caso de que se produzcan vaporizaciones. Es crítico el valor

a carga parcial porque si es pequeño se pueden producir vaporizaciones que

impidan el paso del fluido en las calderas horizontales de circulación

natural.

Una vez fijadas la presión y temperatura los valores de pinch point y

approach determinan la producción de vapor. Sin embargo para una misma

suma de ambos parámetros se obtienen superficies de caldera diferentes por

lo que el óptimo de cada parámetro debe escogerse según la condición de

operación.

Caída de presión en el evaporador: en función de la caída de presión

variará la producción de vapor; cuanto mayores sean las pérdidas menor será

dicha producción. El motivo por el cual se produce esta disminución de

vapor es porque para mantener el vapor a la entrada de la turbina, la presión

y la temperatura de saturación deben ser mayores por lo que no se podrían

aprovechar la energía de los gases con temperaturas inferiores a saturación

durante la evaporación. La eficiencia del evaporador así como las pérdidas

de carga depende en gran medida de la geometría y diámetro de los tubos

pero siempre hay que buscar un equilibrio entre coste y eficiencia.


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Caída de presión en el economizador: tiene una influencia directa en el

consumo de las bombas del agua de alimentación, por lo que la geometría y

diámetro de sus tubos se escogen en función de su eficiencia y coste.

Temperatura del agua de alimentación: el rendimiento de la caldera de

recuperación se incrementa cuanto menor es la temperatura del agua a la

entrada del economizador puesto que es la forma de reducir la temperatura

de los gases de salida hacia la chimenea. Por esta razón no existen

calentadores de agua en ciclos gas-vapor, y el agua de alimentación sólo es

calentada en el desgasificador o a través del sistema de vacío del

condensador. Esta baja temperatura del agua de alimentación es una

característica de diferenciación de las centrales de ciclo combinado con

respecto a las centrales de caldera convencional, consiguiendo estas últimas

mayores eficiencias al calentar el agua de alimentación mediante

extracciones múltiples de la turbina.

El calentamiento del agua en el desgasificador se da en condiciones

normales de operación mediante una extracción de vapor de la turbina y en

los arranque se realiza con vapor procedente del calderín. El objetivo del

calentamiento del agua de reposición al ciclo en el condensador es reducir la

solubilidad de los gases no condensables ( COONCO ,,, 222 ) en el agua y

eliminarlos mediante el sistema de vacío en el condensador; de esta forma se

reducen los aportes de productos químicos al ciclo ( 42 HN ) así como el

consumo de vapor en los venteos del desgasificador. En este calentamiento


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el calor puede proceder del agua caliente de la purga continua del calderín y

del aporte de vapor auxiliar.

Mediante calentamiento del agua de reposición, aportándola al condensador

buscando una gran superficie de contacto entre el agua de aportación y la

atmósfera de vacío del condensador, se pueden obtener niveles de 2O

inferiores a 7 ppb, lo que permite reducir el aporte de hidracina e incluso

evitaría la necesidad del desgasificador y la bomba de condensado.

Otra solución posible es recircular agua caliente desde la salida del

economizador para calentar el agua del desgasificador evitando la extracción

de vapor de la turbina y por lo tanto incrementando su potencia.

En ciclos donde las paradas y arranques son frecuentes se diseña para evitar

corrosiones internas mediante aireación completa en el aporte de agua a la

caldera, optimizando el condensador, la inyección de hidracina. La

temperatura en los tubos más fríos del economizador debe mantenerse por

encima del punto de rocío de los humos para evitar condensaciones ácidas

que provocarían corrosiones, lo cual se logra calentando el agua de

alimentación (inyectando vapor en el desgasificador).

1.4.2 Motores de combustión interna alternativos (MCIA)

El origen de los motores térmicos se remonta a 1860 cuando nació, gracias a

Lenoir, el primer motor industrial que funciona con explosiones, pero sin

compresión previa. Posteriormente, el motor de "compresión previa y ciclo de

cuatro tiempos", definido por Beau de Rochas (1862) y realizado por Otto en 1878,


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provee a la industria de un motor de media potencia, cuyo precio y complicación no

son comparables al conjunto generador-máquina de vapor.

En 1893, Rudolph Diesel enuncia el principio del motor de "combustión

interna y alta compresión previa", sin encendido, el cual debía ser alimentado

directamente por un combustible pesado, no fluido y relativamente económico.

Con el tiempo y el estudio detallado de los motores, se llegó a la conclusión

de que los motores más potentes deben disponer necesariamente de varios cilindros.

Es por ello que comienzan a desarrollarse numerosos tipos de motores, cambiando

principalmente el tipo de combustible (y por ende su principio de funcionamiento),

así como la disposición de los cilindros, con el fin de lograr un máximo de potencia.

La mayor demanda social de energía se centra fundamentalmente en energía

mecánica y eléctrica que se puede obtener utilizando energía térmica, hidráulica,

solar y eólica. La más utilizada es la energía térmica obtenida de los combustibles

de naturaleza orgánica. Los equipos energéticos que más aceptación han tenido, en

sus diferentes concepciones, son los motores térmicos que basan la producción de

energía mecánica en una diferencia de temperatura.

Los MCIA son motores térmicos en los que los gases resultantes de un

proceso de combustión empujan un émbolo, en el interior de un cilindro,

intercambiando energía con ellos que hace girar el cigüeñal donde se obtiene un

movimiento de rotación.

La característica fundamental de los MCIA es su combustión intermitente

que implica una mayor dificultad para lograr la combustión completa con mínima

emisión de contaminantes; esta desventaja lleva consigo una ventaja que es una


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menor temperatura media de los elementos mecánicos en contacto con los gases

procedentes de la combustión.

1.4.3 Motores de gas natural como ciclo de alta

El gas natural comenzó a considerarse hace unos 50 años puesto que

antiguamente era más fácil producirlo a partir de otros gases y carbón (gas

manufacturado) que extraerlo de la tierra lo que causó su desinterés. Actualmente,

las nuevas tecnologías han logrado que el 18% de la energía mundial consumida

provenga del gas.

Está compuesto de diversos gases y su mezcla varía según el yacimiento; un

porcentaje superior al 92% de su composición son átomos de carbono e hidrógeno

(metano, propano, etano, butano).

En los últimos años ha aumentado el interés por combustibles gaseosos

empleados en MCIA los cuales reemplazan a motores convencionales por

cuestiones medioambientales y disponibilidad del recurso natural.

Ventajas del gas natural frente a gasóleo y gasolina:

• El precio por unidad de energía calorífica es menor en el gas natural.

• Los costes de mantenimiento en motores diesel son mayores que en

los de gas natural para una potencia dada.

El gas natural puede ser empleado en los motores de explosión (Otto) pero

se produciría una reducción de potencia de salida que para evitarla serían necesarias

ciertas modificaciones que incrementan su rendimiento por encima del original.


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En el caso de los motores diesel no se procede de la misma forma pese a que

los motores de gas se basan en los de motores convencionales.

De forma general los combustibles gaseosos poseen un número de octano

superior que el de la gasolina, lo que posibilita que los motores de explosión

trabajen con relaciones de compresión de hasta 12 y 13, aumentando así su

rendimiento. Por el contrario este elevado número de octano impide que los motores

diesel realicen adecuadamente el encendido por compresión cuando son

alimentados con gas, ya que el gas natural funciona mejor con motores de

encendido provocado mediante una bujía y con menores potencias que las de los

diesel.

En los motores diesel de gas el sistema de ignición no siempre es por

compresión de aire y posterior inyección de aire. Según el tipo de ignición los

motores diesel se clasifican en:

• Encendido por chispa: se comprime una mezcla de gas y aire y el

encendido se provoca se lleva a cabo mediante una bujía.

• Inyección piloto de gasoil: se comprime una mezcla de combustible

y aire en exceso lo que hace disminuir la tendencia a la detonación y

permite trabajar con mayor relación de compresión. Hacia el final de

la compresión se introduce en el cilindro una pequeña cantidad de

combustible con elevado número de cetano, lo que determina que se

inicie la combustión y se propague por toda la cámara. De esta forma

se consigue mejor rendimiento que el caso anterior pero se añade

complejidad y coste al motor.


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• Inyección de gas a alta presión: consiste en comprimir únicamente

aire en el cilindro e inyectar el gas comprimido al final del proceso

de compresión en el motor. En definitiva, el principio de

funcionamiento de este motor se corresponde al del diesel

convencional. Este sistema proporciona mejor rendimiento que en

los dos casos anteriores, aunque a cambio de consumir potencia en el

compresor de gas.

1.4.4 Ciclo de Rankine

Es un ciclo de potencia (generación de energía) que, en su versión más

simple, se compone de cuatro procesos, como se verá en la Figura I.1. En primer

lugar, una bomba aspira condensado a baja presión y temperatura (típicamente a

presión inferior a la atmosférica): estado (3), y comprime el agua hasta la presión de

la caldera (4). Este condensado (4) se encuentra ahora a menos temperatura de la de

saturación, para ser inyectado en la caldera. En ésta primero se calienta alcanzando

la saturación y luego se inicia la ebullición del líquido. En (1) se extrae el vapor de

la caldera (en condiciones cercanas a saturación) y luego se conduce el vapor a la

turbina. Allí se expande, produciendo trabajo hasta la presión asociada a la

temperatura de condensación (2). El vapor que descarga la máquina entra al

condensador donde se convierte en agua al entrar en contacto con las paredes de

tubos que están refrigerados en su interior (típicamente por agua). El condensado se


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lleva al fondo del condensador, donde se extrae (3) prácticamente como líquido

saturado. Allí la bomba comprime el condensado y se repite el ciclo.

Fig. I.1.- Esquema del ciclo de de vapor de Rankine.

Fig. I.2.- Diagrama P-V del ciclo de vapor Rankine.


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En diagrama P-V (Figura I.2), el ciclo se describe como sigue (los puntos

termodinámicos están indicados mediante un número): en (1) la caldera entrega

vapor saturado, el cual es transportado a la turbina. Allí el vapor se expande entre la

presión de la caldera y la presión del condensador, produciendo el trabajo (W). La

turbina descarga el vapor en el estado (2). Éste, es vapor húmedo, que es admitido

en el condensador. Allí se condensa a presión y temperatura constante, evolución

(2)-(3), y del condensador se extrae líquido saturado, en el estado (3). Luego la

bomba aumenta la presión de condensado de Pcond a Pcal (evolución (3)-(4)) y

reinyecta el condensado en la caldera.

Por lo tanto la máquina opera entre la presión Pcald y Pcond, las cuales

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

temperatura de condensación del agua en el condensador, respectivamente.

Fig. I.3.- Diagrama T-S del ciclo de vapor Rankine.


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El diagrama T-S el ciclo Rankine (Figura I.3) se describe de la siguiente

forma: el vapor está inicialmente como vapor saturado (1); luego el vapor se

expande en la turbina, generando trabajo (evolución (1)-(2)). Esta evolución se

puede suponer adiabática. Si además se supone libre de irreversibilidades, se

asimilará a una isentrópica. En caso contrario la entropía aumentaría debido a las

irreversibilidades. A la salida de la turbina de vapor tendrá título (X) inferior a 1.

El vapor que descarga la turbina es admitido en el condensador, donde

condensa totalmente a temperatura y presión constantes (evolución (2)-(3)),

saliendo en el estado (3) como líquido saturado. Ahora el condensado es

comprimido por la bomba (evolución (3)-(4)), aumentando su presión hasta Pcald.

Si bien la presión aumenta de forma significativa, la temperatura casi permanece

constante. Idealmente esta compresión también es adiabática e isentrópica, aunque

realmente la entropía también aumenta. En el estado (4) el fluido se encuentra como

comprimido. Éste se inyecta en la caldera, con un importante aumento de la

temperatura y entropía, hasta alcanzar la saturación y es allí donde comienza la

ebullición. Todo el proceso (4)-(1) ocurre dentro de la caldera. El punto 4’

representaría el punto donde alcanza la condición de líquido saturado.

Sin embargo, el ciclo de Rankine real no es exactamente igual al mostrado

puesto que se producen irreversilidades:

• En la turbina y en la bomba los procesos no son isentrópicos (aunque

sean adiabáticos)

• En la caldera existen irreversibilidades internas (pérdida de presión)

y externas (diferencia de temperatura con foco caliente)


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• En el condensador se producen también pérdidas de presión (aunque

menos importantes) y diferencia de temperatura con el refrigerante.

Además, el agua del refrigerante no suele usarse posteriormente,

pues aunque lleva una potencia considerable ésta es de baja

temperatura, siendo por tanto su contenido energético escaso.

Fig. I.4.- Irreversibilidades en turbina y bomba.

Observando los diagramas se deduce que aumentando la presión de la caldera se

aumentará el rendimiento, pero tamben tendrá sus inconvenientes:

• Baja el título del vapor de salida a turbina, que debe ser mayor que

X=0.85 para evitar problemas de corrosión en la turbina.

• Aumenta el espesor de los tubos, aumentando también el precio y

empeorando la seguridad y transmisión de calor.


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Por ello, la opción más habitual para mejorar el ciclo es realizar un

sobrecalentamiento del vapor en la misma caldera, con los siguientes efectos:

• Aumenta la temperatura media del vapor en la caldera (temperatura

media de aceptación de calor), aumentando consecuentemente el

rendimiento.

• Evita títulos bajos en la salida de la turbina.

Sin embargo, también existe un límite de sobrecalentamiento, provocado por

la resistencia térmica del material (oxidación de los tubos de la caldera).

También conviene reducir la presión de condensación, pues se reduciría así

la temperatura media de rechazo de calor, aumentando por tanto el rendimiento. Los

valores típicos de temperaturas de condensación oscilan entre los 30ºC y los 45ºC.

Sin embargo, para obtener esas bajas temperaturas de condensación es necesario

reducir la presión del condensador hasta valores muy por debajo de la presión

ambiente, por lo que sería necesario incluir un desgasificador en el ciclo para evitar

los problemas asociados a la disolución del oxígeno que inevitablemente entre en el

condensador desde el ambiente. Por otro lado, la mínima presión alcanzable está

condicionada por la temperatura del foco frío.

El proceso explicado es un ciclo básico (con recalentamiento). En la práctica

se usan variantes más complejas que ofrecen mejores rendimientos, como son:

• Ciclos regenerativos (regeneradores abiertos, calentadores cerrados o

calentadores múltiples).

• Empleo de presiones supercríticas.


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1.4.5 Ciclo de Carnot

La eficiencia térmica de un ciclo de potencia alcanza su nivel máximo si

todo el calor que se obtiene de fuentes de energía ocurre a la máxima temperatura

posible; es decir, un ciclo alcanzará su máximo rendimiento cuando sus

temperaturas medias de admisión y cesión de calor coincidan con las temperaturas

de los focos caliente y frío, respectivamente, que alimentan el ciclo. La eficiencia

térmica de un ciclo reversible que opera en estas condiciones se denomina

eficiencia de Carnot, y viene dada por la siguiente ecuación.

c

fCarnot T

T−= 1η

Siendo:

• fT : temperatura del foco frío

• cT : temperatura del foco caliente

Un ciclo de Carnot, por tanto, es un ciclo reversible (ausente de

irreversibilidades tanto externas como internas) que opera según las condiciones

descritas. Este ciclo estará compuesto por dos procesos isotermos reversibles y dos

procesos adiabáticos reversibles (isentrópicos).

Si se compara un ciclo de Rankine reversible con un ciclo de Carnot que lo

inscriba éste último tendría como temperatura inferior (de fuente fría) la


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temperatura del condensador del ciclo de Rankine y como superior (de fuente

caliente) la de la caldera. Así, el ciclo de Carnot asociado estaría representado, en el

diagrama T-S, por el rectángulo de tamaño mínimo que contenga al ciclo de

Rankine.

Fig. I.5.- Comparativa ciclo de Rankine y Carnot equivalente.

La diferencia de área entre la representación de ambos ciclos representa la

pérdida con respecto al potencial que nos ofrecen los focos. En este caso la

principal irreversibilidad termodinámica ocurre por la inyección de agua por debajo

de la temperatura de saturación a la caldera. Aun así, el ciclo de Rankine se

aproxima mucho al ciclo de Carnot, por lo que es un ciclo muy conveniente desde

el punto de vista termodinámico.


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1.4.6 Acoplamiento motor-ciclo ORC

Se trata de un ciclo combinado donde el ciclo de alta es un motor de

combustión interna alternativo cuyas características ya han sido explicadas y el

ciclo de baja se trata de un ciclo de Rankine orgánico.

1.5 Metodología de trabajo

Se pretende analizar un ciclo combinado que emplee como ciclo superior un

motor de combustión interna de gas natural y como ciclo de baja uno de Rankine

orgánico (ORC). Los fluidos empleados en este tipo de ciclos suelen presentar

problemas de descomposición a altas temperaturas, por lo que no se deben exponer

a mucho más de 400ºC. La potencia del motor de gas considerado cubrirá su gama

de trabajo habitual (0,1 a 5 MWe). Las temperaturas del escape varían entre los

400ºC y 475ºC, con lo que se cumple el condicionante de los ORC. Por otra parte,

los motores más interesantes desde el punto de vista económico son lo de mayor

potencia, donde las temperaturas de escape son las menores del rango.

En una primera fase se llevará a cabo una revisión de la documentación

disponible, con objeto de seleccionar fluidos adecuados, configuraciones de ciclos y

parámetros de funcionamiento.

Seguidamente se procederá a modelar el ciclo de alta, lo que se hará

mediante ajuste de curvas dadas por fabricantes.

En una tercera fase se procederá a modelar el ciclo ORC, seleccionando para

ello varios fluidos y analizando diversas configuraciones, entre ellas la conexión de


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dos ciclos en cascada (ciclo binario) y el empleo de una ciclo específico para

recuperar el agua de refrigeración.

Capítulo 2 Revisión de las nuevas tecnologías disponibles

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REVISIÓN DE LAS TECNOLOGÍAS

DISPONIBLES

En esta sección se realizará una revisión de las tecnologías disponibles tanto

para el ciclo de alta (motor diesel, motor de gas o turbina de gas) como el de baja.

Como ciclo de alta se ha optado por un motor de combustión interna alternativo de

gas natural ya que en este proyecto se están analizando sus posibilidades de

integración para el ciclo combinado, y se han extrapolado las prestaciones

energéticas de dicho motor, en función de la potencia, a partir de datos reales de

fabricantes. Por lo tanto es en el ciclo de baja temperatura (ciclo de Rankine

orgánico) donde se presentan las opciones a analizar.

2.1 Ciclo de alta (MCIA)

La base de datos utilizada en este proyecto para modelar las prestaciones

energéticas del ciclo de alta temperatura está compuesta por un MCIA cuyo fluido

de trabajo es gas natural en un rango de potencias desde 100kW hasta 5740kW.

Conforme aumenta la potencia del motor mejor es su funcionamiento, pues

se vuelve más adiabático; de esta forma el rendimiento eléctrico oscilará entre el

27.7% y el 43.9%, observándose un aumento conforme se incrementa la potencia

del motor. Sin embargo el porcentaje de calor recuperable de los gases de escape no


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dependerá de la potencia del motor, oscilando entre el 41.11% y el 91.81% de dicha

potencia, aunque con una tendencia media alrededor del 57%. El porcentaje

(también respecto a la potencia eléctrica) de calor evacuado del circuito de

refrigeración de las camisas disminuirá al amentar la potencia, situándose entre el

18% y el 23.31% para el rango estudiado.

2.1.1 Comparación con otras tecnologías de generación distribuida

La utilización de MCIA para la producción de electricidad o cogeneración

no es algo nuevo, resultando especialmente idóneos en sistemas de dimensiones

pequeñas o medias (15kW – 30MW) y siempre que se requiera un motor que

trabaje con rendimiento elevado. Los motores de ciclo Otto se emplearán para

abastecer las demandas pequeñas, mientras que los de ciclo diesel para las de

dimensión media.

Los MCIA se caracterizan por su gran versatilidad, pues convenientemente

diseñados pueden emplear una amplia gama de combustibles líquidos y gaseosos en

aplicaciones muy diversas. Al mismo tiempo se adaptan con gran flexibilidad a

diferentes condiciones de operación, pues su rendimiento no se ve muy afectado por

el grado de carga al que está sometido el motor; además de resultar muy idóneos

para proporcionar calor adicional a varias temperaturas: desde los gases de escape a

400ºC - 600ºC, hasta otras fuentes de menor temperatura como el agua de

refrigeración, aceite de lubricación y aire del interrefrigerador del sobrealimentador.

Otra ventaja no despreciable de los MCIA es que pueden ser empleados

fácilmente de forma modular. Es decir, se montan varios motores de pequeño


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tamaño en un sistema único, lo que permite mantener siempre un buen rendimiento

global independiente de la potencia demandada al sistema (desactivando ciertas

unidades y manteniendo el resto a plena carga).

Los MCIA son las máquinas que mejor se adaptan para trabajar con buen

rendimiento a cargas parciales (un valor típico del rendimiento al 50% de la carga

nominal es de aproximadamente el 90% del valor del rendimiento a plena carga,

mientras que una turbina sólo alcanzaría el 75% del valor a plena carga). Los

motores alternativos soportan bien los arranques y las paradas continuas, lo que en

una turbina de gas se traduce en un acortamiento muy sensible de su vida útil. Por

otra parte, son muy adecuados para aplicaciones en las que, además de electricidad,

se requiere calor (cogeneración) a diferentes niveles de temperatura medios o bajos.

Finalmente, referir que las prestaciones de los motores alternativos, especialmente

si están sobrealimentados, no se ven afectadas notablemente por las condiciones

ambientales (presión, temperatura y humedad relativa).

En definitiva, los MCIA tienen su aplicación más clara siempre que se

produzcan variaciones de carga importantes, e incluso se requieran paradas

periódicas del sistema (por la noche, fin de semana, horas valle, etc.). También son

muy adecuados cuando parte de la energía se demanda en forma de calor a

temperaturas medias y bajas.

Aunque el coste de capital de los motores alternativos es el más bajo de

todas las tecnologías existentes, no ocurre lo mismo con los costes de explotación y

mantenimiento que son bastante elevados, dada la mayor complejidad de estas

máquinas. Un inconveniente de los MCIA es que presentan elevado peso y volumen

por unidad de potencia producida frente a otros tipos de motores térmicos, si bien


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no es el caso cuando se comparan con otras tecnologías existentes. Asimismo, son

motores contaminantes tanto en emisiones gaseosas como en acústicas.

2.1.2 Integración con otros sistemas de energía

Se entiende por sistemas energéticos integrados aquellos en los que a partir

de una sola fuente de energía primaria se produce simultáneamente energía de

elevada calidad (mecánica y/o eléctrica) y energía de menor calidad pero también

útil para procesos de calentamiento, enfriamiento y deshumidificación. Esto

constituye lo que se suele denominar sistemas de cogeneración: producción

simultánea de trabajo y energía térmica útil, empleando equipos convencionales

pero integrados funcionalmente para mejorar el rendimiento de conversión de la

energía primaria utilizada y reducir el coste y emisiones correspondientes a la

producción en equipos independientes. Por tanto, la integración de sistemas supone

una utilización más racional de la energía ya que posibilita el óptimo

aprovechamiento de la energía contenida en los combustibles, para lo que se

explotan las corrientes térmicas que habitualmente se desechan, pero teniendo

presente que no es fácil aprovechar los fluidos a baja temperatura.

Es habitual que los sistemas integrados se diseñen para que la energía

térmica la consuma el propio sistema, pues suele ser inviable la venta de este tipo

de energía a un agente externo. Por ello, es habitual encontrar sistemas de

cogeneración en aquellas industrias que consumen simultáneamente electricidad y

grandes cantidades de energía térmica: industria química, siderúrgica, papelera y

agroalimentaria. El sector no residencial es otro campo donde habitualmente se


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requiere una carga térmica y una carga eléctrica casi constante: grandes superficies,

cines, hoteles, hospitales, campus universitarios, edificios de oficinas, etc.

Obviamente, los sistemas integrados están compuestos de varios subsistemas

que se diseñan para trabajar de forma conjunta. Por tanto, existen muchas

posibilidades para seleccionar y enlazar los diferentes subsistemas. Esto pone de

manifiesto que la elección de un sistema de cogeneración puede no resultar una

tarea fácil. En último término, la decisión de invertir en cogeneración se basará en

que exista seguridad de que el balance económico a lo largo de la vida útil de la

instalación resulta favorable frente al de la electricidad comprada a la red. En

definitiva, la principal fuente de ahorro de costes estriba en la diferencia entre el

coste de producción de la electricidad cogenerada y el precio de mercado de la

electricidad.

Los criterios básicos para seleccionar adecuadamente un sistema térmico

bien integrado son los siguientes:

• Determinar las necesidades eléctricas y térmicas: distribución en el tiempo y

cantidad.

• Evaluar los niveles de temperatura requeridos para las necesidades térmicas.

• Plantear un sistema de cogeneración adecuado en función de la

disponibilidad y coste de combustibles y de los valores estimados de las

necesidades eléctricas y térmicas.

• Decidir la configuración final del sistema una vez establecida la política de

suministro eléctrico: autoconsumo, compra y venta.


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El componente más importante de un sistema de cogeneración es el motor:

turbina de gas, turbina de vapor, MCIA, etc. La aplicación de motores alternativos

de combustión interna alternativo se adapta bien a los sistemas térmicos integrados,

ya que, como se ha referido, son máquinas versátiles y que trabajan con elevado

rendimiento, al mismo tiempo que el calor de desecho del ciclo termodinámico se

presente en varias fuentes y a diferentes niveles de temperatura, lo que en ocasiones

resulta muy atractivo. Las fuentes y niveles de calor en un motor alternativo son:

gases de escape (400ºC – 600ºC), el agua de refrigeración (80ºC – 120ºC), el aceite

de lubricación-refrigeración (70ºC – 80ºC) y el calor disipado en el interrefrigerador

del turbocompresor (140ºC).

Los gases de escape constituyen la fuente de energía de mayor temperatura

en MCIA. La temperatura de estos gases depende del tipo de motor

(sobrealimentado, de mezcla pobre, de gas, diesel, etc.) y de las condiciones de

operación. En general, puede encontrarse un rango de temperaturas que oscila entre

aproximadamente 400ºC hasta cerca de 700ºC. El aprovechamiento del calor de los

gases de escape puede realizarse en un recuperador produciendo vapor o agua

caliente. En la salida del recuperador la temperatura de los gases de escape se

establece en función de la temperatura del fluido a calentar, situándose

normalmente unos 50ºC por encima de la temperatura de salida de este último. Si el

combustible no esta exento de azufre o de otros compuestos que pueden producir

ácidos, resulta imprescindible que la temperatura de los gases de escape a la salida

del recuperador de calor esté por encima del punto de rocío, siendo 175ºC un valor

habitual de diseño.


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El agua de refrigeración de los cilindros es otra fuente de calor en MCIA.

Aunque el circuito de refrigeración en motores puede estar presurizado, el agua de

refrigeración no sobrepasa los 120ºC por motivos derivados de limitaciones

mecánicas. La diferencia de temperatura del agua entre la salida y entrada al motor

no debe sobrepasar 8 ºC como máximo.

El aceite, además de la función de lubricante, siempre cumple una función

refrigerante (específicamente encomendada, o por absorber el calor de

componentes). El rango de temperatura del aceite oscila entre 70ºC y 105ºC. El aire

de sobrealimentación es otra fuente de calor. El compresor del sobrealimentador

aumenta la presión del aire y también la temperatura (hasta unos 140ºC como

máximo), pero las tensiones térmicas en el motor imponen límites a ese aumento de

temperatura, por lo que se suele refrigerar el aire después del turbocompresor.

En los MCIA sólo los gases de escape poseen un nivel de temperatura

suficientemente elevado para producir vapor o actuar como fuente de calor en ciclo

frigoríficos de absorción. Por ello, en el sector no residencial (hospitales, hoteles,

etc.) es habitual aprovechar el escape para producir agua caliente sobrecalentada o

vapor (útiles en lavanderías, cocinas, etc.), emplear el aceite y el aire de

sobrealimentación para obtener agua caliente sanitaria a 40ºC y usar el agua de

refrigeración del motor para generar agua de calefacción a 90ºC.

Los MCIA ofrecen amplias posibilidades para la cogeneración debido a la

gran cantidad de calores residuales de media y baja temperatura que desprenden.

Sin embargo, para la formación de un ciclo combinado rentable se necesitan calores

residuales de alta temperatura, lo que pone en tela de juicio la capacidad de un


Pág. 40 de 191

MCIA para ser integrado en un ciclo combinado viable técnica y económicamente.

Demostrar esta viabilidad es precisamente el objetivo nuclear de este Proyecto.

2.1.3 Los MCIA y el medioambiente

A través de los gases de escape de los MCIA se emiten a la atmósfera los

productos de la combustión, algunos de los cuales son considerados sustancias

contaminantes como óxidos de nitrógeno (NOx); hidrocarburos no quemados (HC),

monóxido de carbono (CO), dióxido de azufre (SO2) y partículas.

Los óxidos de nitrógeno (especialmente el óxido nítrico: NO) se forman por

reacción del nitrógeno y oxígeno del aire a las elevadas temperaturas que se

alcanzan en el motor. Las emisiones de NOx son comparables en motores de ciclo

Otto y de ciclo diesel.

Los hidrocarburos sin quemar tienen su origen en una combustión

deficiente, incluso cuando existe exceso de aire (fallos de encendido y existencia de

localizaciones de combustión incompleta). La emisión de HC es significativamente

mayor en motores de ciclo Otto. El monóxido de carbono se origina por combustión

incompleta, igual que los hidrocarburos, pero también por fenómenos de

disociación del CO2 a elevada temperatura. También en este caso es mayor la

emisión de CO en motores de ciclo Otto que en los de ciclo diesel. El dióxido de

azufre procede exclusivamente del azufre contenido en el combustible, por lo que

su emisión es prácticamente nula con ciertos combustibles como el gas natural o el

biodiesel. Las partículas se puede definir como los elementos en suspensión

contenidos en los gases de escape, tanto en fase líquida como sólida, y su formación


Pág. 41 de 191

es característica de los motores diesel alimentados con gasóleo y en condiciones

próximas a plena carga.

La legislación sobre emisiones contaminantes en los gases de escape de

motores alternativos de combustión interna es cada vez más restrictiva, lo que ha

determinado el desarrollo de varios sistemas para reducirlas: convertidores

catalíticos, recirculación de los gases de escape (válvula EGR), sistemas de

combustión de mezcla pobre,...

2.1.4 Motor diesel

Es un motor térmico de combustión interna en el cual el encendido se logra

por la temperatura elevada producto de la compresión del aire en el interior del

cilindro.

El modo de funcionamiento es mediante la ignición de la mezcla aire-gas sin

chispa. La temperatura que inicia la combustión procede de la elevación de la

presión que se produce al final de la fase de compresión. El combustible se inyecta

en la parte superior de la cámara de compresión a gran presión, de forma que se

atomiza y se mezcla con el aire a alta temperatura y presión. Como resultado, la

mezcla se quema muy rápidamente. Esta combustión ocasiona que el gas contenido

en la cámara se expanda, impulsando el pistón hacia abajo. La biela transmite este

movimiento al cigüeñal, al que hace girar, transformando el movimiento lineal del

pistón en un movimiento de rotación.


Pág. 42 de 191

Para que se produzca la combustión es necesario emplear combustibles más

pesados que los empleados en el motor de gasolina. La Tabla II.1 resume las

principales características de los motores diesel estacionarios [VILL00].

Tabla II.1.- Características de los motores diesel según la velocidad de giro.

Rápido Semi-rápido Lento Régimen (rpm) 1000 a 3000 400 a 1000 < 400 Diámetro (mm) 200 a 300 400 a 600 1000 Potencia/cilindro (kW) 200 600 a 1000 2500 a 3000

Potencia total (MW) 4 18 30 Coste/kW Bajo medio alto Vida media (horas) 20000 50000 60000 Nº máximo de cilindros < 20 20 12

2.1.5 Motor de gas

Es un motor de combustión interna alternativo de gas natural cuyo modo de

funcionamiento ha sido explicado con anterioridad en el apartado 1.4.3.

Las características de los motores de gas según su potencia vienen indicadas

en la Tabla II.2 actualizada a 2003 [NREL03].


Pág. 43 de 191

Tabla II.2.- Características de los motores diesel se la potencia eléctrica entregada.

Potencia (kW) 100 300 1000 3000 5000 Tipo de combustión Rica Pobre Pobre Pobre Pobre Eficiencia eléctrica (%) 33 34 38 39 41 Régimen de giro (rpm) 1800 1800 1200 900 720 Coste total de instalación ($/kW) 1350 1130 925 920 870 Costes de operación y mantenimiento ($/kWh) 0,018 0,012 0,009 0,0085 0,008

Presión requerida del combustible (Psig) < 3 18 3-43 43 65

2.2 Ciclo de alta (turbina de gas)

Es uno de los avances tecnológicos del siglo XX que provocado cambios en

la forma en se consume la energía haciendo la vida mas confortable y conveniente.

La aparición de la turbina de gas tuvo lugar como un avance pionero a comienzos

del siglo XX la cual fue utilizada para la generación eléctrica a finales de los años

1930, revolucionó el mundo de la aviación en los años 1940 y actualmente es la

opción económica medioambiental preferentemente elegida en las nuevas plantas de

generación (integrada en ciclo combinado).

Una turbina de gas simple está compuesta de tres secciones principales: un

compresor, un quemador y una turbina de potencia. El funcionamiento de la turbina

se basa en el principio del ciclo Brayton, donde aire comprimido es mezclado con

combustible y quemado bajo condiciones de presión constante. El gas caliente

producido por la combustión se le permite expandirse en la turbina y hacerla girar

para dar trabajo. En una turbina de gas con una eficiencia del 33%,


Pág. 44 de 191

aproximadamente dos tercios del trabajo producido se usa comprimiendo el aire. El

otro tercio se invierte en generar electricidad.

Una variación del sistema de turbina simple (Brayton) es el de añadir un

regenerador que aprovecha la energía de los gases calientes de escape para

precalentar el aire que entra a la cámara de combustión. Este ciclo normalmente es

utilizado en turbinas que trabajan con bajas presiones.

Fig. II.1.- Esquema básico de una turbina de gas.

Las turbinas de gas con altas presiones de trabajo pueden utilizar un

interrenfrigerador para enfriar el aire entre las etapas de compresión (Figura II.2) o

bien un segundo quemador (Figura II.1) permitiendo quemar más combustible y

generar más potencia. El factor limitante para la cantidad de combustible utilizado

es la temperatura de los gases calientes creados por la combustión, debido a que

existen restricciones a las temperaturas que pueden soportar los álabes de la turbina

y otras partes de la misma.


Pág. 45 de 191

Fig. II.2.- Esquema de una turbina de gas con interrefrigeración.

Las turbinas de gas cubren un amplio abanico de potencias, desde 500 kW

hasta 250 MW y debido a las buenas propiedades termodinámicas de los gases de

escape pueden ser empleadas en ciclos combinados o en o en procesos industriales

donde se necesite calor como es el caso de la cogeneración. Desde comienzos de los

años 1980 se ha producido un gran desarrollo de este tipo de turbinas lo que les

hace ser una opción a tener en cuenta en cogeneración y ciclos combinados. No solo

por su eficiencia son convenientes sino también por la baja emisión de gases de

efecto invernadero en comparación con otras tecnologías.

Las características según su potencia vienen expresadas en la Tabla II.3

actualizada a 2003 [NREL03]:


Pág. 46 de 191

Tabla II.3.-Parámetros económicos y técnicos de las turbinas de gas.

Potencia (kW) 1000 5000 10000 25000 40000Eficiencia eléctrica (%) 24,3 30,1 32,2 38 41 Coste de instalación ($/kW) (Sólo generación eléctrica)

1910 1024 928 800 702

Operación y mantenimiento ($/kWh)

0,0096 0,0059 0,0055 0,0049 0,0042

Relación de compresión 6,5 10,9 17,1 17,1 29,6

2.3 Ciclo de baja de temperatura

Tradicionalmente se han venido usando ciclos de Rankine para completar

ciclos combinados. En este punto, además del mencionado ciclo, se describirán el

ciclo de Rankine orgánico.

El punto en común de todas las alternativas será la caldera de recuperación,

que supone el nexo de unión con el ciclo de alta, ya que es donde tiene lugar la

recuperación de calor expulsado por los gases de escape del motor de gas. Esta

caldera de recuperación (HRSG), en el caso de tener una única presión de

operación, estará compuesta por un economizador, un evaporador (con su calderín

correspondiente) y un sobrecalentador. Las calderas de más presiones de operación

son algo más complejas, conteniendo varios calderines.


Pág. 47 de 191

2.3.1 Ciclo de Rankine

Es el ciclo más común para el empleo como ciclo de baja temperatura en un

ciclo combinado. El ciclo básico se compone de un condensador, una bomba, una

caldera y una turbina (Figura II.3).

Fig. II.3.- Ciclo de Rankine.

Sin embargo, las configuraciones empleadas para la producción de energía

suelen ser más complejas que este sencillo diseño del ciclo de Rankine teórico:

• Se suele incluir un desgasificador para poder alcanzar presiones mínimas en

el ciclo muy inferiores a la atmosférica; con ello, se consigue reducir

notablemente la temperatura de condensación (temperatura media de cesión

de calor) aumentando de esta forma el rendimiento del ciclo.


Pág. 48 de 191

• Para el caso estudiado en este proyecto se emplea una caldera de

recuperación alimentada por una fuente de calor cuya temperatura es

variable (gases de escape que se van enfriando en la caldera de

recuperación); en estos casos se suelen utilizar ciclos de Rankine que operen

con o tres niveles de presión diferentes en la caldera de recuperación,

logrando de esta forma un mejor acercamiento del perfil de temperaturas de

la fuente térmica y en consecuencia un aumento en la temperatura media de

aceptación de calor con el consecuente aumento del rendimiento.

Se estudiarán las siguientes dos configuraciones del ciclo de Rankine.

2.3.1.1 Modelo A

Se asignará este nombre a la forma más simple del ciclo de Rankine. Este

modelo constará de únicamente una turbina, un condensador, una bomba de

alimentación a caldera y una caldera de recuperación de una única presión de

operación. No se incluirá desgasificador, por lo que la presión mínima del fluido

(presión del condensador) deberá ser como mínimo, del orden de la atmosférica

para que no se produzcan problemas de entrada de aire en el condensador. Los

gases incondensables de este aire suelen eliminarse en el propio sistema de vacío.

Su esquema en planta aparece en la Figura II.4.


Pág. 49 de 191

Fig. II.4.- Esquema en planta del modelo A.

2.3.1.2 Modelo B

Esta configuración, a diferencia del modelo anterior, incluye un segundo

fluido dando lugar a un ciclo en cascada. La presión en el condensador para ese

segundo fluido debe ser como mínimo del orden de la atmosférica lo mismo que en

el intercambiador de calor entre el fluido que recibe calor de los gases de escape y

el fluido al que cede calor el cual a su vez intercambia calor con la atmósfera.

Este modelo consta de dos turbinas de vapor, un intercambiador de calor

entre los gases de escape y el fluido orgánico y una caldera de recuperación entre

ambos fluidos orgánicos, dos bombas de alimentación a caldera y un condensador.

La fuente de calor en el ciclo que intercambia con los gases del motor es de

temperatura variable, 450ºC aproximadamente a la entrada del intercambiador de


Pág. 50 de 191

calor hasta unos 150 ºC por lo que interesa emplear un fluido cuya temperatura en

el punto crítico sea alta. El calor cedido por este fluido se realizará prácticamente a

temperatura constante el cual será absorbido por el fluido ubicado en la parte

inferior del ciclo de Rankine orgánico.

Su esquema en planta se da en la Figura II.5.

Fig. II.5.- Esquema en planta del modelo B

Intercambiador

Caldera de recuperación

Condensador

FLUIDO ORGÁNICO

FLUIDO

Gases de escape del motor

Te 4 1

2 3

44 11

2233

To


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2.3.2 Ciclo ORC

El reciente interés en la extracción de energía mecánica a partir de fuentes

de baja temperatura ha provocado que se hayan desarrollado numerosos métodos de

conversión.

El ciclo de Rankine orgánico (ORC) es una de las más prometedoras

técnicas de conversión citadas para aprovechar fuentes energéticas de baja

temperatura, como fluidos calentados por energía solar, salmueras geotérmicas o

calores residuales en la industria.

El esquema en planta de un ciclo ORC no se diferencia de un ciclo de

Rankine tradicional, conteniendo una turbina, un condensador, una bomba y una

turbina, tal y como muestra la Figura II.6.

Fig. II.6.- Esquema en planta de un ciclo ORC


Pág. 52 de 191

Al igual que en los ciclos de Rankine, el ciclo ORC se puede dar en dos

versiones: ciclo subcrítico y supercrítico. La primera versión es prácticamente igual

al ciclo de Rankine ya descrito, mientras que la segunda (seguida hoy por centrales

con ciclo de Rankine de alto rendimiento) el fluido de trabajo va incrementando la

temperatura continuamente en la caldera, ya que, al estar por encima del punto

crítico, no coexisten de las fases líquida y gaseosa en un rango de temperaturas. Así,

para el ciclo supercrítico se producirán menores y más uniformes diferencias de

temperatura con respecto a la fuente térmica; esto provocará una reducción

considerable de las irreversibilidades en la caldera de recuperación, así como un

incremento de la temperatura media de aceptación de calor y por tanto del

rendimiento. Una comparación entre ambos ciclos se muestra en la Figura II.7.

Fig. II.7.- Ciclo subcrítico y ciclo supercrítico


Pág. 53 de 191

Cada fluido de trabajo tiene una forma de la “campana bifásica” diferente,

por lo que el fluido de trabajo será otra variable a tener en cuenta para optimizar el

rendimiento del ciclo. Otras variables serían el grado de sobrecalentamiento en la

entrada de turbina y las presiones de condensación y evaporación. Todas ellas

determinarán si el ciclo se produce de forma subcrítica o supercrítica.

El fluido de trabajo óptimo debe producir máxima eficiencia termodinámica,

los máximos recursos de utilización, el mínimo impacto medioambiental y

favorables comparaciones económicas.

Para un ciclo termodinámico subcrítico el fluido de trabajo ideal será aquel

cuya línea de vapor saturado sea paralela a la línea de expansión de la turbina,

asegurando así la máxima eficiencia trabajando la turbina siempre en la zona de

vapor seco. Si ambas líneas convergiesen, la turbina llegaría a operar en la zona de

vapor húmedo; para evitar esto, se debería sobrecalentar el fluido de trabajo antes

de la expansión. Si por el contrario, las líneas citadas divergiesen, el fluido saldría

sobrecalentado de la turbina, por lo que habría que aumentar considerablemente el

tamaño de la superficie del condensador, aspecto que quedará matizado por la

presión de operación.

Para los ciclos supercríticos, la relación entre la presión de la caldera y la

crítica debe ser suficientemente alta para producir un acercamiento de temperaturas

uniforme entre las dos corrientes térmicas durante la transferencia de calor. Esta

uniformidad ocurre a altas relaciones de presión; sin embargo, la presión no debe

ser tan alta que cause que la expansión en la turbina se produzca en la región de dos

fases, con la consecuente reducción de la eficiencia de la turbina. La relación


Pág. 54 de 191

óptima será función de las propiedades del fluido en el estado crítico y de las

características de expansión de dicho fluido.

Las propiedades termofísicas del fluido de trabajo también afectan al coste

del intercambiador de calor a través del coeficiente de transmisión de calor; un

fluido con baja viscosidad y alta conductividad tendrá un elevado coeficiente de

transmisión de calor, por lo que su intercambiador de calor resultará más barato. El

carácter de la energía térmica disponible de la fuente también es un punto a tener en

cuenta para la decisión de emplear un ciclo subcrítico o uno supercrítico.

La mayor desventaja del ciclo ORC es la relativamente baja eficiencia del

mismo (inherente a las limitaciones termodinámicas) y los relativamente grandes

tamaños de los equipos intercambiadores de calor. Por tanto, es importante emplear

métodos para incrementar la eficiencia térmica y para disminuir el tamaño de

dichos intercambiadores de calor. Técnicas atractivas para conseguir ambos

objetivos serían el uso de recuperadores de calor y el empleo de regeneradores.

El ciclo de Rankine orgánico estudiado en este proyecto es un ciclo

termodinámico donde no se realiza sobrecalentamiento puesto que el fluido se

calienta en la caldera hasta alcanzar título X=1.

Los fluidos empleados en los ciclos ORC son hidrocarburos e hidrocarburos

halogenados (ciclohexano, isopentano, n-dodecano,...). Las propiedades por las

cuales son una buena opción en ciclos combinados son:

• :0>∆∆

ST dada la forma de la línea de saturación de los fluidos orgánicos no

es necesario sobrecalentar, puesto que el estado del fluido tras la expansión

en la turbina no es de vapor húmedo (Figura II.8).


Pág. 55 de 191

Fig. II.8.- Curva de título X=1 de los fluidos orgánicos estudiados.

• Reducido salto entálpico: tiene como ventaja el empleo de turbinas de un

solo escalonamiento por lo que se reduce el coste de inversión.

• Salto entálpico por unidad de volumen alto: se pueden emplear equipos

compactos lo que mejora la capacidad de adaptación en la generación

distribuida.

Los fluidos ensayados en este proyecto se encuentran representados en las

Figuras II.9 a II.11, donde se observa el rendimiento alcanzado por cada uno de los

fluidos en función de la temperatura de los gases de escape del motor de

combustión interna alternativo (ciclo sin regeneración, temperatura de condensación

de 35ºC, bomba y turbina isentrópica).


Pág. 56 de 191

Fig. II.9.- Rendimiento de los refrigerantes.

Fig. II.10.- Rendimiento de los refrigerantes (II)


Pág. 57 de 191

Fig. II.11.- Rendimiento de los hidrocarburos estudiados.

2.3.2.1 Modelo inicial: ciclo con un solo fluido

Fue el primer modelo desarrollado del ciclo ORC para el proyecto en el que

no se realiza regeneración. Como se puede observar el ciclo consta de un sólo fluido

siendo un ciclo subcrítico sin sobrecalentamiento.

En las Tablas II.4 a II.7 se muestran las presiones en la caldera y en el

condensador correspondientes a las Figuras II.9 a II.11. Se observa que los

hidrocarburos, pese a tener altos rendimientos puesto que son capaces de

aprovechar el calor de los gases de escape a altas temperaturas, la presión en el

condensador se encuentra por debajo de la presión atmosférica. Debido a esto no se

estudió el caso de un ciclo con regenerador puesto que la presión del condensador


Pág. 58 de 191

que resultaría de su análisis sería todavía inferior lo cual obligaría a tomar alguna de

las soluciones comentadas más adelante.

Tabla II.4.- Presión de la caldera y condensador de los hidrocarburos.

isopentano n-pentano n-hexano n-dodecano P_cald (bar) 26 25 23 16 P_cond (bar 1,3 0,98 0,3 0,04

Tabla II.5.- Continuación de la tabla II.4.

n-heptano ciclohexano isobutano n-butano n-octano P_cald (bar) 23 35 24 28 24 P_cond (bar) 0,09 0,2 4,65 3,29 0,03

Sin embargo en el caso de los refrigerantes y fluidos halogenados la presión

del condensador se encuentra por encima de la temperatura ambiente para la

mayoría de los fluidos. Estos tipos de fluidos son muy aptos para el

aprovechamiento de calores de baja temperatura.

Tabla II.6.-Presión de la caldera y condensador de los refrigerantes.

R11 R113 R114 R123 R124 R152a R141b P_cald (bar) 26 25 22 25 22 19 27 P_cond (bar) 1,5 0,65 2,9 1,3 5,16 7,95 1,12

Tabla II.7.- Continuación tabla II.6.

HFE7000 HFE7100 FC72 FC87 R236fa RC318 P_cald (bar) 23 21 16 19 21 22 P_cond (bar) 1 0,42 0,46 1,24 3,76 4,25


Pág. 59 de 191

El hecho de que la presión en el condensador sea inferior a la del ambiente

haría necesario el empleo de un desgasificador en el caso de los hidrocarburos cuya

presión en el condensador sea inferior a la atmosférica.

Otra solución posible alternativa al empleo de desgasificador son los ciclos

en cascada.

Las opciones para los fluidos del ciclo en cascada son las siguientes:

• Opción A

o Ciclo de alta: hidrocarburo

o Ciclo de baja: refrigerante

• Opción B

o Ciclo de alta: mezcla amoniaco-agua

o Ciclo de baja: refrigerante de alto rendimiento

2.3.2.2 Modelo final: ciclo en cascada

En este modelo se pretende aprovechar las magníficas propiedades de los

hidrocarburos de aprovechamiento de fuentes térmicas de media temperatura el cual

debido a los problemas de baja presión en el condensador sólo se expandirá hasta

una presión cercana al ambiente pero siempre superior (evitando así la necesidad de

desgasificador) y cuyo condensador será una caldera de recuperación para el

amoniaco, que absorberá el calor del hidrocarburo, el cual sí que cederá calor al

ambiente puesto que su presión inferior se encuentra muy por encima que la del


Pág. 60 de 191

ambiente. La configuración del ciclo en planta se corresponde con la Figura II.5 y

su estudio con diferentes hidrocarburos arroja los resultados dados en la Tabla II.8.

Tabla II.8.- Rendimiento y presión del condensador para un ciclo ORC en cascada.

Fluido η (%)

P_cond (kPa)

Ciclohexano 25,98 120,4 Isobutano 16,31 2075 Isopentano 21,12 902,3 n-butano 18,13 1671

n-dodecano 21,99 0,416 n-heptano 24 130,4 n-hexano 23,81 394,5 n-octano 25,18 36,66 n-pentano 21,84 736,5

Se observa según la tabla obtenida que el hidrocarburo con el que se obtiene

el rendimiento más alto es el ciclohexano cumpliendo además la condición de

presión en el condensador superior a la atmosférica lo que evita el uso de

desgasificador.

Una vez obtenido los valores de rendimiento de este ciclo se estudió una

variante empleando un regenerador en el ciclo del hidrocarburo cuyo esquema en

planta se da en la Figura II.12.


Pág. 61 de 191

Fig. II.12.- Modelo final con disposición de dos fluidos en cascada.

Siendo:

• RG = recuperador de calor de los gases de escape del motor

• RG = regenerador del hidrocarburo

• CR = caldera de recuperación

• CA = condensador del amoniaco

En este estudio se descartaron los fluidos cuya presión en el condensador

eran inferiores a la atmosférica para el caso sin regeneración. Dicho estudio arrojó

RG

RG

CR

CA

HIDROCARBURO

AMONIACO


Pág. 62 de 191

los siguientes valores de rendimiento y presión en el condensador dados por la

Tabla II.9. Se aprecia una reducción del rendimiento del ciclo en cascada al

introducir la regeneración en el ciclo de alta, manteniéndose el ciclohexano como

fluido de mayor rendimiento.

Tabla II.9.- Rendimiento y presión del condensador para diferentes hidrocarburos en ciclo en

cascada regenerativo para el hidrocarburo.

Fluido η (%)

P_cond (kPa)

Ciclohexano 24,5 156,2 Isopentano 19,9 596,7 n-heptano 21,7 76,4 n-hexano 21,8 177,4 n-pentano 20,7 470,7

En este modelo se pretende utilizar las magníficas propiedades de los fluidos

orgánicos para el aprovechamiento de fuentes térmicas de baja temperatura para

integrar en el ciclo de baja presión otro “calor gratuito” como es el calor

proporcionado por el líquido de refrigeración de las camisas de los cilindros del

motor. Este fluido, después de absorber el calor procedente de dichas camisas,

puede llegar a una temperatura de unos 90ºC, por lo que representa un calor

difícilmente utilizable para la producción de energía; otra opción sería el empleo de

ese calor residual en una aplicación de cogeneración o simplemente disiparlo al

ambiente. Sin embargo el empleo de fluidos orgánicos admite la integración de este

calor para mejorar el rendimiento del ciclo combinado: este circuito de refrigeración

calentará el fluido orgánico (en este caso FC87) el cual se expandirá en una turbina

de vapor para posteriormente dirigirse al regenerador donde cederá calor y


Pág. 63 de 191

posteriormente condensar cediendo calor al ambiente. Una vez sale del condensador

será impulsado, mediante una bomba, hacia un regenerador precalentándose al

absorber calor procedente del vapor expandido en la turbina antes de su paso por la

caldera de recuperación. De esta forma se consigue una mejor integración de los

calores residuales del motor, aprovechando un calor que sería desechado, por lo que

se incrementará el rendimiento global de la instalación sustancialmente. Con esta

mejora, el modelo final del ciclo de Rankine orgánico tendría la configuración en

planta dada en la Figura II.13.

Fig. II.13.- Esquema en planta de la configuración final.

Siendo:

• RG = recuperador de calor de los gases de escape del motor

RG

CR

CA

RA

R

C_FC87

HIDROCARBURO

AMONIACO

FC87


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• CA = condensador del amoniaco

• CR = caldera de recuperación

• RA = recuperador de calor del agua

• R = regenerador del FC87

• C_FC87 = condensador del FC87

Capítulo 3 Descripción del modelo desarrollado

Pág. 65 de 191

DESCRIPCIÓN DEL MODELO

DESARROLLADO

3.1 Esquema en planta

Finalmente se ha desarrollado un estudio de viabilidad del modelo final

presentado en el apartado anterior, ya que es el que resulta más competitivo. La

planta aparece en la Figura III.1.

Fig. III.1.- Esquema en planta del modelo final.

Los fluidos de trabajo serán: ciclohexano, amoniaco y FC87 donde cada uno

de ellos aprovecharán el calor de diferentes fuentes.

Recuperador de calor de los gases de escape del motor


Condensador del amoniaco

Recuperador de calor del agua de refrigeración

Regenerador del FC87

Condensador del FC87

CICLOHEXANO

AMONIACO

FC87

Bomba de alimentación a caldera

Wt_c

Wt_a

Wt_w

Wb_w

Wb_c

Wb_a Bomba de alimentación a caldera


Turbina FC87

Turbina ciclohexano

Turbina amoniaco

1

2 3

4

11

22 33

44

w1

w2

w6 w3

w4

w5


Pág. 66 de 191

3.2 Modelo técnico

3.2.1 Modelo del motor

En el modelado de las prestaciones energéticas de los motores de gas se han

usado las referencias del trabajo de José Ramos [RAMO01], consistentes en una

base de datos de 67 motores que incluyen varios modelos de 10 fabricantes

(GUASCOR, DEUTZ ENERGY, MAN B&W, JENBACHER ENERGIE,

ULSTEIN – ROLLS ROYCE, CATERPILLAR, WÄRTSILÄ, DRESSER –

WAUKESHA, ENERCO, NIIGATA ENGINEERING CO LTD) que abarcan

potencias eléctricas desde 40 kW a 5470 kW. Los datos así obtenidos se han

ajustado mediante mínimos cuadrados respecto a la potencia eléctrica, obteniendo

las ecuaciones y gráficas siguientes:

• Rendimiento eléctrico

2012,0)(*0265,0.).( += ee WLnupη

06973,02 =R (Calidad del ajuste: 10 2 ≤≤ R )


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0

0,05

0,1

0,15

0,2

0,25

0,3

0,35

0,4

0,45

0,5

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000

Potencia (kW)

Ren

dim

ient

o el

éctri

co (p

.u.)

Fig. III.2.- Rendimiento eléctrico del motor

• Temperatura de los gases a la entrada del intercambiador de calor

55,547)(*374,16)(º +−= ee WLnCT 0953,02 =R

0

100

200

300

400

500

600

700

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000

Potencia (kW)

Tem

pera

tura

gas

es e

ntra

da (º

C)

Fig. III.3.- Temperatura de los gases de entrada en función de la potencia eléctrica entregada por

el motor.


Pág. 68 de 191

• Temperatura de los gases a la salida del intercambiador de calor

65,165)(*6703,1)(º +−= es WLnCT

0413,02 =R

0

50

100

150

200

250

300

350

400

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000

Potencia (kW)

Tem

pera

tura

de

los

gase

s a

la s

alid

a (º

C)

Fig. III.4.- Temperatura de los gases de escape a la salida del motor en función de la potencia

eléctrica entregada por el motor.

• Masa de los gases de escape

93,132*2815,6)/( −= egases WhKgm

989,02 =R


Pág. 69 de 191

0

5000

10000

15000

20000

25000

30000

35000

40000

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000

Potencia (kW)

Gas

es d

e es

cape

(g/s

)

Fig. III.5.- Masa de los gases de escape en función de la potencia eléctrica entregada por el

motor.

• Calor recuperable de los gases de escape

Vendrá determinado por el factor εg, que representa el cociente del calor

recuperable de los gases de escape entre la potencia eléctrica del motor.

e

t

e

tg W

QkWkW

=)(ε

Siendo:

o tQ (kWt): calor recuperable de los gases de escape

o eW (kWe): potencia eléctrica del motor

Por tanto:

6561,0)(*0111,0)( +−= ee

tg WLn

kWkW

ε

0146,02 =R


Pág. 70 de 191

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000

Potencia (kW)

ε gas

es e

scap

e (p

.u.)

Fig. III.6.- Cociente del calor recuperable de los gases de escape.

• Calor evacuado del circuito de refrigeración de las camisas de los

cilindros

Viene determinado por el factor εref, que representa el cociente del calor

evacuado del circuito de refrigeración de las camisas de los cilindros entre la

potencia eléctrica del motor.

3313,0e

e

tref W*1237,5)

kWkW( −=ε

6818,02 =R


Pág. 71 de 191

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

1,4

1,6

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000

Potencia (kW)

ε ref

riger

ació

n

Fig. III.7.- Cociente del calor recuperado del calor de refrigeración del motor.

También se podría haber modelado directamente el calor recuperable como:

6687,0*1237,5 eref WQ =

8972,02 =R

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

1800

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000

Potencia (kWe)

Cal

or e

vacu

ado

(kW

t)

Fig. III.8.- Calor cedido del agua de refrigeración.


Pág. 72 de 191

Como se ha podido observar, en los motores de mayor potencia su

funcionamiento mejora puesto que se vuelven más adiabáticos. Esto se ve reflejado

en el rendimiento eléctrico y en la εref. A diferencia del εg, que prácticamente no

depende de la potencia, el εref disminuye al aumentar la potencia, ya que el

comportamiento más adiabático de los motores grandes provoca que se necesite

disipar menos calor por unidad de potencia para refrigerarlo.

La temperatura de salida “To” está comprendida entre 150ºC y 160ºC. Si

bien dicha temperatura se puede reducir hasta aproximadamente 100ºC (el límite lo

impondrá la temperatura de rocío de gases ácidos) se ha preferido mantener el dato

dado por los fabricantes con objeto de obtener parámetros para el intercambiador de

calor habituales en la industria.

De todos estos parámetros energéticos del motor modelados en función de la

potencia solamente se emplearán en el modelo matemático, como datos, los

siguientes:

• ηe: se utilizará para calcular el calor que necesita aportar el combustible

para generar una determinada potencia en el motor de gas.

• Te: empleado para determinar la temperatura del ciclohexano a la salida de

la caldera en función del acercamiento en el intercambiador.

• εg: determinará el calor recuperado de los gases de escape y por tanto, el

calor aportado en el intercambiador de calor.

• εref: determinará el máximo calor aprovechable por el intercambiador de

calor del fluido FC87.


Pág. 73 de 191

3.2.2 Modelo de aprovechamiento del calor de los humos

3.2.2.1 Ciclo ciclohexano

El ciclo comenzaría en la bomba de alimentación a caldera que recoge el

condensado a presión y temperatura relativamente baja (3); esta bomba elevará la

presión del hidrocarburo hasta la de trabajo de la caldera. A la salida de la bomba

(4), el hidrocarburo recibirá calor de los gases de escape del motor de combustión

interna alternativo de gas natural sin realizar regeneración previa puesto que como

se indicó anteriormente el ciclo disminuía en rendimiento.

La absorción de calor por parte del ciclohexano se realizará mediante un

intercambiador de carcasa y tubos donde el fluido orgánico irá por los tubos y los

gases de escape por la carcasa. Dado que la temperatura de los gases de escape del

motor (450ºC aproximadamente) es muy superior a la del punto crítico del

hidrocarburo (280.5ºC), a la salida de la caldera (1), la temperatura del ciclohexano

se encontrará muy próxima a dicho punto pero nunca superior puesto que es un

ciclo subcrítico.

Dado que es un ciclo sin sobrecalentamiento, la salida del intercambiador de

calor será con título X=1, desde donde el hidrocarburo se expandirá en la turbina de

vapor hasta la presión del condensador del ciclohexano (2), el cual cederá calor al

amoniaco puesto que se trata de un ciclo en cascada.

La cesión de calor por parte del hidrocarburo al amoniaco se realizará en una

caldera de recuperación donde no existe sobrecalentador por lo que consta de

economizador y evaporador.


Pág. 74 de 191

Una vez ha condensado el ciclohexano a una presión y temperatura

relativamente baja, será recogido por la bomba de alimentación a caldera.

Se emplea un intercambiador de calor de carcasa y tubos como caldera del

ciclohexano debido a que su entalpía de vaporización es pequeña, de modo que casi

todo el intercambio térmico se lleva a cabo de forma sensible; por el contrario, la

entalpía de vaporización del amoniaco es muy elevada (como en el agua), por lo

que al ser casi todo el intercambio de calor de forma latente se requiere un

evaporador y economizador, como en los ciclos con vapor de agua.

3.2.2.2 Ciclo amoniaco

El ciclo comenzaría en la bomba de alimentación a caldera que recoge el

condensado a presión y temperatura relativamente baja (33); esta bomba elevará la

presión del amoniaco hasta la de trabajo de la caldera. A la salida de la bomba (44),

recibirá calor del ciclohexano sin realizar regeneración previa puesto que como se

indicó anteriormente el ciclo disminuía en rendimiento.

La absorción de calor por parte del amoniaco se realizará mediante una

caldera de recuperación (HRSG) pero sin sobrecalentador. Dado que la temperatura

crítica del amoniaco es de 132.3ºC, dicho fluido tendrá una temperatura superior

siempre inferior puesto que se trata de un ciclo subcrítico. La temperatura de alta

del amoniaco será determinada en función de la eficiencia de la caldera de

recuperación y de la temperatura de baja del ciclohexano.


calor será con título X=1, desde donde el amoniaco se expandirá en la turbina de


Pág. 75 de 191

vapor hasta la presión del condensador del amoniaco (22), el cual cederá calor al

agua del condensador que a su vez cederá el calor absorbido del amoniaco al

ambiente mediante el empleo de torres de refrigeración.

Una vez ha condensado el amoniaco a una presión y temperatura

relativamente baja, será recogido por la bomba de alimentación a caldera para

volver a comenzar el ciclo.

3.2.3 Modelo matemático de aprovechamiento del calor de los humos

El modelo se ha implantado en EES [KLEI05], que además de facilitar un

entorno agradable de programación de alto nivel incorpora las propiedades del

ciclohexano, amoniaco y FC87. Además este programa permite la resolución de

sistemas no lineales, la elaboración de gráficas y la creación de una interfase de

usuario suficientemente amigable.

3.2.3.1 Datos

Se han establecido como datos fijos del modelo, para todos los casos y

simulaciones realizadas, los siguientes:

• Temperatura a la salida del condensador de amoniaco: 35ºC.

• El estado a la salida de ambos condensadores es de líquido saturado.

• El estado a la entrada de las dos turbinas de vapor (ciclohexano y amoniaco)

tiene título X=1.

• El rendimiento isentrópico de las dos turbinas es de 85%.


Pág. 76 de 191

• El rendimiento isentrópico de las dos bombas es de 85%.

• El acercamiento en el economizador es de 10ºC.

• El calor específico de los gases de escape se establecerá en 1.25 kJ/kg-K.

3.2.3.2 Variables

Los grados de libertad del modelo desarrollado, que hacen abarcar un mayor

rango de casos posibles, son los siguientes:

• Potencia eléctrica (W_dot_e): se denominará así a la potencia suministrada

por el motor de gas de combustión interna alternativo. Es la principal

variable, ya que se intentará que todas las demás dependan de ella; se busca

que, para una potencia dada, el resto de variables se ajusten

automáticamente para dar el rendimiento máximo. El rango de potencias

trabajado se encuentra entre los 100 kW y los 5000 kW.

• Punto de estricción para el amoniaco (PP_a): observando un diagrama T-

Q (Figura III.9), se denominará así a la diferencia entre la temperatura del

ciclohexano y el amoniaco en el momento en el que el que el amoniaco pasa

por el punto de líquido saturado en la caldera de recuperación, teniendo en

cuenta que el punto de estricción varía de 5ºC a 20ºC. Para ello se supondrá

una caldera HRSG sin sobrecalentamiento con flujo a contracorriente; esto

es habitual, ya que con este tipo de flujo se obtiene un mayor acercamiento

de temperaturas.


Pág. 77 de 191

Fig. III.9.- Punto de estricción del amoniaco.

La temperatura del punto de estricción determinará la presión de

funcionamiento de la caldera, ya que marca la temperatura a la que el fluido

de trabajo, amoniaco en este caso, se encuentra como líquido saturado.

• Temperatura de alta del ciclo de ciclohexano (1): es la temperatura del

hidrocarburo a la salida del intercambiador de calor donde absorbe calor

procedente de los gases de escape del motor. Dado que es una variable que

influye de forma directa en el rendimiento, se ha obtenido el óptimo de tal

forma que maximice el rendimiento total del ciclo combinado incluido el

motor, teniendo en cuenta la restricción de ser un ciclo subcrítico sin

sobrecalentamiento.

• Presión de alta del amoniaco (11): es la presión que alcanza el amoniaco

en el intercambiador de calor donde absorbe el calor cedido por el

ciclohexano. Dado que es una variable que influye de forma directa en el

Q

Tª PP a


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rendimiento, al igual que la temperatura alta del ciclohexano, se han

obtenido los valores de temperatura y presión de alta de ciclohexano y

amoniaco respectivamente que maximizan el rendimiento total del ciclo

combinado incluido el motor, teniendo en cuenta la restricción de que el

ciclo de amoniaco es igualmente un ciclo subcrítico sin sobrecalentamiento.

3.2.4 Modelo de aprovechamiento del calor del agua de refrigeración

El fluido de trabajo será FC871. El ciclo comenzaría en la bomba de

alimentación a caldera que recoge el condensado a presión y temperatura

relativamente baja (w3); esta bomba elevará la presión del FC87 hasta la de trabajo

de la caldera. A la salida de la bomba (w4), recibirá calor del agua de refrigeración

del motor realizando regeneración previa puesto como se indicó anteriormente

puesto que aumentaba su rendimiento.

La absorción de calor por parte del FC87 se realizará mediante

intercambiador de carcasa y tubos donde el FC87 irá por la carcasa y el agua de

refrigeración por los tubos. Dado que la temperatura crítica del FC87 es de 147.9ºC,

dicho fluido tendrá una temperatura inferior que vendrá limitada por la temperatura

del agua de refrigeración a la salida del motor (aproximadamente 100ºC) y por la

eficiencia del intercambiador de calor.


calor será con título X=1, el cual se expandirá en la turbina de vapor hasta la

presión del condensador del FC87 (w2), el cual cederá calor al agua del

1 Se trata de un fluido obtenido por 3M, de fórmula C5F12.


Pág. 79 de 191

condensador que a su vez cederá el calor absorbido del FC87 al ambiente mediante

el empleo de torres de refrigeración.

Una vez ha condensado el FC87 a una presión y temperatura relativamente

baja, será recogido por la bomba de alimentación a caldera para volver a comenzar

el ciclo.

3.2.5 Modelo matemático de aprovechamiento del calor del agua de

refrigeración

El modelo se ha implantado al igual que el de aprovechamiento de humos

mediante el empleo de EES [KLEI05].

3.2.5.1 Datos

Se han establecido como datos fijos del modelo para el aprovechamiento del

calor del agua de refrigeración, para todos los casos estudiados, los siguientes:

• Temperatura a la salida del condensador: 35ºC.

• Temperatura de alta del ciclo: 85ºC.

• Temperatura de entrada al intercambiador de calor del agua de refrigeración:

100ºC.

• Temperatura de salida del intercambiador del calor del agua de

refrigeración: 95ºC.

• El estado a la salida del condensador es de líquido saturado.

• El estado a la entrada de la turbina de vapor tiene título X=1.


Pág. 80 de 191

• El rendimiento isentrópico de la turbina es de 85%.

• El rendimiento isentrópico de la bomba es de 85%.

• La eficiencia del regenerador del FC87 es un dato en el que hay que llegar a

un acuerdo entre el rendimiento obtenido y la inversión. Una eficiencia

mayor produce mayores rendimientos del ciclo, pero también supone un

coste mayor, pues el regenerador será más caro. Además, no siempre

mejorará el ciclo al aumentar dicha eficiencia. El valor fijado para la

eficiencia para todos los casos en este modelo es de 85%.

3.2.5.2 Variables

Los grados de libertad del modelo desarrollado, que hacen abarcar un mayor

rango de casos posibles, son los siguientes:

• Calor de refrigeración (Q_t_ref): se denominará así al calor disipado por

el motor al ser refrigerado por agua la cual cederá dicho calor al fluido

FC87. Es la principal y única variable en este ciclo. El rango de calor

disipado variará en función del trabajo eléctrico del motor que se encuentra

entre los 100 kW y los 5000 kW.

3.3 Ecuaciones del modelo matemático

A continuación se plantearán las ecuaciones necesarias para resolver el ciclo

completo a partir de los datos establecidos y para unos valores determinados de las

variables (grados de libertad). El programa EES incorpora las propiedades del


Pág. 81 de 191

ciclohexano, amoniaco y FC87, lo que permite definir completamente todas las

propiedades de un estado termodinámico de los fluidos citados a partir de dos de

ellas.

Fig. III.10.- Modelo final del ciclo ORC.

Recordando el esquema en planta del ciclo (Figura III.10).

• Turbina de vapor

Es uno de los equipos empleados en los tres ciclos (ciclohexano, amoniaco y

FC87) para la generación de trabajo a partir del calor absorbido por el fluido en

cada uno de los tres casos.

Las ecuaciones que definen el trabajo dado y los estados termodinámicos en

una turbina, donde el rendimiento isentrópico se ha considerado el mismo en

todos los casos con un valor de ηt = 0.85, son las siguientes:

Recuperador de calor de los gases de escape del motor


Condensador del amoniaco

Recuperador de calor del agua de refrigeración

Regenerador del FC87

Condensador del FC87

CICLOHEXANO

AMONIACO

FC87


Wt_c

Wt_a

Wt_w

Wb_w

Wb_c

Wb_a Bomba de alimentación a caldera


Turbina FC87

Turbina ciclohexano

Turbina amoniaco

1

2 3

4

11

22 33

44

w1

w2

w6 w3

w4

w5


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Fig. III.11.- Esquema de una turbina de vapor.

shhhht

21

21

−−

=η ; •

−= mhhWt *)( 21

• Bomba de alimentación a caldera

Al igual que en el caso de la turbina, la bomba de alimentación a caldera

(HRSG o intercambiador de calor según el caso) está presente en los tres ciclos.

Las ecuaciones que definen el trabajo consumido y los estados

termodinámicos en una bomba a su entrada y salida, donde el rendimiento

isentrópico se ha considerado el mismo con un valor de ηb = 0.85 para todos lo

casos, son los siguientes:

Fig. III.12.- Esquema de una bomba.

Wt

1

2

•

m

Wb

3

4


Pág. 83 de 191

34

3s4b hh

hh−−

=η ; •

−= m*)hh(W 34b

• Caldera de recuperación

Dado que se trata de un ciclo en cascada debido a los problemas de

presiones inferiores a la atmosférica en el ciclo del hidrocarburo después de

expandirse en la turbina, el ciclohexano cede calor al amoniaco lo cual se

realiza mediante una caldera de recuperación que no consta de sobrecalentador

debido a las características del ciclo. Las partes que componen la caldera por

tanto:

o Economizador: el parámetro característico de esta parte de la caldera

es el acercamiento en el economizador (EA) que se ha tomado un

valor de 10ºC. La ecuación que determinan las características del

economizador es la siguiente:

Siendo:

econQ : calor absorbido en el economizador

3NHm•

: gasto másico de amoniaco

eah : entalpía del amoniaco a la salida del economizador

44h : entalpía del amoniaco a la entrada del economizador

Calor absorbido en el economizador:

)(* 443 hhmQ eaNHecon −=•


Pág. 84 de 191

o Evaporador: el parámetro característico de este componente de la

caldera es el punto de estricción (Pinch Point) que vendrá

determinado al optimizar el ciclo en función de la temperatura de

alta del ciclohexano. Esta temperatura no podrá superar la

temperatura crítica del fluido ni tampoco obtener un Pinch Point

inferior a 5ºC porque supondría una superficie de intercambio de

calor muy grande y por lo tanto elevaría el coste de los equipos. La

ecuación que determina las características del economizador es la

siguiente:

Donde:

2h : entalpía del ciclohexano a la entrada del condensador

3h : entalpía del ciclohexano a la salida del condensador

m& : gasto másico del ciclohexano

Calor absorbido en el evaporador:

econevap QhhmQ −−=•

)(* 32

• Recuperador de calor

Es el intercambiador de calor empleado para aprovechar el calor tanto de los

gases de escape por parte del ciclohexano y el calor del agua de refrigeración

por parte del FC87. Los parámetros que definen el intercambiador y sus

ecuaciones son las siguientes:

Donde:

- gQ : calor cedido por los gases de escape


Pág. 85 de 191

- ciclom•

: gasto másico de ciclohexano

- 1h : entalpía del ciclohexano a la entrada de la turbina

- 4h : entalpía del ciclohexano a la salida de la bomba

- •1h : entalpía del ciclohexano como líquido saturado a la presión de

entrada en la turbina

- gm : gasto másico de los gases de escape

- pC : calor específico de los gases de escape

- PP: punto de estricción en el evaporador

Calor absorbido por el ciclohexano:

)(* 41 hhmQ ciclog −=•

Gasto másico de ciclohexano:

))PPT(T(*C*m)hh(*m 1epg11ciclo ` +−=− •

•

El tratamiento para el FC87 es similar.

• Regenerador

Este equipo sólo es empleado en el ciclo que aprovecha el calor del agua de

refrigeración puesto que en los demás su empleo implicaba un descenso del

rendimiento. Los parámetros característicos son (Figura III.13):

Donde:

2wT : temperatura del FC87 a la salida de la turbina.


Pág. 86 de 191

6wT : temperatura del FC87 a la entrada al condensador.

4wT : temperatura del FC87 a la salida de la bomba.

5wT : temperatura del FC87 a la salida del regenerador.

Fig. III.13.- Esquema del regenerador de FC87.

42

62

ww

wwrw TT

TT−−

=η

4562 wwww hhhh −=−

• Condensador

Se emplea tanto para el amoniaco como para el FC87 donde a través de agua

se absorbe el calor de ambos y es llevado a torres de refrigeración. Los

parámetros característicos del condensador y torre de refrigeración son los

siguientes:

w2

w6 w4

w5


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Siendo:

condQ : calor cedido por el fluido orgánico en el condensador

•

m : gasto másico del fluido orgánico.

Fig. III.14.- Esquema del condensador del FC87 y amoniaco.

)(* 23 hhmQcond −=•

3.4 Verificaciones de viabilidad técnica

El modelo matemático desarrollado necesita, para ser viable técnicamente,

que se cumplan ciertas restricciones para todos los casos estudiados limitando así el

rendimiento.

• Regenerador: el calor intercambiado debe ser positivo, es decir, la corriente

de fluido al salir de la bomba de alimentación a caldera del FC87 debe

calentarse alcanzando una temperatura a la salida del regenerador (w5)

siempre inferior que la temperatura de salida de la turbina de vapor (w2)

debido a que la eficiencia del regenerador es del 85 %.

• La presión de baja del ciclohexano debe ser superior a la atmosférica dado

que no se emplea desgasificador.

Condensador

3 2


Pág. 88 de 191

• La temperatura y presión de alta del ciclohexano viene limitada por el punto

crítico del fluido dado que se trata de un ciclo de Rankine subcrítico.

• El acercamiento en el economizador se ha restringido a un valor constante

de 10ºC.

• El punto de estricción en la caldera de recuperación debe ser positivo con un

valor mínimo de 5ºC y máximo de 20ºC teniendo en cuenta además que el

valor de la temperatura de alta del amoniaco se encuentre siempre por

debajo del punto crítico.

• Las propiedades de todos los fluidos a la entrada de las respectivas bombas

se han considerado como líquido saturado (X = 0) y a la entrada de las

turbinas como vapor saturado (X = 1).

3.5 Modelo económico

Para el cálculo de la viabilidad económica del modelo propuesto, se ha

llevado a cabo un análisis económico basado en los parámetros técnicos de cada

equipo empleado en el ciclo combinado. En este análisis se calculará, para cada

caso, la inversión inicial y los costes de mantenimiento y operación, a partir de los

que se formará el coste de generación; posteriormente se obtendrán los índices de

rentabilidad (VAN, TIR y PR).


Pág. 89 de 191

3.5.1 Inversión inicial

Se modelarán las inversiones tanto para el ciclo con motor de combustión

interna alternativo como para el ciclo de Rankine orgánico separando este último en

costes por cada equipo utilizado y por cada ciclo (ciclohexano, amoniaco y FC87).

Estos valores se han actualizado a 2006.

• Ciclo de alta: el coste del motor de gas se modelará en función de la

potencia eléctrica dada donde se incluye el coste del alternador.

Parametrizando los motores de gas natural de la Tabla II.2 se obtiene por

ajuste por mínimos cuadrados la siguiente curva:

1439,4 )84,173Ln(x- ($/kW) Z +=

• Ciclo de baja

Seguidamente se dan los costes de los equipos empleados en el ciclo de

baja. Han sido tomados de [ELSA03], salvo que se indique lo contrario.

o Recuperador del calor de refrigeración: El valor total (Z) vendrá

determinado por el calor intercambiado en función de la siguiente

ecuación:

391444**)1*1**1086(($) 04,015,0 −−= Ps

PtTQZ cal δ

δδ


Pág. 90 de 191

Siendo:

- Las pérdidas de carga tanto en la carcasa como en los tubos

se han tomado el valor medio de las pérdidas admisibles

que validan la ecuación empleada.

- calQ : calor absorbido por el FC87

- Tδ : diferencia media logarítmica de temperaturas en el

intercambiador

- δPs: pérdida de carga en la carcasa

- δPt: pérdida de carga en los tubos

o Recuperador de calor de los gases de escape: para el cálculo del

coste (Z) se han empleado un intercambiador de calor de carcasa

y tubos donde los gases de escape circulan por la carcasa y el

ciclohexano, cuya presión es mayor, circula por los tubos. La

ecuación empleado para su coste es la siguiente:

391444*)1(*)1*1**1086(($) 04,015,0

PsPtTQZ cal δδδ

−=

Siendo:

- Las pérdidas de carga tanto en la carcasa como en los tubos

se han tomado el valor medio de las pérdidas admisibles

que validan la ecuación empleada.

- calQ : calor absorbido por el ciclohexano.


Pág. 91 de 191


intercambiador.

- δPs: pérdida de carga en la carcasa.

- δPt: pérdida de carga en los tubos.

o Turbina de vapor: la inversión es de tres turbinas de vapor

(ciclohexano, amoniaco y FC87) donde el coste de cada una de

ellas (Z) viene determinado por parámetros técnicos según la

siguiente ecuación [ULRI84]:

))10

hh(*m*1900)30

hh*m(*1600(*341444($)Z 66,0215,021 −

+−

=••

Siendo:

- •


- 1h : entalpía del fluido orgánico a la entrada de la turbina.

- 2h : entalpía del fluido orgánico a la salida de la turbina.

o Bomba de alimentación a caldera: la inversión es de tres bombas

de alimentación a caldera (ciclohexano, amoniaco y FC87) donde

el coste de cada una de ellas (Z) viene determinado por

parámetros técnicos según la siguiente ecuación:


Pág. 92 de 191

391444*)***14(($) 105,055,0

55,0

εδPmZ•

=

Siendo:

- •


- Pδ : salto de presión en la bomba.

- ε: parámetro que viene determinado por el rendimiento de la

bomba.

o Condensador: se trata de un intercambiador de calor de carcasa y

tubos donde por la carcasa circula el agua que absorbe el calor y

por los tubos el fluido orgánico. La inversión es de dos

condensadores (amoniaco y FC87) junto con las torres de

refrigeración que viene expresada por la siguiente ecuación para

cada uno de los fluidos:

tcond CPsPtT

QZ += −−

391444***1**1086($) 04,015,0 δδ

δ

Siendo:

- condQ : calor cedido por el fluido orgánico

- δPs: pérdida de carga en la carcasa

- δPt: pérdida de carga en los tubos

- tC : coste de la torre de refrigeración


condensador.


Pág. 93 de 191

o Torre de refrigeración: la instalación del ciclo combinado cuenta

con dos torres de refrigeración tanto para el amoniaco como para

el FC87. Los costes de la torre de refrigeración vienen

determinados por la siguiente ecuación:

torre

torretorretorre N

QNZ *982*

391444*($) =

Siendo:

- torreN : número de torres de refrigeración.

- torreQ : calor disipado en la torre de refrigeración.

o Bomba de la torre de refrigeración: el coste de las bombas del

circuito del condensador del amoniaco y FC87 disponen de

bombas para llevar el agua del condensador a la torre de

refrigeración de cada uno de los dos fluidos.

7,01,0 *92**59*391444($) btorretorrebtorre mZ ε=

btorre

btorrebtorre ε

εη

+=

1

Siendo:

- torrem : gasto másico del agua de refrigeración

- btorreη : rendimiento de la bomba de alimentación de la torre

de refrigeración.


Pág. 94 de 191

o Caldera de recuperación: el intercambiador de calor entre el

amoniaco y el ciclohexano se ha modelado para los costes como

una caldera de recuperación sin sobrecalentamiento. Por los

tubos de la caldera circulará el amoniaco (alta presión) mientras

que por la carcasa de la caldera circulará el ciclohexano (baja

presión). Los costes de la caldera de recuperación para los

diferentes casos vienen determinados por las siguientes

ecuaciones donde las pérdidas de carga tanto en el economizador

y evaporador se han tomado los valores medios del intervalo

válido para la aplicación de la ecuación:

391444*)1(*)1(*1**29890($) 125,016,0 −−=

econeconeconeconecon PsPtT

QZδδδ

Siendo:

- condQ : calor cedido por el ciclohexano al amoniaco.

- econPsδ : pérdida de carga en la carcasa del economizador.

- econPtδ : pérdida de carga en los tubos del evaporador.


economizador.

391444*)1(*)1(*1**10394($) 26,033,0 −−=

evapevapevapevapevap PsPtT

QZδδδ


Pág. 95 de 191

Siendo:

- evapQ : calor cedido por el ciclohexano al amoniaco.

- evapPsδ : pérdida de carga en la carcasa del evaporador.

- evapPtδ : pérdida de carga en los tubos del evaporador.


evaporador.

o Regenerador FC87: este equipo solo es empleado en el ciclo de

FC87 cuyo coste viene determinado por la siguiente ecuación

donde las pérdidas de carga se han tomado como la mitad del

intervalo válido para la aplicación de la ecuación:

391444*)1(*)1(*1**1086($) 04,015,0 −−=

PsPtTQZ regreg δδδ

Siendo:

- regQ : calor cedido por el amoniaco al agua del condensador.

- Psδ : pérdida de carga en la carcasa del evaporador.

- Ptδ : pérdida de carga en los tubos del evaporador.


evaporador.


Pág. 96 de 191

Los costes locales de inversión del ciclo de cascada (ciclohexano y

amoniaco) expresados en dólares de 2006 son:

btacondtorrbataevapeconbctccal ZZZZZZZZZZZ +++++++++=($)

Siendo:

- calZ : coste del calentador de ciclohexano a partir de los gases de escape.

- tcZ : coste de la turbina de vapor de ciclohexano.

- bcZ : coste de la bomba de alimentación a caldera de ciclohexano.

- econZ : coste del economizador.

- evapZ : coste del evaporador.

- taZ : coste de la turbina de vapor de amoniaco.

- baZ : coste de la bomba de alimentación a caldera de amoniaco.

- btaZ : coste de la bomba de la torre de refrigeración.

- condZ : coste del condensador del amoniaco.

- torrZ : coste de la torre de refrigeración.

Los costes locales de inversión del ciclo de aprovechamiento del calor del

agua de refrigeración expresados en dólares son:

regbtcondtorrbtcal ZZZZZZZZ ++++++=($)

Siendo:

- calZ : coste del calentador de FC87 a partir del agua de refrigeración.


Pág. 97 de 191

- tZ : coste de la turbina de vapor de FC87.

- bZ : coste de la bomba de alimentación a caldera de FC87.

- btZ : coste de la bomba de la torre de refrigeración.

- condZ : coste del condensador del FC87.

- torrZ : coste de la torre de refrigeración.

- regZ : coste del regenerador del FC87.

3.5.2 Costes de mantenimiento y operación

Son mucho menores que los costes iniciales de inversión, pero no por ello

pierden importancia. No todos los elementos requieren gastos de mantenimiento

pero en este modelo se tendrán en cuenta las siguientes:

• Motor de gas: sólo se tendrán en cuenta los kWhe producidos en el ciclo de

alta. El coste de mantenimiento del motor se ha parametrizado según su

potencia eléctrica expresado en la Tabla II.2. Los valores de dicha tabla se

han ajustado por mínimos cuadrados obteniendo la siguiente ecuación

expresada en ($/kWhe):

0,0306 + )0,0027Ln(W- =y motor

• Ciclo de Rankine orgánico: Se trata de un coste muy bajo, estimado a

partir de pequeñas turbinas de vapor [NREL03] en 4,42 $/MWhe para el

conjunto de los tres ciclos.


Pág. 98 de 191

3.5.3 Análisis de rentabilidad

Para los cálculos económicos el proyecto está basado en el anexo I para los

cuales se han tomado hipótesis técnicas de funcionamiento de la planta e hipótesis

económicas.

• Hipótesis técnicas

o fc: grado de carga de la instalación del 80 % sobre un total de

8760 horas anuales.

• Hipótesis económicas

o Puesto que el coste de los equipos viene expresado en dólares

americanos y el análisis económico está realizado en euros en la

conversión de dólar a euro se aplica un coeficiente 0,8.

o Los costes de los equipos, ($)iZ , se refieren a los costes locales

que a partir de ellos se puede obtener el capital inmovilizado

como viene expresado mediante la relación dada en el Anexo I.

o La tasa anual de incremento del coste de operación y

mantenimiento,OMrr , es del 2,5 %.

o La tasa anual de incremento del coste de combustible,Fr

r , es del

5 % [KUHR05].

o La tasa de descuento del 10 %.

o El precio de venta de la electricidad es de 60,79 € [UNES05].

o La tasa de inflación tiene un valor del 3 %:


Pág. 99 de 191

o La vida útil del motor de combustión interna alternativo de gas

natural es de 20 años [NREL03].

o Se ha considerado que ya existían infraestructuras realizados en

el lugar de emplazamiento de la planta de ciclo combinado.

o Como precio del gas se ha tomado la siguiente expresión, del

Boletín Estadístico de Hidrocarburos (FORO05):

( )

⎪⎪⎩

⎪⎪⎨

⎧

≤⋅⋅≤<≤<

≤

=

Cm1010si44,1m1010Cm10si52,1m10Cm000.100si64,1

m000.100Csi78,1

kWh/€cgasecioPr

36

3636

363

3

Siendo:

-C: consumo de gas natural.

3.6 Modelo medioambiental

Este modelo se ha diseñado para calcular las emisiones CO2, pudiendo así

mostrar las ventajas medioambientales de aprovechar los gases de escape para un

ciclo combinado; estas ventajas estriban principalmente en que dichos gases van a

ser igualmente expulsados a la atmósfera, con ciclo de baja o sin él. Por tanto,

cuando se aprovecha el calor residual de esos gases para producir más energía, se

estará produciendo más energía con la misma emisión de gases a la atmósfera.

Se han realizado los cálculos para un gas natural importado de Argelia

[VELA95], de uso muy habitual en España. La Tabla III.15 recoge su concentración

de gases, con sus respectivas masas moleculares y entalpías de formación.


Pág. 100 de 191

Tabla III.15.- Composición del gas natural.

Composición

[%]

Masa molecular

[g/mol]

hºf

[kJ/mol]

CH4 91,2 16,043 -78,876 C2H6 7,4 30,07 -84,735 C3H8 0,76 44,097 -103,92 C4H10 0,09 58,124 -126,15

N2 0,52 28,013 0,00

La masa molecular de este gas natural será:

M = 0,9120 * 16,043 + 0,0740 * 30,07 + 0,0076 * 44,097 + 0,0009 * 58,124 +

+ 0,0052 * 28,013 = 17,3895 g/mol

Debido a las exigencias del catalizador empleado en los motores alternativos

de encendido provocado se supondrá que el gas se quema mediante una combustión

estequiométrica (ecuación completa en la que se ha empleado la cantidad mínima

de de comburente para que en los productos de la reacción no haya O2), por lo que

se plantea la siguiente ecuación de combustión:

[0,9120 CH4+ 0,0740 C2H6 + 0,0076 C3H8 + 0,0009 C4H10 + 0,0052 N2] +

+ 2,12685 [O2 + 3,76 N2] 1,0864 C02 + 2,0809 H2O + 8,002156 N2

Mediante los cálculos pertinentes:

1 mol de GN 1,0864 mol de C02

17,3895 g de GN 1,0864 * 44.01 g de C02

17,3895 g de GN 47,812 g C02

1 g de GN 2,7495 g C02


Pág. 101 de 191

Se usará el poder calorífico inferior (PCI), ya que en la combustión de un

MCIA el agua de los productos se encuentra en estado gaseoso, debido a las altas

temperaturas durante el proceso de combustión. Su cálculo es el siguiente.

286.855))15,126(*0009,0)92,103(*0076,0)735,84(*0740,0)873,74(*9120,0(

))83,241(*0809,2)52,393(*0864,1()*()*( ,,

−==−+−+−+−−

−−+−=Σ−Σ=−−− o

rfrr

o

pfpp

o

comb hnhnh

PCI = 855.286 kJ/mol = 38.161 MJ/( 3Nm )

Por tanto:

1 mol de GN 1,0864 mol de 2CO

855,286 kJ de GN 1,0864 mol de 2CO

855,286 kJ de GN 47,812 g de 2CO

855,286 kW en GN 47,812 g/s de 2CO

Según esto, las emisiones de 2CO se hallarán con las siguientes fórmulas:

• Emisiones para el motor de gas aislado:

kWhe/g25,201kWe286,855*

sg812,47

)kJgó

kWes/g(E

eeMG η

=η

=

• Emisiones para el ciclo combinado:

kWhe/g25,201kWe286,855*

sg812,47

)kJgó

kWes/g(E

ccccMG η

=η

=


Pág. 102 de 191

Por tanto, al ser mayor el rendimiento del ciclo combinado que el del motor

de gas aislado, se producirá más energía para la misma cantidad de combustible y

de emisiones; así, las emisiones por unidad de energía generada descenderán

notablemente.

Capítulo 4 Análisis de resultados

Pág. 103 de 191

ANÁLISIS DE RESULTADOS

El modelo desarrollado cuenta con cuatro variables: la potencia eléctrica del

motor de gas, la temperatura de alta y de baja del ciclohexano y el punto de

estricción en la caldera de recuperación del amoniaco. La variación de la

temperatura de alta y baja del ciclohexano variará en función de la potencia

eléctrica del motor mientras que el punto de estricción del amoniaco se varía en un

rango prefijado de valores dando lugar a un abanico de posibilidades de

funcionamiento del ciclo. Una vez obtenido este abanico se decidirá en función de

criterios técnicos y económicos cuál es el más propicio.

4.1 Resultados técnicos del modelo

Se ha desarrollado la viabilidad técnica del modelo desarrollado en el rango

de potencias desde 100 kW hasta 5000 kW variándola en intervalos de 500 kW.

Para cada uno de los valores de potencia se ha variado el punto de estricción del

amoniaco entre 5ºC y 20ºC en intervalos de 5ºC. Por último para cada uno de los

casos en función de potencia eléctrica del motor y punto de estricción se ha hallado

el óptimo de las temperaturas de alta y baja del ciclohexano para obtener el máximo

rendimiento del ciclo combinado.


Pág. 104 de 191

4.1.1 Rendimientos

A continuación se muestran los rendimientos en función de la potencia

eléctrica del motor de gas. Se mostrarán en la misma gráfica el rendimiento del

motor de gas aislado, el rendimiento del ciclo combinado, el rendimiento del ciclo

orgánico en conjunto, el ciclo de aprovechamiento del calor de los gases de escape

y el del ciclo de aprovechamiento del calor de refrigeración siendo este último

sensiblemente más bajo que los anteriores. La Figura IV.1 muestra los

rendimientos de cada uno de los ciclos (“c.comb” ciclo combinado; “motor” motor

de gas aislado; “ca” ciclo en cascada; “caw” conjunto de ciclo en cascada más ciclo

del FC87; “FC87” ciclo de recuperación del calor de refrigeración) para dos valores

del punto de estricción del amoniaco (5ºC y 20ºC).

Fig. IV.1.- Rendimiento de cada ciclo orgánico y el motor por separado y el

rendimiento global de la instalación.


Pág. 105 de 191

Se contempla, según la figura IV.1, que existe una mejora del rendimiento

notable al aprovechar los calores residuales de un motor de gas mediante un ciclo

de Rankine orgánico, pues el incremento en el rendimiento se encuentra entre 8 y 9

puntos absolutos con respecto al rendimiento del motor aislado.

Con respecto a la variación con la potencia, la diferencia de rendimientos es

ligeramente inferior para potencias altas. Si se analiza la influencia del punto de

estricción se puede observar que la variación del rendimiento es muy pequeña:

oscila entre 0.2 y 0.3 puntos absolutos de rendimiento comparando los valores de

punto de estricción extremos (5ºC y 20ºC). El motor de combustión es

independiente del punto de estricción, por lo que variando este valor se obtienen

como máximo las variaciones antes descritas para el rendimiento del ciclo

combinado junto con un aumento de la presión de alta del amoniaco.

4.1.2 Potencias generadas

La reducción del valor del punto de estricción implica la elevación de la

temperatura del alta del amoniaco con un consecuente incremento de la potencia

generada en el ciclo de amoniaco y por tanto aumentando la potencia eléctrica del

ciclo combinado.

En la Figura IV.2 se muestran las distintas potencias eléctricas generadas

(ciclo combinado “comb”, ciclo ORC completo “caw”, ciclo de aprovechamiento

del calor de los gases de escape “ca” y ciclo de aprovechamiento del calor del agua

de refrigeración “FC87”) en función de la potencia eléctrica del motor de gas. En

ella se pueden ver los incrementos lineales de las potencias generadas al aumentar


Pág. 106 de 191

la potencia del motor principal al igual que las diferencias existentes de potencias

en función del punto de estricción del amoniaco.

Fig. IV.2.- Trabajo de cada ciclo orgánico y el motor por separado y global.

Las variaciones de la potencia entregada en función del punto de estricción

del amoniaco son pequeñas las cuales oscilan entre 0.75kW y 35kW. Se aprecia que

el incremento de potencia respecto al motor de gas es algo inferior al 20%.

4.2 Resultados económicos

En los cálculos económicos se ha tenido en cuenta un factor de utilización

( cf ) del motor y del ciclo combinado del 80 % sobre un máximo de 8760 horas

anuales y valores del punto de estricción del amoniaco extremos (5ºC y 20ºC).


Pág. 107 de 191

A continuación se muestran las gráficas del VAN y TIR del motor aislado y

el ciclo combinado formado por el motor y los tres fluidos orgánicos.

Fig. IV.3.- VAN y TIR del motor aislado.

Fig. IV.4.- VAN y TIR del ciclo combinado.


Pág. 108 de 191

En ambas gráficas el motor más pequeño a partir del cual el valor del TIR es

mayor que cero no coincide con el motor más pequeño estudiado en el análisis

técnico cuya potencia eléctrica era de 100kW. En la gráfica del motor, Figura IV.3,

el motor más pequeño cuya TIR es mayor que cero es el de 1500 kW mientras que

para el ciclo combinado, Figura IV.4, es de 500 kW, lo que indica el incremento en

rentabilidad que supone realizar el ciclo combinado. Ambas gráficas alcanzan su

valor máximo para el motor de 5000 kW alcanzando para el caso del motor aislado

un valor de 19,65 % inferior que para el ciclo combinado en función del punto de

estricción, 5ºC y 20ºC, alcanza un valor de 23,69 % y 24,02 %.

El valor del VAN, expresado en millones de euros, varía para el caso del

motor desde -0,19 hasta 1,112 mientras que el caso del ciclo combinado oscila entre

-0,1661 y 2,74 para un valor del punto de estricción de 5ºC y entre -0,1679 y 2,721

para 20ºC.

A continuación se muestran las gráficas de los gastos de producción, gasto

de combustible, costes de inversión y costes de operación y mantenimiento para el

caso del motor aislado y para el ciclo combinado en función de la potencia eléctrica

del motor y de los valores extremos del punto de estricción.


Pág. 109 de 191

Fig. IV.5.- Costes de operación, mantenimiento, inversión, combustible y

producción del motor aislado.

Fig. IV.6.- Costes de operación, mantenimiento, inversión, combustible y

producción del ciclo combinado.


Pág. 110 de 191

Siendo:

- prodC : coste de producción expresado en €/MWh

- FC : coste de producción expresado en €/MWh

- OMC : coste de operación y mantenimiento expresado en €/MWh

- IC : coste de inversión expresado en €/MWh

Los costes de inversión, IC , tanto en el motor como en los dos casos del

ciclo combinado son muy similares; para el caso de un motor de 5000 kW aislado

su valor es de 9,687 mientras que para el ciclo combinado es de 11,99 ó 11,72 si el

punto de estricción fuera 5 o 20 respectivamente. Para el motor aislado más

pequeño (1500kW), su valor es de 11,05 mientras que para el mismo motor

instalado en un ciclo combinado el coste de inversión sería de 13,99 ó 13,72. Para

un motor instalado en un ciclo combinado el valor mínimo de potencia eléctrica que

es económicamente viable es de 500kW, el coste de inversión sería de 16,24 ó

15,98. Las diferencias entre motor aislado y ciclo combinado en referente a costes

de inversión son pequeñas puesto que son del orden de 1,5 € a igualdad de potencia

de eléctrica del motor.

Los costes de operación y mantenimiento, OMC , presentan pequeñas

diferencias puesto que para el caso de un motor aislado de 1500 kW son 11,65

mientras que para un motor integrado en un ciclo combinado variarán entre 10,43 y

10,47 según sea el valor del punto de estricción, siendo para ambos caso inferior al

coste de operación y mantenimiento de un motor aislado. Se observa en la gráfica

una tendencia decreciente conforme aumenta el tamaño del motor de combustión


Pág. 111 de 191

alcanzándose un mínimo de 8,158 para motor aislado y de 7,572 ó 7,591 para un

ciclo combinado.

Los gastos de combustible son menores en el caso de un ciclo combinado

puesto que se está generando electricidad a partir de calores residuales lo cual no

supone un incremento del gasto del motor puesto que éste no se ve afectado. Se

observa en la Figura IV.5, que los gastos de combustible en un motor aislado se

reducen ligeramente conforme aumenta la potencia del motor, lo cual es lógico

puesto que mejora el rendimiento, obteniéndose valores entre 57,48 y 53,19. En el

caso de un ciclo combinado, según la Figura IV.6, los costes varían entre 54,82 ó

55,15 y 45,12 ó 45,39 (según el punto de estricción). Se observa que incluso el

empleo de un motor de 500 kW en un ciclo combinado supone menor gasto de

combustible que un motor aislado de 1500kW incluso teniendo en cuenta que el

rendimiento de los motores mejora conforme aumenta la potencia eléctrica

entregada por éstos.

En cuanto a los costes de producción, y al igual que en los costes de

combustible son menores en el ciclo combinado a igualdad de potencias eléctricas

del motor. En el caso del motor aislado éstos varían entre 80,18 y 71,03 mientras

que en el ciclo combinado varían entre 83,98 ó 84,1 y 64,68 ó 64,7. Es en este coste

donde se aprecian las mayores diferencias entre motor aislado y ciclo combinado

obteniéndose diferencias que oscilan entre 3 y 7 €/MWh.

A continuación se muestran las gráficas de los gastos de producción y venta

de electricidad frente a la potencia eléctrica del motor tanto para el motor aislado,

Figura IV.7, y ciclo combinado, Figura IV.8.


Pág. 112 de 191

Fig. IV.7.- Precio de venta de la electricidad frente al coste de producción para motor aislado.

Fig. IV.8.- Precio de venta de la electricidad frente al coste del producción para ciclo combinado.


Pág. 113 de 191

Siendo:

- EV : precio de venta de la electricidad

- prodC : coste de producción expresado en € por MW

- OMIFprod CCCC ++=

Los costes de producción, prodC , experimentan un notable descenso

conforme aumenta la potencia eléctrica del motor por lo que con motores grandes el

periodo de retorno será menor puesto que las diferencias entre venta de electricidad

y costes de producción son mayores. El precio de venta de electricidad nivelado es

de 70,86 para ambos casos. Los costes producción del motor aislado varían entre

80,18 y 71,03 mientras que en el ciclo combinado varían entre 83,98 ó 84,1 y 64,68

ó 64,7. Para el caso del motor aislado los costes de producción son siempre

superiores al precio de venta de electricidad mientras que en el ciclo combinado es

a partir de 2000kW (70,52 ó 70,57) cuando los costes de producción son inferiores

al precio de venta de electricidad nivelado.

En las siguientes gráficas se expresan la inversión de capital expresada en

€/Kw y la inversión de capital total expresada en M€ tanto para el motor aislado,

figura IV.7, y para el ciclo combinado, figura IV.8.


Pág. 114 de 191

Fig. IV.9.- IF absoluto y unitario para motor aislado.

Fig. IV.10.- IF absoluto y unitario para ciclo combinado.

Siendo:

- unitIF : inversión de capital expresada en €/kW.


Pág. 115 de 191

- absIF : inversión de capital expresada en €.

Se observa tanto para el caso del motor aislado como para el ciclo

combinado que la inversión de capital absoluto aumenta conforme aumenta la

potencia eléctrica del motor lo cual es lógico. Para el caso del motor aislado el absI

varía desde 988589 € hasta 2,890 millones de € mientras que para el ciclo

combinado la inversión absoluta es mayor a igualdad de potencia eléctrica del

motor puesto que supone comprar mayor número de equipos la cual varía entre

591724 ó 578787 y 4,217 ó 4,097 millones de €. Se observa, como era de esperar,

que conforme se reduce el punto de estricción desde 20ºC a 5ºC la inversión

aumenta existiendo unas diferencias de entre 13000 y 120000 €. La comparación de

las dos instalaciones, motor aislado y ciclo combinado, arrojan unas diferencias de

inversión sustanciales para el caso de mínima potencia eléctrica entregada pero esto

se debe a que el mínimo económicamente viable para motor aislado es de 1500 kW

mientras que para ciclo combinado sería un motor de 500 kW. A igualdad de

potencia eléctrica de motor las diferencias varían entre 470000 € para motor de

1500kW y 1,4 millones de euros.

En el caso de la inversión en €/kW vuelve a ser mayor en el ciclo combinado

pero en este caso dicha diferencia no es tan grande a igualdad de potencia eléctrica

del motor de combustión. Los valores obtenidos para el motor aislado oscilan entre

659,1 y 578 mientras que en el ciclo combinado oscilan entre 969 ó 953,5 y 715,5 ó

699,3 siendo las diferencias entre ambos ciclos de entre 300 y 125.

A continuación se muestran mediante diagramas de barras los periodos de

retorno correspondientes al motor aislado, ciclo combinado con un valor de 5 ºC


Pág. 116 de 191

para el punto de estricción del amoniaco y para un ciclo combinado con punto de

estricción del amoniaco de 20 ºC.

Fig. IV.12.- Periodo de retorno para un motor aislado en función de la potencia eléctrica

entregada por el motor.


Pág. 117 de 191

Fig. IV.13.- Periodo de retorno para un ciclo combinado con punto de estricción del

amoniaco de 5 ºC en función de la potencia eléctrica entregada por el motor.

Fig. IV.14.- Periodo de retorno para un ciclo combinado con punto de estricción del

amoniaco de 20 ºC en función de la potencia eléctrica entregada por el motor.


Pág. 118 de 191

4.3 Resultados medioambientales

Una gran ventaja de este tipo de ciclos combinados estriba en la reducción

de emisiones de 2CO , como se demostrará con los siguientes resultados.

Las comparativas se han realizado obteniendo las emisiones de 2CO por

cada kWh eléctrico generado, puesto que si se tuviesen en cuenta los emisiones

totales para un mismo factor de utilización serían exactamente las mismas. El ciclo

de Rankine orgánico no reduce dichas emisiones sino que para las mismas

emisiones de 2CO se obtienen valores mayores de potencia eléctrica generada.

A continuación se muestran las emisiones de 2CO por cada kWh para el

caso de un motor aislado y el ciclo combinado estudiado.

Fig. IV.15.- Emisiones de 2CO .


Pág. 119 de 191

Siendo:

- Motor: las emisiones de gramos de 2CO por cada kWh en el caso de un

motor aislado.

- C.comb: las emisiones de gramos de 2CO por cada kWh en el caso de un

ciclo combinado.

Se observa en la Figura IV.15 diferencias notables referentes a emisiones

entre el motor aislado y el ciclo combinado. En ambos casos las emisiones

disminuyen conforme aumenta la potencia eléctrica del motor lo cual es lógico

puesto que dicho incremento hace aumentar el rendimiento del motor y por lo tanto

reduciendo las emisiones de las emisiones de 2CO por kWh. Para el caso del motor

aislado las emisiones varían entre 509,5 g/kWh, para un motor de 1500 kWe y

471.4 g/kWh mientras que el ciclo combinado son de entre 450,3 g/kW ó 453

g/kWh para un motor de 500 kWe y 399,9 g/kWh ó 402,6 g/kW.

Por tanto las diferencias referentes a emisiones a igualdad de potencia

eléctrica del motor son de entre 95 g/kWh y 51 g/kWh observándose una reducción

conforme aumenta la potencia eléctrica del motor.

4.4 Comparación del ciclo combinado y un ciclo de cogeneración

En este proyecto se ha estudiado la viabilidad técnico-económica de un ciclo

combinado de motor de gas y ciclo de Rankine orgánico cuyo objetivo es la

generación distribuida. Otra aplicación posible sería la del aprovechamiento del


Pág. 120 de 191

calor de los gases de escape como calor para cogeneración obteniendo un beneficio

en función de dicho valor. Para ello se calculará el rendimiento eléctrico aparente

para un ciclo de cogeneración y se comparará con el rendimiento del ciclo

combinado.

- Rendimiento del ciclo de combinado:

•

••

+=

combustión

MotorORCe

Q

WWη

Siendo:

- ORCW : trabajo obtenido del ciclo de Rankine orgánico.

- motorW : trabajo eléctrico del motor.

- combQ•

: energía térmica consumida por el motor.

- Rendimiento eléctrico aparente del ciclo de cogeneración:

cal

cogcomb

motorea

QQ

W

η−

=η ••

•

Siendo:

- motorW : trabajo eléctrico del motor.

- combQ•

: calor de combustión del motor.

- cogQ•

: calor empleado para la cogeneración.


Pág. 121 de 191

- calη : rendimiento del generador térmico para producir calor de forma

clásica.

Fig. IV.16.- Comparación de rendimientos de un ciclo combinado y un ciclo de cogeneración.

Según la figura IV.16 se observa que para el rango de potencias de los

motores de combustión el rendimiento eléctrico aparente del ciclo de cogeneración

es superior. Para motores de 100 kW el rendimiento del ciclo combinado es de

41,16 % ó 40,92 (según sea el valor del punto de estricción del amoniaco) mientras

que para el ciclo de cogeneración es de 41,3 %. Se observa en ambos ciclos que el

mayor rendimiento se alcanza para el motor más grande, de 5000 kW, con un valor

para el ciclo combinado de 50,33 % ó 50,03 % y para el ciclo de cogeneración de


Pág. 122 de 191

58,19 %. Por tanto las diferencias de rendimientos varían desde 0,14 %

comenzando en 100 kW y conforme aumenta la potencia esas diferencias se van

haciendo cada vez mayores hasta un valor máximo de 8 %.

Otro índice muy empleado al valorar técnicamente proyectos de

cogeneración es el “índice de ahorro en energía primaria” o IAEP. Para su

definición se hace uso del rendimiento nominal en producción eléctrica para el

“mix” nacional (ηeN), cifrado en España en el 35%, del rendimiento nominal par la

producción de calor mediante calderas (ηtN), fijado en 95% y del rendimiento

eléctrico del sistema de cogeneración (ηe). Con ambos sistemas tradicionales se

comparan los consumos energéticos primarios para producir las energías finales de

cada sistema. Así, para el motor de gas con aprovechamiento de los calores de gases

(Qg) y refrigeración (Qw) que produzca una electricidad We se tiene:

( )tNwtNgeNe

eetNwtNgeNeMG /Q/Q/W

/W/Q/Q/WIAEP

η+η+η

η−η+η+η=

Análogamente, para el ciclo combinado propuesto se obtiene:

eNe

cceeNeCC /W

/W/WIAEP

ηΣηΣ−ηΣ

=

donde eWΣ representa la energía eléctrica total producida y ccη el rendimiento del

ciclo combinado. La Figura IV.17 recoge los valores de este índice tanto para el


Pág. 123 de 191

motor aislado como para el ciclo combinado completo, ya sea empleando un “pinch

point” para el amoniaco de 5 ºC o de 20 ºC.

Fig. IV.17.- Comparación de índices de ahorro de energía primaria de un ciclo combinado y un ciclo

de cogeneración.

Según la figura IV.17 se observa que para el rango de potencias de los

motores de combustión el índice de ahorro de energía primaria (IAEP) se reduce

considerablemente si se aprovecha el calor residual de los gases de escape del motor

de gas natural para la producción de energía eléctrica.

Las mayores diferencias se observan para motores de baja potencia

consiguiéndose reducciones del 13 % siendo muy pequeñas las diferencias entre los

ciclos combinados con diferente punto de estricción del amoniaco cuyo valor es del


Pág. 124 de 191

0,47 %. Conforme aumenta la potencia del motor dichas diferencias, motor aislado

y ciclo combinado, se reducen dado que el rendimiento de los motores aumenta

porque se hacen más adiabáticos alcanzándose diferencias de 7,4 %. Por otro lado

las diferencias debido al diferente valor del punto de estricción del amoniaco se

mantienen en 0,47 % menos para el caso del motor con punto de estricción del

amoniaco de 5 ºC.

Capítulo 5 Análisis de sensibilidad

Pág. 125 de 191

ANÁLISIS DE SENSIBILIDAD

En el análisis de sensibilidad se ha elegido el motor de combustión interna

alternativo cuya potencia eléctrica entregada es de 5000 kW y un punto de

estricción del amoniaco de 5 ºC.

5.1 Análisis de sensibilidad de parámetros técnicos

Por un lado se estudiarán las variaciones de los parámetros técnicos de totalη

y totalW , al variar tη y ooT .

Siendo:

- totalη : rendimiento global del ciclo combinado.

- totalW : trabajo total del ciclo combinado.

- prodC : coste de producción.

- tη : rendimiento de las turbinas de vapor de ciclohexano, amoniaco y agua.

- ooT : temperatura ambiente.

El análisis de sensibilidad con una variación absoluta de los rendimientos de

1 % de cada turbina arrojan los siguientes resultados sobre la variación del

rendimiento total del ciclo, expresados en la Tabla V.1.


Pág. 126 de 191

Tabla V.1.- Variación del rendimiento total del ciclo combinado al variar el rendimiento de las turbinas de vapor de cada ciclo.

totalη

Turbina turbinaη∂ (p.u.)

turbinaη (p.u.) turbina

total

ηη

∂∂

(p.u.) totalη∂ (p.u.)

Ciclohexano + 0,01 0,85 + 0,03516 + 0,0003516Amoniaco + 0,01 0,85 + 0,03939 + 0,0003939

FC87 + 0,01 0,85 + 0,01479 + 0,0001479

Siendo:

- turbina

total

ηη

∂∂

: la variación del rendimiento global en p.u. al variar una unidad

el rendimiento de la turbina de vapor.

- totalη∂ : variación del rendimiento global del ciclo al variar un 1 % el

rendimiento de la turbina de vapor.

Se observa según la Tabla V.1 que la variación de rendimiento de turbina

que más afecta al rendimiento total del ciclo combinado es la de la turbina de

amoniaco. Si se varía un 1 % el rendimiento de dicha turbina el rendimiento global

varía 0,03939 %, es decir, se incrementará en dicha cantidad (0,03939 %) si el

rendimiento de la turbina sube un 1 % y disminuirá dicha cantidad (0,03939 %) si el

rendimiento de la turbina disminuye un 1 %.

Por otro lado la variación de un 1 % del rendimiento de la turbina de

ciclohexano hace variar el rendimiento global en un porcentaje similar al caso del

amoniaco. Si el rendimiento de la turbina de ciclohexano disminuye un 1 % el


Pág. 127 de 191

rendimiento global disminuye 0,03516 %, mientras que si aumenta un 1 % el

rendimiento de la turbina, el rendimiento global aumenta un 0,03516 %.

Por último, la variación del rendimiento de la turbina de vapor del FC87

tiene una influencia muy pequeña. Si su rendimiento aumenta un 1 % el

rendimiento global aumenta un 0,01479 % mientras que si disminuye un 1 % el

rendimiento global aumenta en 0,01479 %.

El análisis de sensibilidad con una variación de los rendimientos de 1 % de

cada turbina arrojan los siguientes resultados sobre la variación del trabajo total del

ciclo.

Tabla V.2.- Variación del trabajo total del ciclo combinado al variar el rendimiento de las turbinas de vapor de cada ciclo.

totalW

Turbinas turbinaη∂(p.u.)

turbinaη (p.u.) turbina

totalWη∂∂

(kW) totalW∂ (kW)

Ciclohexano + 0,01 0,85 + 411,8 + 4,118Amoniaco + 0,01 0,85 + 461,4 + 4,614

FC87 + 0,01 0,85 + 173,2 + 1,732

Siendo:

- turbina

totalWη∂∂

: variación en kW del trabajo total del ciclo al variar una unidad el


- totalW∂ : variación en kW del trabajo total del ciclo al variar un 1 % el



Pág. 128 de 191

Se observa según la Tabla V.2 que la variación de rendimiento de turbina

que más afecta al trabajo total del ciclo combinado es la de la turbina de amoniaco.

Si se varía un 1 % el rendimiento de dicha turbina el trabajo global varía 4,614 kW,

se incrementará en dicha cantidad (4,614 kW) si el rendimiento de la turbina sube

un 1 % y disminuirá dicha cantidad (4,614 kW) si el rendimiento de la turbina

disminuye un 1 %.

Por otro lado la variación de un 1 % del rendimiento de la turbina de

ciclohexano hace variar el trabajo global en un valor similar al caso del amoniaco.

Si el rendimiento de la turbina de ciclohexano disminuye un 1 % el trabajo global

disminuye 4,11 kW, mientras que si aumenta un 1 % el rendimiento de la turbina, el

trabajo global aumenta 4,11 kW.

Por último, la variación del rendimiento de la turbina de vapor del FC87

tiene una influencia muy pequeña. Si su rendimiento aumenta un 1 % el trabajo

global aumenta 1,732 kW mientras que si disminuye un 1 % el trabajo global

aumenta en 1,732 kW.

El análisis de sensibilidad con una variación de la temperatura ambiente en

5 ºC arrojan los siguientes resultados sobre la variación del rendimiento total del

ciclo, expresados en la Tabla V.3.


Pág. 129 de 191

Tabla V.3.- Variación del rendimiento total del ciclo combinado al variar la

temperatura ambiente.

totalη

Temperatura ooT∂ (ºC)

ooT (ºC)

oo

total

T∂∂η

(p.u.) totalη∂ (p.u.)

ooT + 5 25 - 0,0005924 - 0,002962

Siendo:

- oo

total

T∂∂η

: variación del rendimiento total en p.u. al variar en 1 ºC la


- totalη∂ : variación del rendimiento total en p.u. al variar en 5 ºC la


Se observa según la Tabla V.3 que el incremento de la temperatura ambiente

en 5 ºC hace disminuir el rendimiento en 0,2962 % mientras que si se disminuye en

5 ºC, el rendimiento global aumenta en 0,2962 %. Comparando estos resultados con

los obtenidos para la variación de rendimientos de turbinas de vapor se observa que

su influencia es mayor en 0.1 % con respecto a la variación debida al cambio de

rendimiento de la turbina de amoniaco.

El análisis de sensibilidad con una variación de la temperatura ambiente en

5 ºC arrojan los siguientes resultados sobre la variación del trabajo total del ciclo,

expresados en la Tabla V.4.


Pág. 130 de 191

Tabla V.4.- Variación del trabajo total del ciclo combinado al variar la temperatura ambiente.

totalW

Temperatura ooT∂ (ºC)

ooT (ºC)

oo

total

TW∂∂

(kW) totalW∂ (kW)

ooT + 5 25 - 6,939 - 34,69

Siendo:

- oo

total

TW∂∂

: variación del trabajo del ciclo en kW al variar la temperatura

ambiente en 1 ºC.

- totalW∂ : variación del trabajo del ciclo en kW al variar la temperatura

ambiente en 5 ºC.

Se observa según la tabla V.4 que el incremento de la temperatura ambiente

en 5 ºC hace disminuir el trabajo total del ciclo 34,69 kW mientras que si se

disminuye en 5 ºC, el trabajo global aumenta en 34,69 kW. Comparando estos

resultados con los obtenidos para la variación de rendimientos de turbinas de vapor

se observa que su influencia es mayor en 11 kW con respecto a la variación debida

al cambio de rendimiento de la turbina de amoniaco.


Pág. 131 de 191

5.2 Análisis de sensibilidad de parámetros económicos

A continuación se muestra en la Tabla V.5 la variación de los parámetros

económicos: IC , OMC , PR, TIR y VAN cuando varía la temperatura ambiente, ooT ,

5 ºC.

Tabla V.5.- Variación de los parámetros económicos en función de la

variación de la temperatura ambiente.

Variable económica

ooT∂(ºC)

ooT(ºC) ooT∂

∂ var var∂

IC (€/MWh) +5 25 -0,05713 -0,28565

OMC (€/kWh) +5 25 +0,003861 +0,019305

prodC (€/MWh) +5 25 +0,0001555 +0,000775 PR (Años) +5 25 0 0 TIR (p.u.) +5 25 +0,0006953 +0,0034765 VAN (M€) +5 25 -0,003191 -0,066

Siendo:

- ooT∂

∂ var : variación de la variable económica cuando la temperatura ambiente

varía 1 ºC.

- var∂ : variación de la variable económica cuando la temperatura ambiente

varía 5 ºC.

Según la tabla V.5 se observa que el coste de la inversión ( IC ), se reduce en

0,28565 €/MWh si la temperatura aumenta 5 ºC mientras que aumentará la misma

cantidad (0,28565 €/MWh) si la temperatura ambiente se reduce en 5 ºC.


Pág. 132 de 191

Los costes de operación y mantenimiento ( OMC ), aumentan 0,019305

€/MWh si la temperatura ambiente se eleva 5 ºC mientras que si la temperatura se

reduce 5 ºC los costes de operación y mantenimiento se reducirán en la misma

cantidad (0,019305 €/MWh).

Los costes de producción ( prodC ), aumentan en 0,000775 €/MWh si la

temperatura aumenta 5 ºC, lo cual es lógico puesto que la el trabajo obtenido del

ciclo ORC es menor como se veía en la tabla V.4 donde el trabajo disminuía.

La variación del periodo de retorno (PR), es menos de un año puesto que no

la tabla V.5 refleja la variación en años. En el caso de que la temperatura aumente

5º C el periodo de retorno aumentará, pero dicho incremento siempre inferior a un

año mientras que disminuirá si la temperatura ambiente disminuye 5 ºC.

En el caso de la TIR, un incremento de 5 ºC de la temperatura ambiente

provocará un incremento del 0,34765 % mientras que si disminuye, ésta descenderá

el mismo porcentaje (0,34765 %).

Para el caso del VAN, le sucede lo contrario que a la TIR, un incremento de

5 ºC en la temperatura ambiente provoca un descenso del VAN de 0,066 millones

de euros, luego la inversión es menos rentable puesto que el rendimiento y trabajo,

según las Tablas V.3 y V.4 respectivamente, disminuyen, luego la electricidad

vendida y por tanto los ingresos serán inferiores. Sin embargo un incremento de la


Pág. 133 de 191

temperatura ambiente de 5 ºC implica un incremento del VAN de 0,066 millones de

euros.

A continuación se muestra en la Tabla V.6 las variaciones de: IC , OMC , PR,

TIR y VAN cuando varía el rendimiento de la turbina de ciclohexano un 1 %.

Tabla V.6.- Variación de los parámetros económicos cuando varía el

rendimiento de la turbina de ciclohexano un 1 %.

Variable económica

oη∂ (p.u.)

oη (p.u.) oη∂

∂ var var∂

IC (€/MWh) +0,01 0,85 -0,6838 -0,006838

OMC (€/kWh) +0,01 0,85 -0,2568 -0,002568

prodC (€/MWh) +0,01 0,85 -4,473 -0,04473 PR (Años) +0,01 0,85 0 0 TIR (p.u.) +0,01 0,85 +0,04881 +0,0004881 VAN (M€) +0,01 0,85 +1,221 +0,01221

Según la Tabla V.6 se observa que el coste de la inversión ( IC ), se reduce

en 0,006838 €/MWh si el rendimiento aumenta un 1 % mientras que aumentará la

misma cantidad (0,006838 €/MWh) si el rendimiento disminuye un 1 %.

Los costes de operación y mantenimiento ( OMC ), disminuyen 0,002568

€/MWh si el rendimiento se reduce en un 1 % mientras que si el rendimiento

aumenta en un 1 % los costes de operación y mantenimiento aumentarán en la

misma cantidad (0,002568 €/MWh).


Pág. 134 de 191

Los costes de producción ( prodC ), disminuyen 0,04473 €/MWh si el

rendimiento aumenta en un 1 %, lo cual es lógico puesto que la el trabajo obtenido

del ciclo ORC es mayor como se veía en la tabla V.4 donde el trabajo aumentaba.


la tabla V.6 refleja la variación en años. En el caso de que el rendimiento aumente

en un 1 % el periodo de retorno disminuirá siempre inferior a un año mientras que

aumentará si el rendimiento disminuye en un 1 %.

En el caso de la TIR, un incremento de un 1 % del rendimiento provocará un

incremento del 0,04881 % mientras que si disminuye, ésta descenderá el mismo

porcentaje (0,04881 %).

Para el caso del VAN, le sucede lo mismo que a la TIR, un incremento de un

1 % en el rendimiento provoca un aumento del VAN de 0,01221 millones de euros,

luego la inversión es más rentable puesto que el rendimiento y trabajo, según las

Tablas V.1 y V.2 respectivamente, aumentan, luego la electricidad vendida y por

tanto los ingresos serán superiores. Sin embargo un descenso del rendimiento de un

1 % implica un descenso del VAN de 0,01221 millones de euros.


TIR y VAN cuando varía el rendimiento de la turbina de amoniaco un 1 %.


Pág. 135 de 191


rendimiento de la turbina de amoniaco un 1 %.

Variable económica

aη∂ (p.u.)

aη (p.u.) aη∂

∂ var var∂

IC (€/MWh) +0,01 0,85 -0,887 -0,00887 OMC (€/kWh) +0,01 0,85 -0,2292 -0,002292


Según la Tabla V.7 se observa que el coste de la inversión ( IC ), se reduce

en 0,00887 €/MWh si el rendimiento aumenta un 1 % mientras que aumentará la










la tabla V.7 refleja la variación en años. En el caso de que el rendimiento aumente


Pág. 136 de 191







1 % en el rendimiento provoca un aumento del VAN de 0,0152 millones de euros,

luego la inversión es más rentable puesto que el rendimiento y trabajo, según las

Tablas V.1 y V.2 respectivamente, aumentan, luego la electricidad vendida y por




TIR y VAN cuando varía el rendimiento de la tres turbina de FC87 un 1 %.


Pág. 137 de 191


rendimiento de la turbina de FC87 un 1 %.

Variable económica

wη∂ (p.u.)

wη (p.u.) wη∂

∂ var var∂

IC (€/MWh) +0,01 0,85 -0,4492 -0,004492 OMC (€/kWh) +0,01 0,85 -0,0964 -0,000964


Según la tabla V.8 se observa que el coste de la inversión ( IC ), se reduce en

0,004492 €/MWh si el rendimiento aumenta un 1 % mientras que aumentará la










la Tabla V.8 refleja la variación en años. En el caso de que el rendimiento aumente


Pág. 138 de 191







1 % en el rendimiento provoca un aumento del VAN de 0,005018 millones de

euros, luego la inversión es más rentable puesto que el rendimiento y trabajo, según

las tablas V.1 y V.2 respectivamente, aumentan, luego la electricidad vendida y por




TIR y VAN cuando varía la tasa de crecimiento del precio del gas natural, Fr , un 2

%.


Pág. 139 de 191

Tabla V.9.- Variación de los parámetros económicos cuando varía la

tasa de crecimiento del precio del gas natural un 2 %.

Variable económica

Fr∂ (p.u.)

Fr (p.u.) Fr∂

∂ var var∂

IC (€/MWh) +0,02 0,05 0 0 OMC (€/kWh) +0,02 0,05 0 0

prodC (€/MWh) +0,02 0,05 +385,7 +7,714 PR (Años) +0,02 0,05 0 0 TIR (p.u.) +0,02 0,05 -2,258 -0,04516 VAN (M€) +0,02 0,05 -86,8 -1,736

Según la tabla V.9 se observa que tanto el coste de la inversión como el coste de

producción no se ven afectados por el incremento del coste de combustible como

era lógico esperar puesto que no dependen de él.

Los costes de producción ( prodC ), disminuyen 7,714 €/MWh si el coste de

combustible se reduce en un 2 % mientras que si el coste de gas natural aumenta en

un 2 % los costes de operación y mantenimiento aumentarán en la misma cantidad

(7,714 €/MWh).


la tabla V.9 refleja la variación en años. En el caso de que si el coste del gas natural

disminuye en un 2 % el periodo de retorno disminuirá siempre inferior a un año

mientras que aumentará si el coste del gas aumenta en un 2 %.

En el caso de la TIR, un incremento de un 2 % del precio del gas natural

provocará un descenso del 2,258 % mientras que si disminuye, ésta descenderá el

mismo porcentaje (2,258 %)


Pág. 140 de 191


2 % en el coste del provoca una disminución del VAN de 1,736 millones de euros,

luego la inversión es menos rentable puesto que el coste de producción es mayor y

por tanto los beneficios menores. Sin embargo un descenso del coste de un 2 %

implica un aumento del VAN de 1,736 millones de euros.

En el proyecto realizado se ha supuesto un grado de carga de la instalación

del 80 % de un total de 8760 horas cada año. Esta variable es un factor determinante

de la rentabilidad del ciclo puesto que si es muy pequeño el proyecto, pese a ser

viable técnicamente, económicamente no lo sería puesto que la TIR y el VAN

serían muy bajos y el periodo de retorno muy alto luego lo convertiría en una

inversión arriesgada. Para ello se ha fijado el punto de estricción del amoniaco en

un valor intermedio de 10 ºC puesto que como se ha visto no ha resultado un factor

determinante de la rentabilidad tanto económica como técnica.

En las figuras V.1 y V.2 se muestran los valores de la TIR obtenidos para el

motor aislado y el ciclo combinado referidos a la potencia eléctrica entregada por el

motor, respectivamente, haciendo variar el grado de carga de la instalación.


Pág. 141 de 191

Fig. V.1.- Valores de la TIR para un motor aislado al variar el grado de carga.

Fig. V.2.- Valores de la TIR para el ciclo combinado al variar el grado de carga.


Pág. 142 de 191

Como era de esperar se observa que conforme disminuye el grado de carga

la TIR para ambos casos disminuye.

En el caso del motor aislado el rango de variación de la TIR para grado de

carga 1, comienza para un motor de 1500 kW en 6,481% hasta alcanzar un valor

máximo, para un motor de 5000 kW, de 25,64 %, mientras que para un grado de

carga de 0,6, el rango de variación de la TIR comienza para un motor de 1500 kW

en 1 % hasta alcanzar su máximo, para un motor de 5000 kW, de 13,36 %.

En el caso del ciclo combinado el rango de variación de la TIR para grado

de carga 1, comienza para un motor de 500 kW en 10,19 %, superior a la del motor

aislado incluso en el caso de 1500kW, hasta alcanzar un valor máximo, para un

motor de 5000 kW, de 29,96 %, mientras que para un grado de carga de 0,6, el

rango de variación de la TIR comienza para un motor de 500 kW en 1 %, igual a la

de un motor aislado de 1500 kW pero en este caso muy cercana, hasta alcanzar su

máximo, para un motor de 5000 kW, de 17,18 % que se encuentra 8 puntos por

debajo del caso más favorable para un motor aislado.

En las Figuras V.3 y V.4 se muestran los valores del VAN obtenidos para el

motor aislado y el ciclo combinado referidos a la potencia eléctrica entregada por el

motor, respectivamente, haciendo variar el grado de carga de la instalación.


Pág. 143 de 191

Fig. V.3.- Valores del VAN para un motor aislado al variar el grado de carga.

Fig. V.4.- Valores de la TIR para un ciclo combinado al variar el grado de carga.


Pág. 144 de 191

Al igual que sucedía con la TIR y como era de esperar se observa que

conforme disminuye el grado de carga el VAN para ambos casos disminuye.

En el caso del motor aislado el rango de variación del VAN para grado de

carga 1, comienza para un motor de 1500 kW en -0,07929 millones de euros hasta

alcanzar un valor máximo, para un motor de 5000 kW, de 1,853 millones de euros,

mientras que para un grado de carga de 0,6, el rango de variación del VAN no toma

valores positivos hasta un motor de 4000 kW siendo en este caso de 0,09937

millones de euros hasta alcanzar su máximo, para un motor de 5000 kW, de 0,3718

millones de euros.

En el caso del ciclo combinado el rango de variación del VAN para grado de

carga 1, comienza para un motor de 500 kW en, 0,003988 millones de euros,

superior en 0,01 millones de euros al del motor aislado incluso en el caso de

1500kW, y alcanza su valor máximo, para un motor de 5000 kW, de 4,1 millones de

euros, mientras que para un grado de carga de 0,6, el rango de variación del VAN

no alcanza un valor positivo hasta un motor de 2000 kW cuyo valor es de 0,1261

millones de euros, superior a la de un motor aislado de 2000 kW, hasta alcanzar su

máximo, para un motor de 5000 kW, de 1,38 millones de euros que se encuentra

0,02 millones de euros por encima del caso más favorable para un motor aislado.

En la Figura V.5 se muestran los periodos de retorno obtenidos para el

motor aislado haciendo variar el grado de carga de la instalación.


Pág. 145 de 191

Fig. V.5.- Periodo de retorno para motor aislado en función del grado de carga.

Fig. V.6.- Periodo de retorno para motor aislado en función del grado de carga.


Pág. 146 de 191

Se observa en las figuras que el periodo de retorno, tanto para el motor

aislado como para el ciclo combinado, disminuye conforme aumenta al grado de

carga de la instalación.

El caso del motor aislado el margen de variación del periodo de retorno para

un grado de carga de 1, comienza tiene un valor de 21 años para el motor de 1500

kW mientras que para un motor de 5000 kW el periodo de retorno se reduce hasta 8

años. Por el contrario si al motor se le añade el ciclo de Rankine orgánico el periodo

de retorno para un motor de 500 kW es de 20 años, 1 año menos que para un motor

aislado de 1500 kW; para un motor de 1500 kW, comparándolo con un motor

aislado de la misma potencia, el periodo de retorno es de 11 años, 10 años inferior

que para el mismo motor pero aislado.

El caso más desfavorable, tanto para motor aislado como para ciclo

combinado, es aquel cuyo grado de carga sea bajo, en este caso el grado de carga

más bajo estudiado es aquel cuyo valor es de 0,6. Para este caso el motor aislado

tiene un periodo de retorno de 21 años, superior al tiempo de funcionamiento del

motor como generador de electricidad; por contra el periodo de retorno para un

ciclo combinado con motor de 1500 kW es también de 10 años. Este periodo de

retorno conforme aumenta la potencia del motor se va reduciendo hasta alcanzar su

máximo en 5000 kW, siendo el periodo de retorno para un motor aislado de 16

años, y para el ciclo combinado es de 12 años, 4 años menos.

Capítulo 6 Conclusiones

Pág. 147 de 191

CONCLUSIONES

6.1 Conclusiones sobre resultados

Se ha comprobado en este proyecto que el ciclo de Rankine orgánico resulta

útil para el aprovechamiento de fuentes térmicas de baja y moderada temperatura,

presentando la ventaja de poder emplear equipos compactos debido a que tienen un

salto entálpico por unidad de volumen alto. Otra ventaja es que dada la forma de la

línea de saturación de los fluidos orgánicos no es necesario sobrecalentar, puesto

que el estado del fluido tras la expansión en la turbina no es de vapor húmedo.

Además, las posibilidades de integración del ciclo de Rankine orgánico no

sólo se reducen a los gases de escape, sino que el calor evacuado por el circuito de

refrigeración de las camisas de los cilindros también puede ser aprovechado para

calentar la mezcla binaria que trabaja en el ciclo.

De los resultados técnicos obtenidos se observa que el rendimiento de una

instalación formada por un motor de combustión de gas natural se eleva en 9 puntos

para un motor de 100 kW y en 8 puntos para un motor de 5000 kW.

Los resultados referentes a la energía eléctrica, muestran que se incrementan

en 27,34 kW para una instalación con motor de 100 kW, lo que supone un

incremento del 27,34 % sobre la potencia del motor mientras que con un motor de

5000 kW el incremento de trabajo al incluir el ciclo ORC es de 894,2 kW lo que

supone un 17,88 % de incremento sobre la potencia del motor.


Pág. 148 de 191

En la Figura VI.1 se indican, referidos a la potencia eléctrica del motor, los

trabajos desarrollados por cada uno de los ciclos (ciclohexano, amoniaco, FC87 y

motor) por separado y el total resultado de sumar el trabajo eléctrico del motor y el

del ciclo de Rankine orgánico.

Fig. VI.1.- Trabajo desarrollado por cada uno de los ciclos.

De los resultados técnicos obtenidos se desprende que el proyecto no sólo es

viable sino que los incrementos tanto de rendimiento global de la instalación como

de trabajo eléctrico son sustanciales.


Pág. 149 de 191

6.2 Comparación con un ciclo de cogeneración

Según la Figura IV.15 se observa que para el rango de potencias de los

motores de combustión el rendimiento eléctrico aparente del ciclo de cogeneración

es superior. Esto indicaría que es preferible montar el motor como grupo

cogenerador que como ciclo combinado, si bien la primera opción exige disponer de

un consumo térmico. El proyecto realizado pretende mostrar la viabilidad de un

central de generación distribuida, más flexible en su producto, no de un sistema de

cogeneración.

Otro índice muy empleado al valorar técnicamente proyectos de

cogeneración es el “índice de ahorro en energía primaria” o IAEP.

Según la figura IV.17 se observa que para el rango de potencias de los motores de

combustión el índice de ahorro de energía primaria (IAEP) se reduce

considerablemente si se aprovecha el calor residual de los gases de escape del motor

de gas natural para la producción de energía eléctrica. Conforme aumenta la

potencia del motor dichas diferencias, motor aislado y ciclo combinado, se reducen

dado que el rendimiento de los motores aumenta porque se hacen más adiabáticos.

Es por ello que pese a que los costes de inversión son superiores para un ciclo

combinado el ahorro de energía primaria es mayor que en el caso de un motor

aislado puesto que se aprovechan calores residuales para generar electricidad

adicional a la obtenida por el motor de gas.

Observando los periodos de retorno e inversiones para un ciclo combinado,

y debido a que los períodos de retorno para proyectos de cogeneración no son

excesivos, se podría combinar cogeneración y generación eléctrica a partir del calor


Pág. 150 de 191

del los humos. La diferencia con este proyecto sería que el calor de los gases de

escape y del agua de refrigeración en función de la demanda eléctrica y la demanda

de calor, se destinaría bien a la generación eléctrica (como se ha estudiado en este

proyecto) o bien a la cogeneración, según el nivel de necesidades térmicas del

consumo.

6.3 Aspectos medioambientales

Según los datos obtenidos, y como es de esperar, cuanto mayor sea el

rendimiento del ciclo menor cantidad de combustible se necesita para generar una

potencia determinada. Teniendo en cuenta que las emisiones son directamente

proporcionales a la cantidad de combustible quemado, el rendimiento será el factor

clave en las emisiones: cuanto mayor sea el rendimiento, menores serán las

emisiones por kWh eléctrico generado. Así, las emisiones de un ciclo combinado

para generar una potencia determinada serán mucho menores que las del ciclo de

gas aislado, contribuyendo así al desarrollo sostenible.

Además, al aumentar la potencia, las emisiones unitarias disminuirán

notablemente, pues su curva, Figura IV.15, es de forma decreciente conforme

aumenta el rendimiento. Esto se debe a que la ecuación obtenida para el cálculo de

las emisiones de 2CO tiene como variable la inversa del rendimiento.

Se han comparado las emisiones de 2CO de un ciclo combinado y un motor

aislado, Figura IV.15, que lógicamente será mayor el ahorro de emisiones cuanto

mayor sea la diferencia de rendimientos: se observa que para potencias pequeñas el


Pág. 151 de 191

ahorro de emisiones es mayor puesto que el incremento del rendimiento del ciclo es

mayor que para potencias altas. De manera resumida el empleo de un ciclo de

Rankine orgánico supone reducciones de emisiones de entre 79 g/kWhe y 69

g/kWhe lo que en términos relativos es de entre 16 % y el 15 %, situando las

emisiones a un nivel similar a las de los ciclos combinado convencionales (turbina

de gas-turbina de vapor).

6.4 Aspectos económicos

Analizando las gráficas de los periodos de retorno, los motores de gas

aislados tienen un periodo de retorno superior (a igualdad de potencia eléctrica del

motor) y el valor de la TIR es superior a cero para motores mayores que el caso de

considerar el ciclo combinado. Sin embargo el capital invertido por kW siempre es

superior en el ciclo combinado que en el motor aislado.

Los mayores gastos de inversión que supone un ciclo combinado se

compensan con menores gastos de operación y mantenimiento por kWh generado,

consiguiendo así una mayor rentabilidad a largo plazo. Además la rentabilidad es

mayor que unido al periodo de retorno inferior lo convierte en una inversión con

menor riesgo que un motor aislado; este riesgo se reduce conforme aumenta la

potencia del motor y por tanto aumenta la rentabilidad, los beneficios, el periodo de

retorno y se reducen los costes de operación.

Estos resultados permiten emplear los ciclos de Rankine orgánicos para

aumentar la rentabilidad de instalaciones, especialmente en la fase inicial de su

desarrollo. Así, por ejemplo se podría recurrir a este concepto para aprovechar las


Pág. 152 de 191

calores residuales de pilas de combustible, aumentando así la rentabilidad y

favoreciendo su inclusión en el mercado, sin tener que depender de que existan

condiciones que permitan esta rentabilidad a partir de proyectos de cogeneración.

Capítulo 7 Bibliografía

Pág. 153 de 191

BIBLIOGRAFÍA

[FGN_03] Fundación Gas Natural, “Generación eléctrica distribuida”, Instituto de

la ingeniería de España. 2003.

[GOME06] Gómez, F., Sabugal, S., “Centrales térmicas de ciclo combinado. Teoría

y proyecto”, Endesa. 2006.

[KLEI05] Klein, S.A., “EES. Engineering Equation Solver”, F-Chart Software

(www.fchart.com). 2005.

[KÖHL03] Köhler, S., A. Saadat, “Thermodynamic Modeling of Binary Cycles

Looking for the Best Case Scenarios”, International Geothermal Conference,

Reykjavík. Septiembre 2003.

[LAMB84] Lamb, J.P., “Perfromance characteristics of organic Rankine cycles”,

International Journal of Ambient Energy, Volume 5, Number 1. January 1984.

[RAMO03] Ramos, J., “Integración térmica de plantas de cogeneración y

refrigeración en el sector residencial-comercial”, Grupo de Ingeniería Térmica y

Sistemas Energéticos, Universidad de Zaragoza. Agosto 2001.

Capítulo 7 Bibliografía

Pág. 154 de 191

[UNES05] Asociación española de la Industria Eléctrica (UNESA) y Red Eléctrica

de España, S.A., “Mercado eléctrico de generación”, Electricidad, vol. 22, pp.20-

21.2005.

[VELA95] Vela, “El gas como alternativa energética”, Alianza Universidad.

Madrid 1995.

[VERS94] Verschoor, M.J.E., E.P. Brouwer, “Description of the SMR cycle, which

combines fluid elements of steam and organic Rankine cycles”, Department of Heat

and Refrigeration Technology, The Netherlands. July 1994.

Anexo I Análisis de viabilidad económica de proyectos

Pág. 155 de 191

ANÁLISIS DE VIABILIDAD ECONÓMICA DE PROYECTOS2

1.- Inversión de un proyecto

Los costes de inversión de un proyecto tienen diferentes componentes. La primera

división viene dada entre el capital inmovilizado (IF), el circulante (IW) y el de

servicios (IA). La suma de todos ellos constituye la inversión total de capital (IT),

pero sólo el inmovilizado es el que se considera para obtener los índices de

rentabilidad (VAN, TIR, PR).

El capital circulante y de servicios tiene que ver con los gastos en materiales para

arranque de la planta, los necesarios para reserva de combustible, costes de

licenciamiento, investigación y desarrollo y concesión de fondos empleados durante

la construcción.

En el capital inmovilizado se distinguen:

A: Costes directos (CD): están constituidos por los costes locales (CL) y no locales

(CNL). Los locales incluyen la compra de equipos, su instalación, el montaje de

tuberías, instrumentación, aparamenta eléctrica, ... Los costes no locales incluyen el

terreno, la obra civil y trabajos de arquitectura y las obras de infraestructura.

2 Adaptado de - Bejan, A., Tsatsaronis, G., Moran, M., “Thermal design & optimization”, John Wiley & Sons. New York. 1996.


Pág. 156 de 191

B: Costes indirectos (CI): incluyen la ingeniería y supervisión del proyecto, el

beneficio del constructor y las contingencias.

Aunque hay variaciones de unos proyectos a otros, se pueden suponer las siguientes

relaciones entre los costes anteriores:

IT = IF + IW + IA ; IT = 1,47 IF

IF = CD + CI

CI = 0,25 CD

⎩⎨⎧

=

⎪⎪⎪

⎭

⎪⎪⎪

⎬

⎫

⎩⎨⎧

=

+=

)plantasdeansión(expCL45,1)nuevasplantas(CL2,2

CD

)plantasdeansión(expCL45,0)nuevasplantas(CL2,1

CNL

CNLCLCD

⎩⎨⎧

==)(exp81,1

)(75,225,1

plantasdeansiónCLnuevasplantasCL

CDI F

En las expresiones anteriores “expansión de plantas” significa una ampliación de un

proyecto existente o bien un proyecto nuevo pero que se instala en un lugar que ya

cuenta con infraestructuras y terrenos.


Pág. 157 de 191

Desde el punto de vista de obtener el capital inmovilizado, necesario para obtener

los índices de rentabilidad la expresión más importante es la última, en tanto que lo

expresa en términos de los costes locales, los cuales pueden obtenerse de

expresiones paramétricas adecuadas, o a partir de información dada por el

fabricante. Estos costes locales a menudo es preciso corregirlos con ciertos factores

para tener en cuenta las desviaciones respecto a las correlaciones o precios dados.

Estos factores son:

- Factor temporal.- Se define como el ratio del índice temporal del año al que

se proyecta respecto el índice del año en el que está dado el dato usado. Estos

índices dependerán de la bibliografía usada. En USA son frecuentes los

“Chemical Engineering Plant Cost Index” y en España el IPI (índice de

precios industriales).

- Factor por temperatura y presión.- En general, por cambio de las

condiciones de operación. Este factor puede quedar incluido en los costes

locales de forma directa si se usan expresiones paramétricas de los mismos

que dependan de las condiciones de trabajo.

- Factor de situación geográfica.- Considera una mayoración de las

inversiones por realizar el proyecto en países lejanos o con pocas

infraestructuras.


Pág. 158 de 191

- Factor de materiales.- Considera el empleo de materiales diferentes a los

considerados en el precio base.

2.- Proyección y actualización del dinero

El valor del dinero es algo “vivo”, que no se mantiene constante con el tiempo. Para

entenderlo se puede considerar un préstamo de capital I que se da hoy (tiempo cero)

y que se pretende devolver al cabo de n años a un interés i.

El capital de valor I en el tiempo 0 se puede proyectar al final del período de n años

como:

( )nn i1II +=

Se puede proceder a pagar el préstamo a partir de n anualidades de valor A, de

modo que la proyección al final de período de la anualidad pagada en el año j-ésimo

resulta:

( ) jnnj i1AA −

→ +=

Evidentemente ha de ocurrir que al finalizar el período de n años:


Pág. 159 de 191

( ) ( )∑=

−+=+n

1j

jnn i1Ai1I

( ) ( ) ( )( )

( ) ( )( )

( )CRF

1i1i1i

i11i

ii11

1

1i1i1i1

1

i1

1IA

n

n

nn

1

11nn

1j

j=

−++

=+−

=+−

=

−++−+

=+

= −−

−

−−−

=

−∑

El término CRF (Capital Recovery Factor) se denomina factor de recuperación del

capital y representa el número por el que hay que multiplicar el capital inicial para

obtener las n anualidades A.

El valor del dinero también se puede traer al presente, efecto que se denomina

“actualización”. Así, el capital In al final del año n se puede actualizar al tiempo 0

haciendo:

( ) nn i1II −+=

El interés i se denomina también “precio del dinero” o “tasa de descuento” y

representa el interés de un préstamo efectuado para disponer en el tiempo 0 del

capital I.

3.- Flujo de caja

Para llegar al beneficio neto anual de un proyecto a partir de la facturación del

mismo es preciso descontar una serie de costes y gastos intermedios. Partiendo de


Pág. 160 de 191

unas ventas anuales V, descontando los costes de producción anuales (combustible,

CF, y operación y mantenimiento, COM) se obtiene el beneficio bruto, B:

OMF CCVB −−=

A ese beneficio bruto se le han de sustraer los impuestos, dados como:

tnIBT F ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −=

donde IF representa el capital inmovilizado, n la vida útil del proyecto y t la tasa de

impuestos sobre beneficios (≈ 36%). El flujo de caja se define como:

( )( ) tnIt1CCVTBFC F

OMF −−−−=−=

La recuperación del capital se suele denominar en evaluación de proyectos “coste

de inversión”, calculándose como:

FI ICRFC ⋅=

Finalmente, el beneficio neto anual viene dado como:

ICFCN −=


Pág. 161 de 191

4.- Índices de rentabilidad

4.1.- Valor actual neto

El “valor” del flujo de caja evoluciona con el tiempo, de modo que para obtener el

flujo de caja acumulado a lo largo de la vida útil del proyecto es preciso actualizar

los flujos de caja anuales. De este modo se define el valor actual neto de un

proyecto (VAN) como:

( ) F

n

1jj

j Ii1

FCVAN −

+= ∑

=

En el caso de que el flujo de caja sea constante a lo largo de los años:

FcteFC ICRFFCVAN −=

El VAN mide la rentabilidad absoluta de un proyecto, siendo éste rentable con tal

de que el VAN sea positivo. Nótese que si el flujo de caja es constante el VAN

representa el beneficio neto anual, idéntico, que se obtendría a lo largo de la vida

útil del proyecto.


Pág. 162 de 191

4.2.- Período de retorno

Un índice que mide el riesgo de la inversión es el período de retorno de la inversión

o período de recuperación (PR). Representa el número de años necesarios para que

la suma de los flujos de caja actualizados iguale al capital inmovilizado. En

concreto:

( )( )

0Ii1

FCPRVAN F

PR

1jj

j =−+

= ∑=

Evidentemente, para que el proyecto sea rentable el período de recuperación ha de

ser inferior a la vida útil.

Nótese que si se considera un flujo de caja constante se obtiene:

( ) ( )( ) 1i1

i1iIFCPR,iCRF PR

PR

F −++

==

Si la tasa de descuento se considera nula se verifica que:

n1CRFlím

0i=

→

por lo que en este caso, asumiendo un valor constante para el flujo de caja resulta:


Pág. 163 de 191

FCIPR F=

3.3.- Tasa interna de rentabilidad

La tasa interna de rentabilidad (TIR) constituye una medida de la rentabilidad

relativa de un proyecto. Representa el interés que el proyecto da a la inversión, el

cual puede ser comparado con el interés obtenido por productos financieros, bolsa,

etc. Se calcula como la tasa de descuento que anula el VAN a lo largo de la vida útil

del proyecto.

( )( )

0Ii1

FCTIRVAN F

n

1jTIRj =−

+= ∑

=

4.- Nivelación de costes de producción

Al igual que el flujo de caja, el “valor” de los costes de producción evoluciona a lo

largo del tiempo. En el caso de costes, las tasas que se emplean para proyectar hacia

el futuro y para actualizar hacia el presente son diferentes.

Así, se denomina r a la tasa de crecimiento efectiva en la proyección hacia el futuro.

Se denomina efectiva porque está influida por la inflación (ri) y por el carácter de


Pág. 164 de 191

crecimiento o decrecimiento del tipo de coste (rc), como por ejemplo el incremento

o decremento del precio de combustible, etc. La tasa efectiva se obtiene como:

( )( )ci r1r1r1 ++=+

La actualización al presente se lleva a cabo mediante la tasa de descuento.

El coste anual equivalente (“levelized cost”) representa un coste constante que

mantenido durante la vida útil del proyecto, a modo de anualidad, totalizaría el

coste acumulado actualizado al año 0. Así, un cierto coste en el año cero, C0, se

proyectaría en el año j-ésimo mediante la tasa r y se actualizaría al año 0 mediante

la tasa i. La suma de dichos costes actualizados sería:

( )( )

( )k1k1kCkC

i1r1CC

n

0

n

1j

j0

n

1jj

j

0 −−

==++

=Σ ∑∑==

Ese coste acumulado se puede expresar como un coste anual equivalente

(anualidad) a través del factor de recuperación del capital:

( )CRFk1k1kCCAE

n

0 −−

=

El concepto anterior se aplica tanto a los costes de combustible, CF, como a los de

operación y mantenimiento, COM e incluso a las ventas. Como se ha explicado


Pág. 165 de 191

previamente la recuperación del capital se considera un “coste de inversión”, que

viene dado por:

CRFICAE FI ⋅=

En proyectos de producción de energía eléctrica es frecuente definir el coste de

producción o generación como la suma del de combustible, operación y

mantenimiento e inversión:

( ) ( )CRFI

k1k1k

Ck1

k1kCCAE F

OM

nOMOMOM

0F

nFFF

0prod⎭⎬⎫

⎩⎨⎧

+−−

+−−

=

Habitualmente el cose anterior se refiere a la producción anual de energía eléctrica.

Anexo II Modelo desarrollado

Pág. 166 de 191

MODELO DESARROLLADO function PR(nv;FC[1..nv];TCI_absoluto)

suma=0 PR=1 repeat suma=suma+FC[PR] PR=PR+1 until(suma>TCI_absoluto) PR=PR-1

end function pre_gas(consumo)

if(consumo<=1e5) then pre_gas=1,78/100 else if(consumo <=1e6) then pre_gas=1,64/100 else if(consumo <=1e7) then pre_gas=1,52/100 else pre_gas=1,44/100 endif endif endif

end $UnitSystem SI kPa C fluido$='cyclohexane' eta_to=0,85 eta_bo=0,85 Te= -16,374*Ln(W_dot_e) + 547,55 To= -1,6703*Ln(W_dot_e) + 165,65 c_p=1,25 epsilon= -0,0111*Ln(W_dot_e) + 0,6561 Q_g=m_g*c_p*(Te-To) eta_e_cg*Q_comb=W_dot_e Q_g=mf*(h[1]-h[4]) mf*(h[1]-enthalpy(fluido$;x=0;t=T[1]))=m_g*c_p*(Te-(T[1]+PP)) P_1=pressure(fluido$;x=1;t=T[1])


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h[1]=enthalpy(fluido$;t=T[1];x=1) s[1]=entropy(fluido$;t=T[1];x=1) P_2=pressure(fluido$;t=T[3];x=0) h_s[2]=enthalpy(fluido$;s=s[1];p=P_2) eta_to*(h[1]-h_s[2])=(h[1]-h[2]) T[2]=TEMPERATURE(fluido$;H=h[2];P=P_2) P_3=P_2-3,95 P_4=P_1+70,56 h_s[4]=h[3]+v[3]*(P_4-P_3) h[3]=enthalpy(fluido$;P=P_3;x=0) v[3]=volume(fluido$;p=P_3;x=0) eta_bo*(h[4]-h[3])=h_s[4]-h[3] eta=((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3]))/(h[1]-h[4]) W_c=mf*((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3])) eta_ta=0,85 eta_ba=0,85 Too=25 T[33]=Too+10 T[11]= T[3]-PP_a mf*(h[2]-h[3])=ma*(h[11]-h[44]) T[11]=TEMPERATURE(Ammonia;P=P_11;X=0) P_22=PRESSURE(Ammonia;T=T[33];X=1) h[11]=ENTHALPY(Ammonia;T=T[11];X=1) s[11]=ENTROPY(Ammonia;T=T[11];X=1) h_s[22]=ENTHALPY(Ammonia;S=S[11];P=P_22) eta_ta=(h[11]-h[22])/(h[11]-h_s[22]) T[22]=TEMPERATURE(Ammonia;P=P_22;H=h[22]) P_33=P_22-65 P_44=P_11+175 h[33]=enthalpy(Ammonia;P=P_33;X=0) s[33]=entropy(Ammonia;P=P_33;X=0) h_s[44]=enthalpy(Ammonia;S=s[33];P=P_44) eta_ba*(h[44]-h[33])=h_s[44]-h[33] T[44]=TEMPERATURE(Ammonia;P=P_44;H=H[44]) EA=10 Q_cyclo=mf*(h[2]-h[3]) h_ea=ENTHALPY(Ammonia;T=T[11]-10;X=0) T_ea=T[11]-10 Q_econ=ma*(h_ea-h[44])


Pág. 168 de 191

Q_evap=Q_cyclo-Q_econ h_pp=ENTHALPY(Ammonia;T=T[11];X=0) h_evap=ENTHALPY(Ammonia;T=T[11];X=0,1) Q_evap=mevap*(h_evap-h_pp) eta_a=((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33]))/(h[11]-h[44]) W_a=ma*((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33])) eta_ciclo=(mf*((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3]))+ma*((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33])))/(mf*(h[1]-h[4])) W_ca=mf*((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3]))+ma*((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33])) Te_w=95 Ts_w=100 eta_tw=0,85 eta_bw=0,85 Tw[1]=85 Tw[3]=Too+10 eta_rw=0,85 Q_t_ref=epsilon_ref*W_dot_e epsilon_ref=5,1237*(W_dot_e)^(-0,3313) Q_t_ref=Cw*(Ts_w-Te_w) Q_t_ref=mw*(hw[1]-hw[5]) mw*(hw[1]-enthalpy(FC87;x=0;t=Tw[1]))=Cw*(Ts_w-(Tw[1]+PPw)) Pw_6=Pw_2-0,788 Pw_5=Pw_1+0,7875 Pw_3=Pw_6-1,172 Pw_4=Pw_5+32,39 Pw_3=pressure(fc87;t=Tw[3];x=0) hw[3]=enthalpy(FC87;t=Tw[3];x=0) vw[3]=volume(FC87;P=Pw_3;x=0) hw_s[4]=hw[3]+vw[3]*(Pw_4-Pw_3) eta_bw*(hw[4]-hw[3])=hw_s[4]-hw[3] Tw[4]=TEMPERATURE(FC87;h=hw[4];x=0) eta_rw*(Tw[2]-Tw[4])=(Tw[2]-Tw[6]) Tw[6]=temperature(FC87;h=hw[6];P=Pw_6) hw[2]-hw[6]=hw[5]-hw[4] hw[2]=enthalpy(fc87;t=Tw[2];p=pw_2)


Pág. 169 de 191

xw[6]=quality(fc87;p=pw_6;h=hw[6]) Tw[5]=temperature(FC87;h=hw[5];P=Pw_5) Pw_1=pressure(FC87;x=1;t=Tw[1]) hw[1]=enthalpy(FC87;t=Tw[1];x=1) sw[1]=entropy(FC87;t=Tw[1];x=1) hw_s[2]=enthalpy(FC87;s=sw[1];p=Pw_2) eta_tw*(hw[1]-hw_s[2])=(hw[1]-hw[2]) W_w=mw*((hw[1]-hw[2])-(hw[4]-hw[3])) eta_w=((hw[1]-hw[2])-(hw[4]-hw[3]))/(hw[1]-hw[5]) eta_caw=(mf*((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3]))+ma*((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33]))+mw *((hw[1]-hw[2])-(hw[4]-hw[3])))/(mf*(h[1]-h[4])+Q_t_ref) W_caw=mf*((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3]))+ma*((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33]))+mw *((hw[1]-hw[2])-(hw[4]-hw[3])) eta_total=(W_dot_e+mf*((h[1]-h[2])-(h[4]-h[3]))+ma*((h[11]-h[22])-(h[44]-h[33]))+mw *((hw[1]-hw[2])-(hw[4]-hw[3])))/Q_comb IAEP_CC=(1/0,35-1/eta_total)*0,35 IAEP_MG=( W_dot_e/0,35 + Q_g/0,95 + Q_t_ref/0,95 -W_dot_e/eta_e_cg)/(W_dot_e/0,35 + Q_g/0,95 + Q_t_ref/0,95) T[4]=TEMPERATURE(fluido$;h=h[4];P=P_1) T_hc[0]=T[4] T_hc[1]=T[1] T_hc[2]=T[1] q_grafHC[0]=0 q_grafHC[1]=100-mf*(h[1]-enthalpy(fluido$;x=0;t=T[1])) q_grafHC[2]=100 q_grafM[1]=100 q_grafM[0]=0 T_M[0]=To T_M[1]=Te PP_2=T_M[0]-T_hc[0]


Pág. 170 de 191

Z_calc=(1086*Q_cal*(1/DeltaTcc)*(DeltaPt_cc^(-0,15))*(DeltaPs_cc^(-0,04)))*(444/391) Q_cal=Q_g DeltaTcc=((Te-T[1])-(To-T[4]))/ln((Te-T[1])/(To-T[4])) DeltaPt_cc=70,56 DeltaPs_cc=0,7875 Z_tc=(444/341)*(1,6e3*(mf*(h[1]-h[2])/30)^0,5 + 1,9e3*(mf*(h[1]-h[2])/10)^0,66) Z_bc=(14*(mf)^(0,55)*(DeltaP_bc)^(0,55)*(Epsilon_bc)^(0,105))*(444/391) DeltaP_bc=P_4-P_3 eta_bo=Epsilon_bc/(1+Epsilon_bc) Ztotal_c=Z_calc+Z_tc+Z_bc Zkw_c=Ztotal_c/W_c Zecon_a=(29890*Q_econ*(1/(DeltaT_econ))*((DeltaPt_econ)^(-0,16))*((DeltaPs_econ)^(-0,125)))*(444/391) DeltaT_econ=((T[2]-T_ea)-(T[3]-T[44]))/ln((T[2]-T_ea)/(T[3]-T[44])) DeltaPt_econ=110 DeltaPs_econ=2,25 Zevap_a=(10394*Q_evap*(1/(DeltaT_evap))*((DeltaPt_evap)^(-0,33))*((DeltaPs_evap)^(-0,26)))*(444/391) DeltaT_evap=((T[2]-T[11])-(T[3]-T[11]))/ln((T[2]-T[11])/(T[3]-T[11])) DeltaPt_evap=65 DeltaPs_evap=1,7 Z_ta=(444/341)*(1,6e3*(ma*(h[11]-h[22])/30)^0,5 + 1,9e3*(ma*(h[11]-h[22])/10)^0,66) Z_ba=(14*(ma)^(0,55)*(DeltaP_ba)^(0,55)*(Epsilon_ba)^(0,105))*(444/391) DeltaP_ba=P_44-P_33 eta_ba=Epsilon_ba/(1+Epsilon_ba) Zcond_a=(1086*Qcon_a*(1/(DeltaTcond_a))*((DeltaPtcond_a)^(-0,15))*((DeltaPscond_a)^(-0,04)))*(444/391) Qcon_a=ma*(h[22]-h[33]) DeltaTcond_a=((T[22]-30)-(T[33]-15))/ln((T[22]-30)/(T[33]-15)) DeltaPtcond_a=70,56 DeltaPscond_a=1,7 eta_btorresa=0,85 Q_torresa=ma*(h[22]-h[33]) Q_torresa=m_torresa*4,18*10 Ntorres_a=round(Q_torresa*convert(kW;ton)/900+0,5)


Pág. 171 de 191

Ztorres_a=Ntorres_a*(444/391)*982*(convert(kW;ton)*Q_torresa/Ntorres_a)^0,64 Zbtorres_a=(444/391)*59*m_torresa*(92)^0,1*epsilon_btorresa^0,7 eta_btorresa=epsilon_btorresa/(1+epsilon_btorresa) Ztotal_a=Zecon_a+Zevap_a+Z_ta+Z_ba+Zcond_a+Ztorres_a+Zbtorres_a ZKw_a=Ztotal_a/W_a ZKw_ca=(Ztotal_c+Ztotal_a)/W_ca Zcal_w=(1086*Q_calw*(1/DeltaTcw)*(DeltaPt_cw^(-0,15))*(DeltaPs_cw^(-0,04)))*(444/391) Q_calw=Q_t_ref DeltaTcw=((Ts_w-Tw[1])-(Te_w-Tw[5]))/ln((Te_w-Tw[1])/(Ts_w-Tw[5])) DeltaPt_cw=70,56 DeltaPs_cw=0,7875 Zcond_w=(1086*Qcon_w*(1/(DeltaTcond_w))*((DeltaPtcond_w)^(-0,15))*((DeltaPscond_w)^(-0,04)))*(444/391) Qcon_w=mw*(hw[6]-hw[3]) DeltaTcond_w=((Tw[6]-30)-(Tw[3]-15))/ln((Tw[6]-30)/(Tw[3]-15)) DeltaPtcond_w=8,7024 DeltaPscond_w=0,7875 eta_btorresw=0,85 Q_torresw=mw*(hw[2]-hw[3]) Q_torresw=m_torresw*4,18*10 Ntorres_w=round(Q_torresw*convert(kW;ton)/900+0,5) Ztorres_w=Ntorres_w*(444/391)*982*(convert(kW;ton)*Q_torresw/Ntorres_w)^0,64 Zbtorres_w=(444/391)*59*m_torresw*(92)^0,1*epsilon_btorresw^0,7 eta_btorresw=epsilon_btorresw/(1+epsilon_btorresw) Zreg_w=(1086*Q_regw*(1/DeltaTregw)*(DeltaPt_regw^(-0,15))*(DeltaPs_regw^(-0,04)))*(444/391) Q_regw=mw*(hw[2]-hw[6]) DeltaTregw=((Tw[2]-Tw[5])-(Tw[6]-Tw[4]))/ln((Tw[2]-Tw[5])/(Tw[6]-Tw[4])) DeltaPt_regw=70,56 DeltaPs_regw=0,7875 Z_tw=(444/341)*(1,6e3*(mw*(hw[1]-hw[2])/30)^0,5 + 1,9e3*(mf*(hw[1]-hw[2])/10)^0,66) Z_bw=(14*(mw)^(0,55)*(DeltaP_bw)^(0,55)*(Epsilon_bw)^(0,105))*(444/391) DeltaP_bw=Pw_4-Pw_3 eta_bw=Epsilon_bw/(1+Epsilon_bw)


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Ztotal_w=Zcal_w+Zcond_w+Ztorres_w+Zbtorres_w+Zreg_w+Z_tw+Z_bw ZKw_w=Ztotal_w/W_w Zinst=Ztotal_c+Ztotal_a+Ztotal_w ZKw_caw=(Ztotal_c+Ztotal_a+Ztotal_w)/W_caw E_m=47,812/(eta_e_cg*855,286) E_mKWH=E_m*3600 E_mcaw=47,812/(eta_total*855,286) E_mcawKWH=E_mcaw*3600 FCI_absoluto=(Zinst*1,81+(-84,173*Ln(W_dot_e) + 1439,4)*W_dot_e)*0,8 FCI_unitario=FCI_absoluto/(W_dot_e+W_caw) N=20 f_c=0,8 dias_trabajo = f_c*365 horas_diarias = 24 horas_trabajo = dias_trabajo*horas_diarias V_E_0=60,79 C_OM_0 = 0,8*(444/402)*(4*W_caw/(W_dot_e+W_caw) + (-0,0027*Ln(W_dot_e) + 0,0306)*1000*W_dot_e/(W_dot_e+W_caw)) C_F_0=pre_gas(consumo)*1000/eta_total consumo=Q_comb*horas_trabajo*0,095 r_r_OM=0,025 r_r_F=0,05 r_i=0,03 i_ef=0,1 1+r_n_OM=(1+r_r_OM) 1+r_n_F=(1+r_r_F) K1=(1+r_n_OM)/(1+i_ef) K2=(1+r_n_F)/(1+i_ef) V_E/V_E_0=K3*(1-K3^N)/(1-K3)*CRF K3=(1+r_n_VE)/(1+i_ef) 1+r_n_VE=(1+r_i) CRF=(i_ef*(1+i_ef)^N)/((1+i_ef)^N-1)


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FC_0*1E6=(V_E_0-C_OM_0-C_F_0)*(W_dot_e+W_caw)/1000*(horas_trabajo)*(1-0,36)+FCI_absoluto*0,36/N duplicate m=1;N FC[m]=(V_E_0*(1+r_n_VE)^m-C_OM_0*(1+r_n_OM)^m-C_F_0*(1+r_n_F)^m)*(W_dot_e+W_caw)/1000*(horas_trabajo)*(1-0,36)/(1+i_ef)^m+FCI_absoluto*0,36/N end VAN*1E6=sum(FC[1..N])-FCI_absoluto PR=PR(N;FC[1..N];FCI_absoluto) duplicate m=1;N FC_TIR[m]=(V_E_0*(1+r_n_VE)^m-C_OM_0*(1+r_n_OM)^m-C_F_0*(1+r_n_F)^m)*(W_dot_e+W_caw)/1000*(horas_trabajo)*(1-0,36)/(1+TIR)^m+FCI_absoluto*0,36/N end sum(FC_TIR[1..N])-FCI_absoluto=0 C_prod=C_F+C_OM+C_I C_I=FCI_absoluto*CRF/((W_caw+W_dot_e)/1000*(horas_trabajo)) C_OM/C_OM_0=K1*(1-K1^N)/(1-K1)*CRF C_F/C_F_0=K2*(1-K2^N)/(1-K2)*CRF

Anexo III Propiedades de los fluidos

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TABLAS DE PROPIEDADES Y DIAGRAMAS T-S DE LOS FLUIDOS

En cada uno de las gráficas de los fluidos empleados se indican las

presiones características del ciclo: presión superior (entrada a la turbina

de vapor) y presión inferior (salida de la turbina de vapor).

• CICLOHEXANO


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P (kPa) Hf (kJ/Kg) Hg (kJ/Kg) Sf (kJ/Kg,K) Sg (kJ/Kg,K) 280 229,1 556 0,6813 1,515

401,4 267,1 580,4 0,7758 1,544 522,8 298,2 600 0,8505 1,568 644,1 324,9 616,5 0,9129 1,589 765,5 348,7 630,8 0,9671 1,608 886,9 370,3 643,5 1,015 1,625 1008 390,2 654,9 1,059 1,64 1130 408,6 665,3 1,098 1,654 1251 426 674,8 1,135 1,666 1372 442,3 683,5 1,17 1,678 1494 457,9 691,5 1,202 1,688 1615 472,8 698,9 1,232 1,698 1737 487,1 705,9 1,261 1,708 1858 500,8 712,3 1,288 1,716 1979 514 718,3 1,315 1,724 2101 526,9 723,9 1,34 1,732 2222 539,3 729,1 1,364 1,738 2343 551,5 734 1,387 1,745 2465 563,3 738,5 1,41 1,75 2586 574,9 742,6 1,432 1,756 2708 586,2 746,4 1,453 1,76 2829 597,4 749,9 1,474 1,765 2950 608,5 753 1,495 1,768 3072 619,5 755,8 1,515 1,772 3193 630,5 758,2 1,535 1,774 3314 641,6 760,2 1,555 1,776 3436 653,1 761,7 1,576 1,777 3557 665,3 762,6 1,598 1,777 3679 678,5 762,9 1,622 1,777 3800 692,2 762,2 1,646 1,774


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CICLOHEXANO Hexahidrobenceno

Hexametileno C6H12

Masa molecular: 84.2

Nº CAS 110-82-7Nº RTECS GU6300000Nº ICSC 0242Nº NU 1145Nº CE 601-017-00-1

TIPOS DE PELIGRO/

EXPOSICION

PELIGROS/ SINTOMAS AGUDOS

PREVENCION PRIMEROS AUXILIOS/

LUCHA CONTRA INCENDIOS

INCENDIO Altamente inflamable. Evitar las llamas, NO

producir chispas y NO fumar.

Polvo, AFFF, espuma, dióxido de carbono.

EXPLOSION

Las mezclas vapor/aire son explosivas.

Sistema cerrado, ventilación, equipo eléctrico y de alumbrado a prueba de explosión. NO utilizar aire comprimido para llenar, vaciar o manipular. Utilícense herramientas manuales no generadoras de chispas. Evitar la generación de cargas electrostáticas (por ejemplo, mediante conexión a tierra).

En caso de incendio: mantener fríos los bidones y demás instalaciones rociando con agua.

EXPOSICION

• INHALACION Vértigo, dolor de cabeza, náuseas.

Ventilación, extracción localizada o protección respiratoria.

Aire limpio, reposo y proporcionar asistencia médica.

• PIEL Enrojecimiento. Guantes protectores. Quitar las ropas

contaminadas, aclarar y lavar la piel con agua y jabón.

• OJOS

Enrojecimiento. Gafas ajustadas de seguridad o pantalla facial.

Enjuagar con agua abundante durante varios minutos (quitar las lentes de contacto si puede hacerse con


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facilidad) y proporcionar asistencia médica.

• INGESTION

(Para mayor información, véase Inhalación).

No comer, ni beber, ni fumar durante el trabajo.

Enjuagar la boca, dar a beber una papilla de carbón activado y agua, NO provocar el vómito y proporcionar asistencia médica.

DERRAMAS Y FUGAS ALMACENAMIENTO ENVASADO Y ETIQUETADO

Evacuar la zona de peligro. Consultar a un experto. Ventilar. Recoger, en la medida de lo posible, el líquido que se derrama y el ya derramado en recipientes precintables, absorber el líquido residual en arena o absorbente inerte y trasladarlo a un lugar seguro. NO verterlo al alcantarillado. (Protección personal adicional: equipo autónomo de respiración).

A prueba de incendio. símbolo Xn símbolo FR: 11-38-

50/53-65-67 S: (2-)9-16-33-60-61-62 Clasificación de Peligros NU: 3 Grupo de Envasado NU: II CE:

VEASE AL DORSO INFORMACION IMPORTANTE

ICSC: 0242 Preparada en el Contexto de Cooperación entre el IPCS y la Comisión de las Comunidades Eurpoeas © CCE, IPCS, 1994


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Fichas Internacionales de Seguridad Química

CICLOHEXANO ICSC: 0242

D

A

T

O

S I

M

P

O

R

T

A

N

T

E

S

ESTADO FISICO; ASPECTO Líquido incoloro. PELIGROS FISICOS El vapor es más denso que el aire y puede extenderse a ras del suelo; posible ignición en punto distante. Como resultado del flujo, agitación, etc., se pueden generar cargas electrostáticas. PELIGROS QUIMICOS LIMITES DE EXPOSICION TLV (como TWA): 300 ppm; 1030 mg/m3 (ACGIH 1993-1994). MAK: 300 ppm; 1050 mg/m3 (1993).

VIAS DE EXPOSICION La sustancia se puede absorber por inhalación del vapor y por ingestión. RIESGO DE INHALACION Por evaporación de esta sustancia a 20°C se puede alcanzar bastante rápidamente una concentración nociva en el aire. EFECTOS DE EXPOSICION DE CORTA DURACION La sustancia irrita los ojos y el tracto respiratorio. La ingestión del líquido puede dar lugar a la aspiración del mismo por los pulmones y la consiguiente neumonitis química. La exposición por encima del OEL puede producir pérdida del conocimiento. EFECTOS DE EXPOSICION PROLONGADA O REPETIDA El contacto prolongado o repetido con la piel puede producir dermatitis.

PROPIEDADES FISICAS

Punto de ebullición: 81°C Punto de fusión: 7°C Densidad relativa (agua = 1): 0.8 Solubilidad en agua: Ninguna Presión de vapor, kPa a 20°C: 12.7 Densidad relativa de vapor (aire = 1): 2.9

Densidad relativa de la mezcla vapor/aire a 20°C (aire = 1): 1.2 Punto de inflamación: -18°C (c.c.)Temperatura de autoignición: 260°C Límites de explosividad, % en volumen en el aire: 1.3-8.4 Conductividad eléctrica: 0.22 pS/mCoeficiente de reparto octanol/agua como log Pow: 3.4

DATOS AMBIENTALES

La sustancia es nociva para los organismos acuáticos.

N O T A S La alerta por el olor es insuficiente.

Ficha de emergencia de transporte (Transport Emergency Card): TEC (R)-103Código NFPA: H 1; F 3; R 0;

INFORMACION ADICIONAL FISQ: 3-046 CICLOHEXANO


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NOTA LEGAL IMPORTANTE:

Ni la CCE ni la IPCS ni sus representantes son responsables del posible uso de esta información. Esta ficha contiene la opinión colectiva del Comité Internacional de Expertos del IPCS y es independiente de requisitos legales. La versión española incluye el etiquetado asignado por la clasificación europea, actualizado a la vigésima adaptación de la Directiva 67/548/CEE traspuesta a la legislación española por el Real Decreto 363/95 (BOE 5.6.95).


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• AMONIACO


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P (kPa) Hf (kJ/Kg) Hg (kJ/Kg) Sf (kJ/Kg,K) Sg (kJ/Kg,K) 1300 359,6 1488 1,546 5,223 1514 385,8 1490 1,629 5,165 1728 409,7 1491 1,704 5,114 1941 431,7 1491 1,772 5,068 2155 452,1 1491 1,834 5,027 2369 471,3 1490 1,891 4,988 2583 489,4 1490 1,945 4,951 2797 506,6 1488 1,995 4,917 3010 523 1487 2,042 4,885 3224 538,8 1485 2,088 4,854 3438 553,9 1483 2,131 4,825 3652 568,5 1481 2,172 4,796 3866 582,7 1478 2,211 4,769 4079 596,5 1475 2,249 4,742 4293 609,9 1472 2,286 4,716 4507 622,9 1469 2,321 4,691 4721 635,7 1466 2,356 4,666 4934 648,2 1462 2,389 4,642 5148 660,4 1459 2,422 4,618 5362 672,5 1455 2,453 4,594 5576 684,3 1451 2,485 4,571 5790 696 1446 2,515 4,547 6003 707,5 1442 2,545 4,524 6217 718,9 1437 2,574 4,501 6431 730,2 1433 2,603 4,478 6645 741,3 1427 2,632 4,455 6859 752,4 1422 2,66 4,432 7072 763,5 1417 2,688 4,409 7286 774,5 1411 2,715 4,386 7500 785,4 1405 2,743 4,362


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AMONIACO (ANHIDRO) Trihidruro de nitrógeno

NH3 Masa molecular: 17.03

Nº CAS 7664-41-7Nº RTECS BO0875000Nº ICSC 0414Nº NU 1005Nº CE 007-001-00-5

TIPOS DE PELIGRO/

EXPOSICION

PELIGROS/ SINTOMAS AGUDOS

PREVENCION PRIMEROS AUXILIOS/

LUCHA CONTRA INCENDIOS

INCENDIO

Extremadamente inflamable. Combustible en condiciones específicas. El calentamiento intenso puede producir aumento de la presión con riesgo de estallido.

Evitar llama abierta. Cortar el suministro. Si no es posible y no existe riesgo para el entorno próximo, deje que el incendio se extinga por sí mismo; en otros casos se apaga con polvos, dióxido de carbono.

EXPLOSION

Mezclas de amoniaco y aire originarán explosión si se encienden en condiciones inflamables.

Sistema cerrado, ventilación, equipo eléctrico y de alumbrado a prueba de explosiones.

En caso de incendio: mantener fría la botella por pulverización con agua.

EXPOSICION ¡EVITAR TODO CONTACTO!

• INHALACION

Sensación de quemazón, tos, dificultad respiratoria. (Síntomas de efectos no inmediatos: véanse Notas).

Ventilación, extracción localizada o protección respiratoria.

Aire limpio, reposo, posición de semiincorporado y atención médica. Respiración artificial si estuviera indicado.

• PIEL

EN CONTACTO CON LIQUIDO: CONGELACION.

Guantes aislantes del frío, traje de protección.

EN CASO DE CONGELACION: Aclarar con agua abundante. NO quitar la ropa y solicitar atención médica.

• OJOS

Quemaduras profundas graves.

Pantalla facial o protección ocular combinada con la protección respiratoria.

Enjuagar con agua abundante durante varios minutos (quitar las lentes de contacto si puede hacerse con


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facilidad), después consultar a un médico.

• INGESTION

DERRAMAS Y FUGAS ALMACENAMIENTO ENVASADO Y ETIQUETADO

Evacuar la zona de peligro; consultar a un experto; ventilación. Sí las botellas tienen fugas: NO verter NUNCA chorros de agua sobre el líquido. Trasladar la botella a un lugar seguro a cielo abierto, cuando la fuga no pueda ser detenida. Si está en forma líquida dejar que se evapore. (Protección personal adicional: traje de protección completa incluyendo equipo autónomo de repiración).

A prueba de incendio. Separado de oxidantes, ácidos, halógenos. Mantener en lugar frío. Ventilación a ras del suelo y techo.

Botellas con accesorios especi

ales. símbolo T símbolo N R: 10-23-34-50 S: (1/2-)9-16-26-36/37/39-45-61 Clasificación de Peligros NU: 2.3 CE:

VEASE AL DORSO INFORMACION IMPORTANTE

ICSC: 0414 Preparada en el Contexto de Cooperación entre el IPCS y la Comisión de las Comunidades Eurpoeas © CCE, IPCS, 1994


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Fichas Internacionales de Seguridad Química

AMONIACO (ANHIDRO) ICSC: 0414

D

A

T

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S I

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T

A

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T

E

S

ESTADO FISICO; ASPECTO Gas licuado comprimido incoloro, de olor acre. PELIGROS FISICOS El gas es más ligero que el aire. Difícil de encender. El líquido derramado tiene muy baja temperatura y se evapora rápidamente. PELIGROS QUIMICOS Se forman compuestos inestables frente al choque con óxidos de mercurio, plata y oro. La sustancia es una base fuerte, reacciona violentamentecon ácidos y es corrosiva (p.ej: Aluminio y zinc). Reacciona violentamente con oxidantes fuertes, halógenos e interhalógenos. Ataca el cobre, aluminio, cinc y sus aleaciones. Al disolverse en agua desprende calor. LIMITES DE EXPOSICION TLV (como TWA): 25 ppm; 17 mg/m3(ACGIH 1990-1991). TLV (como STEL): 35 ppm; 24 mg/m3(ACGIH 1990-1991).

VIAS DE EXPOSICION La sustancia se puede absorber por inhalación. RIESGO DE INHALACION Al producirse una pérdida de gas se alcanza muy rápidamente una concentración nociva en el aire. EFECTOS DE EXPOSICION DE CORTA DURACION Corrosivo. Lacrimógeno. La sustancia es corrosiva de los ojos, la piel y el tracto respiratorio. La inhalación de altas concentraciones puede originar edema pulmonar (véanse Notas). La evaporación rápida del líquido puede producir congelación. EFECTOS DE EXPOSICION PROLONGADA O REPETIDA

PROPIEDADES FISICAS

Punto de ebullición: -33°C Punto de fusión: -78°C Densidad relativa (agua = 1): 0.68 at -33°C Solubilidad en agua: Buena (34 g/100 ml at 20°C) Presión de vapor, kPa a 26°C: 1013

Densidad relativa de vapor (aire = 1): 0.59 Densidad relativa de la mezcla vapor/aire a 20°C (aire = 1): Punto de inflamación: (Veánse Notas)°C Temperatura de autoignición: 651°C Límites de explosividad, % en volumen en el aire: 15-28

DATOS AMBIENTALES

N O T A S


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La sustancia es combustible pero no se encuentra en la bibliografía del punto de inflamación. Los síntomas del edema pulmonar no se ponen de manifiesto a menudo hasta pasadas algunas horas y se agravan por el esfuerzo físico. Reposo y vigilancia médica son por ello imprescindibles. Debe considerarse la inmediata administración de un spray adecuado por un médico o persona por él autorizada. Con el fin de evitar la fuga de gas en estado líquido, girar la botella que tenga un escape manteniendo arriba el punto de escape. Nombre Comercial: Nitro-sil. Tarjeta de emergencia de transporte (Transport Emergency Card): TEC (R)-1

Código NFPA: H 3; F 1; R 0;

INFORMACION ADICIONAL FISQ: 1-030 AMONIACO (ANHIDRO)

ICSC: 0414 AMONIACO (ANHIDRO)

© CCE, IPCS, 1994

NOTA LEGAL IMPORTANTE:

Ni la CCE ni la IPCS ni sus representantes son responsables del posible uso de esta información. Esta ficha contiene la opinión colectiva del Comité Internacional de Expertos del IPCS y es independiente de requisitos legales. La versión española incluye el etiquetado asignado por la clasificación europea, actualizado a la vigésima adaptación de la Directiva 67/548/CEE traspuesta a la legislación española por el Real Decreto 363/95 (BOE 5.6.95).


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• FC87


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P (kPa) Hf (kJ/Kg) Hg (kJ/Kg) Sf (kJ/Kg,K) Sg (kJ/Kg,K)

120 96,14 188,3 0,3552 0,6549 135,5 99,79 190,8 0,367 0,6598 151 103,2 193,1 0,3778 0,6643

166,6 106,4 195,2 0,3879 0,6685 182,1 109,4 197,2 0,3973 0,6725 197,6 112,2 199,1 0,4061 0,6762 213,1 114,9 200,9 0,4145 0,6797 228,6 117,5 202,6 0,4224 0,6831 244,1 120 204,2 0,43 0,6863 259,7 122,4 205,7 0,4372 0,6894 275,2 124,7 207,2 0,4441 0,6923 290,7 126,9 208,6 0,4508 0,6952 306,2 129,1 210 0,4572 0,6979 321,7 131,2 211,3 0,4634 0,7006 337,2 133,2 212,6 0,4693 0,7031 352,8 135,2 213,8 0,4751 0,7056 368,3 137,1 215 0,4807 0,7081 383,8 139 216,2 0,4861 0,7104 399,3 140,8 217,3 0,4914 0,7127 414,8 142,6 218,4 0,4965 0,7149 430,3 144,3 219,5 0,5015 0,7171 445,9 146 220,5 0,5063 0,7193 461,4 147,7 221,5 0,511 0,7213 476,9 149,3 222,5 0,5156 0,7234 492,4 150,9 223,5 0,5202 0,7254 507,9 152,5 224,5 0,5246 0,7273 523,4 154,1 225,4 0,5289 0,7292 539 155,6 226,3 0,5331 0,7311

554,5 157,1 227,2 0,5372 0,7329 570 158,5 228,1 0,5412 0,7347


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ANÁLISIS DE LA VIABILIDAD TÉCNICA-ECONÓMICA DE UN … · Brayton-Rankine. Fig. 2.- Emisiones de CO2. Si se compara el empleo del motor en cogeneración con el del ciclo combinado

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