Download Aumento de eficiencia de centrales termoeléctricas y nucleares

PONTIFICIA UNIVERSIDAD CATOLICA DE CHILE
ESCUELA DE INGENIERIA
AUMENTO DE EFICIENCIA DE
CENTRALES TERMOELÉCTRICAS Y
NUCLEARES USANDO ENERGÍA
OCÉANO TÉRMICA
RODRIGO ANDRÉS SOTO AVELLO
Tesis para optar al grado de
Magíster en Ciencias de la Ingeniería
Profesor Supervisor:
JULIO VERGARA AIMONE
Santiago de Chile, abril, 2012
 2012, Rodrigo Andrés Soto Avello
PONTIFICIA UNIVERSIDAD CATOLICA DE CHILE
ESCUELA DE INGENIERIA
AUMENTO DE EFICIENCIA DE CENTRALES
TERMOELÉCTRICAS Y NUCLEARES USANDO
ENERGÍA OCÉANO TÉRMICA
RODRIGO ANDRÉS SOTO AVELLO
Tesis presentada a la Comisión integrada por los profesores:
JULIO VERGARA AIMONE
HUGH RUDNICK VAN DE WYNGARD
JUAN DE DIOS RIVERA AGÜERO
MARCO ARRÓSPIDE RIVERA
Para completar las exigencias del grado de
Magíster en Ciencias de la Ingeniería
Santiago de Chile, abril, 2012
El futuro está oculto detrás de los
hombres que lo hacen
Anatole France
ii
AGRADECIMIENTOS
El autor desea agradecer a quienes colaboraron en el desarrollo de la investigación.
En primer lugar, al profesor Julio Vergara, autor de la idea original y supervisor de la tesis,
por confiar en mi trabajo, por su excelente disposición y por su atenta colaboración.
Al profesor Juan de Dios Rivera del Departamento de Ingeniería Mecánica y Metalúrgica
(DIMM), al profesor Hugh Rudnick del Departamento de Ingeniería Eléctrica, y al Sr.
Marco Arróspide, Gerente General de Empresa Eléctrica Guacolda S.A.; por sus
observaciones.
Al Dr. Haruo Uehara de la Universidad de Saga (Japón) y a Peter O’Connell de GEC Co.
Ltd. (Japón), por compartir conmigo parte de la valiosa información recogida en varias
décadas de investigación en sistemas OTEC; y al Dr. Luis Vega de la Universidad de
Hawai (EUA), por compartir algunos detalles técnicos de sus modelos.
Al profesor José Francisco Muñoz del Departamento de Ingeniería Hidráulica y Ambiental,
a mis amigos y compañeros del DIMM, Ian Büntemeyer y Danilo Wimmer; por sus
contribuciones.
Al Departamento de Ingeniería Mecánica y Metalúrgica, y a la Escuela de Ingeniería de la
Pontificia Universidad Católica de Chile. A mi familia y a mis amigos.
iii
INDICE GENERAL
Pág.
INDICE DE TABLAS .......................................................................................................vii
INDICE DE FIGURAS.................................................................................................... viii
RESUMEN ..........................................................................................................................x
ABSTRACT .......................................................................................................................xi
1.
INTRODUCCIÓN .....................................................................................................1
1.1. Generalidades....................................................................................................1
1.2. Energía eléctrica en Chile ..................................................................................4
1.3. Nuevas tecnologías..........................................................................................12
1.4. Objetivo de la tesis ..........................................................................................14
1.5. Organización del trabajo..................................................................................15
2.
CONVERSIÓN DE ENERGÍA OCÉANO TÉRMICA .............................................16
2.1. Ciclo cerrado...................................................................................................16
2.2. Ciclo abierto....................................................................................................17
2.3. Historia ...........................................................................................................18
2.4. Eficiencia ........................................................................................................19
2.5. Otros ciclos .....................................................................................................20
2.6. Ciclo híbrido y desalinización..........................................................................23
3.
DESCRIPCIÓN DEL PROYECTO..........................................................................26
4.
MODELACIÓN DEL SISTEMA .............................................................................29
4.1. Temperatura del mar y del efluente..................................................................30
4.2. Consideraciones iniciales.................................................................................31
4.2.1. Flujo caliente .......................................................................................31
4.2.2. Flujo frío..............................................................................................32
4.2.3. Evaporador y condensador...................................................................32
4.2.4. Eficiencias turbina, generador y bombas ..............................................33
4.3. Ciclo híbrido ...................................................................................................34
4.3.1. Propiedades .........................................................................................34
4.3.2. Flujo de refrigerante ............................................................................37
4.3.3. Evaporador ..........................................................................................38
4.3.4. Condensador ........................................................................................40
4.3.5. Potencia de la bomba del refrigerante ..................................................42
4.3.6. Ciclo de desalinización.........................................................................43
4.3.7. Potencia de la bomba de vacío .............................................................45
4.3.8. Ducto flujo de agua fría........................................................................45
4.3.9. Potencia de la bomba de agua fría........................................................48
4.3.10. Potencia de la bomba de agua caliente .................................................54
4.3.11. Volumen del evaporador y condensador ...............................................57
4.3.12. Eficiencia de la planta OTEC ...............................................................57
4.3.13. Función ψ.............................................................................................58
5.
DISEÑO DE UN SISTEMA OTEC HÍBRIDO.........................................................59
5.1. Central Termoeléctrica Punta Alcalde..............................................................59
5.2. Temperatura del mar .......................................................................................60
5.3. Salinidad del mar.............................................................................................63
5.4. Perfil batimétrico.............................................................................................64
5.5. Sistemas propuestos ........................................................................................65
5.5.1. Profundidades de captación y retorno...................................................65
5.5.2. Potencia base del sistema .....................................................................66
5.5.3. Parámetros de diseño ...........................................................................66
6.
RESULTADOS Y DISCUSIÓN ..............................................................................69
6.1. Selección de profundidades de captación y retorno para 10 MW ......................69
6.1.1. Flujo de agua fría.................................................................................69
6.1.2. Flujo de refrigerante ............................................................................70
6.1.3. Caída de presión en flujo de agua fría ..................................................71
6.1.4. Potencia de las bombas ........................................................................73
6.1.5. Eficiencia de la planta OTEC en Punta Alcalde ....................................75
6.1.6. Función ψ.............................................................................................76
6.1.7. Diseño final de 10 MW .........................................................................77
6.2. Optimización de la potencia base.....................................................................81
6.2.1. Flujos de agua y refrigerante................................................................82
6.2.2. Área de transferencia en evaporador y condensador.............................82
6.2.3. Caída de presión en ducto de agua fría.................................................83
6.2.4. Consumo de las bombas .......................................................................84
6.2.5. Flujo de agua desalinizada ...................................................................85
6.2.6. Eficiencia de la planta ..........................................................................86
6.2.7. Función ψ.............................................................................................87
6.2.8. Diseño final de 25 MW .........................................................................87
6.3. Impacto en la central termoeléctrica.................................................................93
6.3.1. Eficiencia de la central.........................................................................93
6.3.2. Factor de emisión.................................................................................94
7.
ANÁLISIS ECONÓMICO.......................................................................................96
7.1. Costo de inversión de la Central Punta Alcalde................................................96
7.2. Costo de inversión de la planta OTEC .............................................................96
7.3. Costo nivelado de generación eléctrica ............................................................97
7.3.1. Estimación del costo nivelado de electricidad (LEC) ............................97
7.3.2. LEC Central Punta Alcalde ..................................................................97
7.3.3. LEC Central con planta OTEC .............................................................98
7.3.4. Producción de agua..............................................................................99
7.3.5. Análisis de sensibilidad ......................................................................100
8.
CONCLUSIONES .................................................................................................103
BIBLIOGRAFÍA ...................................................................................................106
ANEXO A ................................................................................................................. 113
ANEXO B ................................................................................................................. 116
INDICE DE TABLAS
Pág.
Tabla 1.1: Capacidad instalada de generación en Chile...............................................................................5
Tabla 1.2: Generación bruta año 2010 en Chile ..........................................................................................5
Tabla 1.3: Centrales costeras a carbón y diesel con capacidad mayor a 100 MW en el SIC .......................7
Tabla 1.4: Unidades generadoras de centrales costeras a carbón y diesel en el SING.................................7
Tabla 1.5: Límites de temperatura para descargas líquidas a aguas marinas y continentales superficiales .8
Tabla 5.1: Salinidad promedio del mar en Punta Alcalde a las profundidades de interés año 2010 ..........63
Tabla 5.2: Largo del ducto para alcanzar cada profundidad de interés ......................................................65
Tabla 5.3: Parámetros de diseño comunes a todos los sistemas propuestos...............................................67
Tabla 6.1: Diámetro óptimo del ducto frío para 10 MW............................................................................70
Tabla 6.2: Flujo másico de refrigerante para 10 MW ................................................................................71
Tabla 6.3: Resultados para el diseño final de la planta de 10 MW ............................................................77
Tabla 6.4: Resultados para el diseño final de la planta de 10 MW ............................................................78
Tabla 6.5: Flujos de agua fría y refrigerante ..............................................................................................82
Tabla 6.6: Resultados para el diseño final de la planta de 25 MW ............................................................88
Tabla 6.7: Resultados para el diseño final de la planta de 25 MW ............................................................89
Tabla 7.1: Costo nivelado de la electricidad (LEC) ...................................................................................99
Tabla 7.2: Costo neto nivelado ................................................................................................................100
Tabla 7.3: Escenarios de costos ...............................................................................................................101
Tabla 7.4: Costo neto nivelado ................................................................................................................101
vii
INDICE DE FIGURAS
Pág.
Figura 1.1: Principales corrientes en la costa de Chile............................................................................. 9
Figura 2.1: Ciclo OTEC cerrado ............................................................................................................ 16
Figura 2.2: Ciclo OTEC abierto ............................................................................................................. 17
Figura 2.3: Planta Sagar Shakthi en India .............................................................................................. 19
Figura 2.4: Temperatura superficial del mar global ............................................................................... 20
Figura 2.5: Ciclo Kalina OTEC ............................................................................................................. 21
Figura 2.6: Ciclo Uehara........................................................................................................................ 22
Figura 2.7: Componentes del sistema SOTEC....................................................................................... 22
Figura 2.8: Ciclo OTEC híbrido ............................................................................................................ 24
Figura 2.9: Ciclo OTEC para evaporación flash .................................................................................... 25
Figura 3.1: Esquema de una central termoeléctrica o nuclear refrigerada por agua............................... 26
Figura 3.2: Esquema del sistema propuesto (central con planta OTEC)................................................ 27
Figura 4.1: Ciclo OTEC híbrido usado en la modelación ...................................................................... 29
Figura 4.2: Esquema de un intercambiador de placas ........................................................................... 33
Figura 4.3: Diagrama T-S del ciclo Rankine.......................................................................................... 34
Figura 4.4: Diagrama de un evaporador flash ....................................................................................... 43
Figura 4.5: Dimensiones de las placas del intercambiador .................................................................... 51
Figura 5.1: Ubicación Central Punta Alcalde......................................................................................... 59
Figura 5.2: Perfiles mensuales de temperatura del mar en Punta Alcalde en enero y agosto de 2010... 61
Figura 5.3: TSM en 2010 y temperatura estimada del efluente en Punta Alcalde ................................. 61
Figura 5.4: Variación de la temperatura del mar en zona de Punta Alcalde año 2010........................... 62
Figura 5.5: Temperatura del mar en tres profundidades de interés en Punta Alcalde año 2010 ............ 63
Figura 5.6: Vista aérea de la dirección de captación del flujo frío......................................................... 64
Figura 5.7: Perfil batimétrico de la costa en la zona de descarga........................................................... 64
Figura 5.8: Sistemas propuestos para la simulación .............................................................................. 65
Figura 6.1: Relación entre la razón ψ y el flujo frío............................................................................... 69
Figura 6.2: Flujo frío óptimo para cada sistema de 10 MW................................................................... 70
Figura 6.3: Caída de presión en el flujo de agua fría para z = 600 m..................................................... 71
Figura 6.4: Caída de presión en el flujo de agua fría para z = 800 m..................................................... 72
Figura 6.5: Caída de presión en el flujo de agua fría para z = 1000 m................................................... 72
Figura 6.6: Caída de presión en el flujo de agua fría para z’ = 100 m ................................................... 73
Figura 6.7: Consumo de las bombas para z = 600 m ............................................................................. 73
viii
Figura 6.8: Consumo de las bombas para z = 800 m ............................................................................. 74
Figura 6.9: Consumo de las bombas para z = 1000 m ........................................................................... 74
Figura 6.10: Consumo de las bombas para z’ = 100 m .......................................................................... 75
Figura 6.11: Eficiencia de la planta para los sistemas propuestos de 10 MW ...................................... 76
Figura 6.12: Función ψ para los sistemas propuestos de 10 MW .......................................................... 77
Figura 6.13: Optimización del flujo frío para el diseño final de 10 MW ............................................... 79
Figura 6.14: Distribución anual de la potencia generada para el diseño final de 10 MW...................... 80
Figura 6.15: Distribución anual de la eficiencia para el diseño final de 10 MW ................................... 80
Figura 6.16: Distribución anual de flujo desalinizado para el diseño final de 10 MW .......................... 81
Figura 6.17: Áreas de transferencia del evaporador ycondensador........................................................ 83
Figura 6.18: Caída de presión en ducto de agua fría .............................................................................. 83
Figura 6.19: Distribución del consumo de las bombas .......................................................................... 84
Figura 6.20: Flujo másico de agua de mar evaporada............................................................................ 85
Figura 6.21: Eficiencia de la planta........................................................................................................ 86
Figura 6.22: Variación de la función ψ con el tamaño del sistema ........................................................ 87
Figura 6.23: Optimización del flujo frío para el diseño final de 25 MW ............................................... 89
Figura 6.24: Diagrama T-S del ciclo Rankine en enero para 25 MW.................................................... 90
Figura 6.25: Ilustración del tamaño del condensador para 25 MW ....................................................... 91
Figura 6.26: Distribución anual de la potencia generada para el diseño final de 25 MW...................... 91
Figura 6.27: Distribución anual de la eficiencia para el diseño final de 25 MW ................................... 92
Figura 6.28: Distribución anual del flujo desalinizado para el diseño final de 25 MW ......................... 93
Figura 7.1: Costo neto nivelado ........................................................................................................... 102
ix
RESUMEN
Las plantas termoeléctricas y nucleares requieren remover el calor residual de la central,
utilizando un flujo refrigerante y un sumidero del calor. En las plantas costeras resulta más
económica la descarga del calor al océano, con un aumento de temperatura del agua de mar
que provoca cierta contaminación térmica en el ecosistema local.
En este estudio se diseñó una planta híbrida anexa a una central térmica (fósil o nuclear),
para generar energía eléctrica adicional, sin aumentar emisiones, y para desalinizar agua de
mar, basada en el principio de Conversión de Energía Océano Térmica. Ésta usa un ciclo
Rankine de amoníaco, cuya fuente de calor es la descarga de agua de enfriamiento de la
central y cuyo sumidero de refrigeración es un flujo de agua fría captado desde las
profundidades del mar. Esta planta híbrida sería capaz de mitigar el impacto térmico de la
descarga en el océano.
La aplicación del sistema a nivel nacional resulta particularmente atractiva. Más del 60%
de la matriz eléctrica chilena se basa en combustibles fósiles. Se espera que esta capacidad
térmica continúe aumentando, siendo conveniente introducir tecnologías tanto para mejorar
la operación de las centrales como para reducir sus impactos ambientales globales y
locales.
Como caso de estudio, se simuló la incorporación del sistema OTEC a la Central Punta
Alcalde, proyecto de 740 MW a carbón en la región de Atacama. El diseño óptimo
contempla una captura de agua fría a 600 m de profundidad, generando entre 25 MW
(agosto) y 37 MW (febrero) de potencia eléctrica adicional, incrementando la eficiencia de
la central y reduciendo las emisiones de CO2. El flujo de agua desalinizada varía mes a
mes, sumando 5.8 millones de toneladas al año.
Palabras Claves: OTEC, central termoeléctrica, desalinización
x
ABSTRACT
Thermal and nuclear power plants require removing the waste heat of the station, using a
cooling flow and a heat sink. In coastal plants it is more economical to reject the heat in the
ocean, increasing seawater temperature and causing some thermal pollution in the local
ecosystem.
In this study, a hybrid plant annexed to a power station (fossil or nuclear) was designed,
which generates additional electric power without additional emissions and desalinates
seawater, based on the principle of Ocean Thermal Energy Conversion. It uses an ammonia
Rankine cycle whose heat source is the discharge of thermal station cooling system and
whose cooling source is a flow of cold water captured from the depths of the sea. This
hybrid plant would be able to mitigate the thermal impact of the direct discharge into the
ocean.
Implementation of the system at national level is particularly attractive. More than 60% of
the Chilean electric grid is based on fossil fuels. Thermal capacity is expected to increase,
making it convenient to introduce technologies for both improving the operation of the
power plants and reducing their global and local environmental impacts.
As a case study, an OTEC system was simulated for Punta Alcalde power station, a 740
MW coal-fired plant in the region of Atacama. The optimal design requires cold seawater
capture at 600 m depth, generating from 25 MW (August) to 37 MW (February) of
additional power, increasing the efficiency of the station and reducing CO2 emissions. The
desalinated flow varies month to month, amounting 5.8 million tons per year.
Keywords: OTEC, thermal power plant, desalination
xi
1
1. INTRODUCCIÓN
1.1. Generalidades
A nivel mundial, la participación de los combustibles fósiles en la energía
primaria alcanza un 81%. En la generación eléctrica la dependencia es igualmente
alta: 41% de la matriz es carbón, 21% gas natural y 5% petróleo. (IEA, 2011)
El mayor problema de la dependencia fósil es el impacto ambiental en los
procesos de transformación a otras formas de energía, siendo el más relevante la
emisión de CO2, un producto de la reacción de combustión. Éste es un gas de
efecto invernadero (GEI), responsable de un cambio climático en curso. Las
proyecciones indican que de continuar la actual trayectoria de emisiones, se
podría alcanzar una concentración entre 500 hasta más de 1000 ppm hacia fines
de siglo, lo que se traduciría en un aumento de temperatura global de 3 a 6 °C
(IPCC, 2007).
Los estudios del IPCC aseguran que un aumento del promedio de la temperatura
global mayor a 2 ºC introduciría riesgos considerables para la sociedad y los
ecosistemas. También confirman que un aumento de 1.4 ºC respecto a la era
preindustrial es inevitable. El informe de Copenhagen (2009) establece como
meta no superar una concentración de CO2 de 450 ppm, que incluyendo el efecto
inverso de los aerosoles limitaría el aumento de temperatura a 2 ºC. Para ello se
necesita una reducción inmediata y dramática de las emisiones de GEI.
Los productos de combustión incompleta también generan un daño ambiental.
Las emisiones de óxidos de nitrógeno (NOx), óxidos de azufre (SOx) y material
particulado (MP) son consideradas fuentes de contaminación atmosférica, y a
diferencia del CO2, su impacto es a nivel local. Las plantas termoeléctricas a
carbón son las que producen los mayores impactos.
2
La energía nucleoeléctrica aparece como una alternativa para sustituir parte de la
generación fósil, sin emisiones gaseosas locales ni de efecto invernadero.
Actualmente la energía nuclear alcanza un 13% de la generación eléctrica
mundial, con 436 reactores operando y otros 60 en camino, la mayoría del tipo
LWR (reactor de agua liviana).
Un impacto ambiental con menor atención está igualmente presente en plantas
termoeléctricas (carbón y diesel) y en plantas nucleares. Las centrales térmicas
requieren de un medio de refrigeración para la etapa de condensación, donde se
libera el calor de desecho. Para este propósito se puede usar aire, mediante la
instalación de torres de enfriamiento, o agua de mar. En este último caso las
plantas se ubican en la costa, usando un flujo de agua de 2 a 3 m3 por minuto por
MW. El flujo absorbe el calor residual de la planta (casi dos tercios del calor
liberado en la combustión o en la fisión nuclear), incrementando su temperatura
en unos 10 °C, según el marco regulatorio. El retorno del agua al mar a una
mayor temperatura que la natural, aún cuando no existan alteraciones en la
composición, constituye un impacto ambiental adverso para el ecosistema local,
conocido como contaminación térmica. Ésta se entiende como un cambio
perjudicial (incremento o disminución) en la temperatura de un cuerpo de agua
como resultado de actividades humanas (Kennedy, 2004). Los impactos en el
medio acuático dependen naturalmente del volumen de la descarga, del cambio
de temperatura provocado y del medio biótico expuesto.
Las condiciones básicas para la supervivencia de organismos marinos son la
temperatura y el oxígeno. Existe una relación entre ambos parámetros: los
incrementos en flujos de calor horizontal y vertical producen una disminución del
oxígeno disuelto (Ahn et al., 2006). Pequeños cambios en la temperatura del agua
(1 ó 2 °C) son considerados impactos ambientales (KEPCL report, 1994). Según
Langford (1990) este aumento altera los sistemas biológicos, físicos (ej.
salinidad) y químicos de los cuerpos de agua, factores promotores de cambios
fisiológicos en los organismos marinos, dado que algunos organismos son
3
sensibles a los gradientes de temperatura (Ahn et al., 2006). Esto se agrava
cuando los cambios son bruscos (KORDI report, 2003). El resultado puede ser la
desaparición de ciertos organismos sensibles, posiblemente alterando la
estabilidad ecológica del ecosistema cuando la temperatura sobrepasa un límite
específico. Los impactos pueden ser mayores en las aguas costeras, dado que
éstas son el hogar de una gran cantidad de microorganismos que llevan a cabo
numerosas funciones ecológicas. Muchos de ellos son fundamentales desde el
punto de vista de los ciclos de nutrientes (Saravanan et al., 2008).
Se han llevado a cabo algunos estudios experimentales en zonas tropicales y
subtropicales afectadas por efluentes térmicos descargados por plantas de energía.
Varios de ellos se han centrado en los cambios en el fitoplancton, que se
encuentra en la base de la cadena alimentaria de los ecosistemas acuáticos,
realizando la parte más importante de la producción primaria (Poornima et al.,
2006). La carga térmica perturba la población de microalgas, alterando la
composición de comunidades de fitoplancton y la tasa de fotosíntesis (Morgan y
Stross, 1969; Hamilton et al., 1970; Sellner et al., 1984). Poornima et al.
estudiaron estos impactos en el fitoplancton afectado en los sistemas de
enfriamiento en las costas cercanas a Madras Atomic Power Station en
Kalpakkam, India. El estudio reveló una reducción en la biomasa y una caída en
la productividad primaria bruta respecto del estado intacto. Chuang et al. (2009)
estudiaron los efectos de las descargas en el perifiton (habitual productor primario
en ecosistemas costeros) en las costas subtropicales de Taiwán, encontrando que
su productividad se ve también afectada por el aumento en la temperatura del
mar. El estudio de laboratorio de Jiang et al. (2009) determinó los límites de
temperatura letales y los potenciales impactos de las descargas en especies de
copépodos1 en costas subtropicales. Los resultados mostraron que el aumento de
temperatura del mar producto de las descargas induce un aumento de mortalidad
1
Entre el plancton marino, los copépodos representan el principal grupo de productores secundarios, jugando
un rol clave en los ciclos de nutrientes y energía en los ecosistemas marinos, por la formación de un enlace
entre producción primaria (ej. fitoplancton) y terciaria (ej. peces planctívoros) (De-Young et al., 2004).
4
de copépodos, una reducción en la diversidad y una mayor tolerancia de estas
especies a los impactos térmicos en comparación con otras presentes en
medioambientes marinos estables. Existen otros estudios sobre comunidades de
peces, como el de Teixeira et al. (2009), realizado en las costas tropicales de la
Bahía de Ilha Grande en Brasil. Este estudio mostró diferencias significativas en
la composición, riqueza y diversidad de las comunidades de peces en las zonas
impactadas respecto de las zonas no impactadas. Por último, el aumento de
temperatura causado por el calentamiento global podría agravar los impactos de
la contaminación térmica en el plancton en sistemas de enfriamiento,
sobrepasando la capacidad de tolerancia de muchas especies (Smith y Reynolds,
2009).2
1.2. Energía eléctrica en Chile
La matriz eléctrica chilena está conformada por cuatro sistemas de generación,
estos son: el Sistema Interconectado del Norte Grande (SING), el Sistema
Interconectado Central (SIC), el Sistema Eléctrico de Aysén (SA) y el Sistema
Eléctrico de Magallanes (SM). Los dos primeros son sin duda los más
importantes, juntos constituyen el 99% de la capacidad instalada del país.
Según datos de la Comisión Nacional de Energía (CNE) de octubre de 2011, el
SIC cuenta con una capacidad instalada de generación de 12488 MW, de los
cuales 6511 MW son de origen termoeléctrico, equivalentes al 52.1%. El resto es
principalmente hidroeléctrico. El SING, en cambio, cuenta con una capacidad
total de 4344 MW, de los cuales el 99.7% es termoeléctrico. La Tabla 1.1 muestra
la capacidad total a nivel nacional. Considerando todos los sistemas, se tiene que
un 64.6% de la capacidad instalada del país se compone de centrales
termoeléctricas.
2
Si bien el aumento de temperatura del mar constituye un daño para la mayoría de los organismos presentes
en ecosistemas costeros, no todos los efectos son negativos. Existen instalaciones de producción de abalones
5
Tabla 1.1: Capacidad instalada de generación en Chile (CNE, 2011)
Sistema
Potencia total
Capacidad
Participación
instalada (MW) termoeléctrica (MW) termoeléctrica
SING
4343.8
4328.9
99.7 %
SIC
12487.9
6510.5
52.1 %
SA
49.0
28.0
57.2 %
SM
89.1
89.1
100.0 %
16969.8
10956.5
64.56 %
Total
Resulta más interesante, sin embargo, estudiar la generación por sistema. En la
Tabla 1.2 se muestra la generación eléctrica total del año 2010 (CNE, 2011). Un
61.8% de la generación fue en base a termoelectricidad. El carbón representó el
57.9% de la generación del SING y un 20.5% de la del SIC, siendo un 30% de la
generación bruta del país. La generación eléctrica total del año 2010 suma 58.7
TWh. El informe de la Comisión Asesora para el Desarrollo Eléctrico (CADE)
proyecta un consumo de 136 TWh para el año 2030 y una demanda máxima de
20 GW (Ministerio de Energía, 2011).
Tabla 1.2: Generación bruta año 2010 en Chile (CNE, 2011)
Generación
Sistema
bruta
(GWh)
Generación termoeléctrica
(GWh)
Participación termoeléctrica
Carbón
Otros
fósiles
Total fósil Carbón
Otros
fósiles
Total fósil
SING
15100
8736
6306
15042
57.9 %
41.8 %
99.6 %
SIC
43157
8835
11958
20793
20.5 %
27.7 %
48.2 %
SA
135
0
128
128
0.0 %
94.9 %
94.9 %
SM
269
0
269
269
0.0 %
100.0 %
100.0 %
58661
17571
18661
36232
30.0 %
31.8 %
61.8 %
Total
La tendencia sugiere que, aun cuando casi todos los sectores coinciden en la
necesidad de apuntar hacia formas de energía más sustentables, y aunque su
(haliotidae) que aprovechan y se benefician de las zonas con agua a mayor temperatura.
6
participación en la matriz eventualmente se reduzca, la capacidad térmica, en
especial la de carbón, seguirá aumentando y jugando un rol clave en el futuro, en
respuesta al aumento regular de la demanda y a la dificultad de adopción de otras
fuentes. De hecho, varios proyectos termoeléctricos importantes se encuentran
actualmente ingresados en el Sistema de Evaluación de Impacto Ambiental. De
los proyectos de generación hoy en construcción el 62% son centrales térmicas y
94% de esta capacidad térmica en construcción corresponde a plantas en base a
carbón (Ministerio de Energía, 2010).
La núcleo-electricidad no está presente en Chile. Sin embargo, los estudios
realizados por el Ministerio de Energía (2010) concluyeron que un programa
nuclear de potencia correctamente ejecutado sería seguro para las personas y el
medio ambiente, económicamente interesante (mejoraría la seguridad de
suministro y ayudaría a la estabilidad de costos), de bajo impacto ambiental local
y global (ayudaría a moderar el alza observada de nuestra huella de CO2) y un
aporte significativo y económicamente competitivo a partir de mediados de la
década de 2020. El reciente informe CADE consideró conveniente completar el
proceso de evaluación y preparación para que el país pueda tomar una decisión
informada en esta materia, y estimó que el terremoto de Japón señalará a la
industria formas para mejorar aún más la tecnología, siendo Chile en su
condición de país sísmico un beneficiado de tales mejoras.
La mayoría de las centrales termoeléctricas del país están ubicadas en la costa,
usando el mar como sumidero de enfriamiento. La Tabla 1.3 muestra las
principales centrales termoeléctricas costeras del SIC con refrigeración mediante
agua de mar (centrales a carbón y diesel), de acuerdo a datos de la CNE. Las
principales centrales costeras del SING se muestran en la Tabla 1.4, divididas
esta vez por unidad de generación.
7
Tabla 1.3: Centrales costeras a carbón y diesel con capacidad mayor a 100 MW en el SIC
(CNE, 2009)
Central
Empresa
Año
Tipo
Capacidad
Ubicación
Región
Guacolda
Guacolda S.A.
1995
Carbón
422.9 MW
Huasco
III
Ventanas
AES Gener
1964
Carbón
322.0 MW
Puchuncaví
V
Los Espinos
Colbún S.A.
2009
Diesel
122.0 MW
Los Vilos
IV
Bocamina
Endesa
1970
Carbón
120.3 MW
Coronel
VIII
Total
987.2 MW
Tabla 1.4: Unidades generadoras de centrales costeras a carbón y diesel con capacidad mayor a
100 MW en el SING (CNE, 2009)
Central
Empresa
Año
Tipo
Capacidad
Ubicación Región
Mejillones (CTM2)
Edelnor
1998
Carbón
175.0 MW
Mejillones
II
Mejillones (CTM1)
Edelnor
1996
Carbón
165.9 MW
Mejillones
II
Tarapacá (CTTAR)
Celta
1999
Carbón
158.0 MW
Iquique
I
Norgener (NTO2)
Norgener
1997
Carbón
141.1 MW
Tocopilla
II
Tocopilla (U14)
Electroandina 1987
Carbón
136.3 MW
Tocopilla
II
Norgener (NTO1)
Norgener
1995
Carbón
136.3 MW
Tocopilla
II
Tocopilla (U15)
Electroandina 1990
Carbón
132.4 MW
Tocopilla
II
Tamaya
Electroandina 2009
Diesel
103.7 MW
Tocopilla
II
Total
1148.7 MW
Las descargas térmicas de las centrales enumeradas son proporcionales a su
capacidad de generación, y por lo tanto son fuentes de impactos ambientales en
las zonas costeras donde se ubican. Si bien se identificaron sólo las plantas con
una capacidad instalada superior a 100 MW con sumidero marítimo, las
descargas de centrales costeras más pequeñas no deben ser olvidadas. A juzgar
por la ubicación y la capacidad de generación de estas plantas, las zonas críticas
(entendidas como las zonas que reciben las mayores descargas) son las costas de
las regiones II, III y V. En ellas se encuentra la mayor cantidad de plantas y las de
mayor capacidad.
8
La “Norma de emisión para la regulación de contaminantes asociados a las
descargas de residuos líquidos a aguas marinas y continentales superficiales”,
D.S. Nº 90 de 2000 del Ministerio Secretaría General de la Presidencia (DO
07.03.2001) establece un límite máximo de concentraciones y temperaturas de las
descargas líquidas según el tipo de cuerpo de agua donde se hace la descarga.
Ésta distingue límites para cuerpos de aguas fluviales, lacustres, marinos dentro
de la zona de protección litoral y marinos fuera de la zona de protección litoral.
La Tabla 1.5 resume los límites máximos permitidos para el parámetro de interés:
temperatura. Se desprende de aquí que las descargas de agua al mar de las plantas
termoeléctricas están limitadas a una temperatura máxima de 30 °C.
Tabla 1.5: Límites de temperatura para descargas líquidas a aguas marinas y continentales
superficiales (DO 07.03.2001)
Cuerpos de agua
Límite de
temperatura
Fluviales
35 °C
Lacustres
30 °C
Marinos (dentro de zona de protección)
30 °C
Marinos (fuera de zona de protección)
-
Considerando que las descargas de las centrales pueden fácilmente alcanzar una
temperatura de 10 °C por sobre la TSM y que la norma de emisión de residuos
líquidos establece un máximo de 30 °C, es presumible que en algunas zonas las
descargas se mantienen muy cerca del límite máximo permitido. El monitoreo de
temperatura del agua de mar en los alrededores de una central depende de las
exigencias de la Resolución de Calificación Ambiental de cada instalación.
En ausencia de estudios locales, los daños observados en los estudios citados en
la sección 1.1 podrían ser indicios de los impactos en las costas de Chile. Es
necesario revisar las principales características de los ecosistemas marinos del
país, especialmente en lo que se refiere a flora y fauna.
9
Fariña, Ossa y Castilla (2008) sintetizaron información sobre la descripción de
los patrones de distribución y las características principales de la flora y fauna de
las costas de nuestro país. Respecto de la topografía, geografía y clima, y de
acuerdo a patrones de temperatura, precipitaciones y vientos, la costa de Chile ha
sido dividida en tres zonas (Brattström y Johanssen, 1983): la llamada “zona
seca” (desde Arica a Coquimbo), la “zona templada” (Coquimbo a Isla Mocha) y
la “zona lluviosa y patagónica” (Isla Mocha al Cabo de Hornos).
Respecto de la oceanografía, los autores sintetizaron trabajos relativos a
descripciones de las corrientes costeras, reconociendo ocho corrientes principales,
mostradas en la Figura 1.1.
Figura 1.1: Principales corrientes en la costa de Chile (Fariña, Ossa y Castilla, 2008)
10
Las corrientes transportan masas de agua con distintas características
fisicoquímicas, produciéndose confluencias que son llamadas convergencias
oceánicas. Entre estas convergencias se encuentran las llamadas “zonas
oceanográficas” que cuentan con características particulares de temperatura,
salinidad y contenido de oxígeno (Fariña, Ossa y Castilla, 2008).
Estos autores señalan que los patrones de distribución de las especies de flora y
fauna se corresponden con las descripciones basadas en los patrones de
circulación oceanográficos, climáticos y topográficos, especialmente en lo
referente a la distribución de corrientes y contracorrientes costeras superficiales y
subsuperficiales. Ellos también indican, apoyados en Santelices (1991), que en
términos generales la flora y fauna marina de Chile presenta un alto grado de
aislamiento geográfico existiendo pocas similitudes (especialmente de las
especies endémicas3) con las biotas marinas ecuatoriales cercanas. Esto sugiere
que las bajas temperaturas y la preponderancia de corrientes fluyendo desde el sur
hacia el norte habrían permitido un reducido intercambio con las otras biotas.
Además, la baja concentración de oxígeno de las aguas subsuperficiales del norte
podría actuar como barrera para la dispersión de especies de agua profunda. De
hecho, las aguas profundas de toda la zona norte del país son parte de una de las
“zonas de mínimo oxígeno” más grandes del planeta (Ulloa y Depol, 2004). Por
otro lado, las bajas salinidades que prevalecen durante todo el año en la zona
lluviosa y patagónica podrían actuar como barrera al ingreso de especies desde el
sur. Aparte del nivel de endemismo y “exclusividad” de las especies de
organismos marinos en Chile, otra posible consecuencia del aislamiento sería una
diversidad total menor que en áreas cercanas o de características físicas similares.
Esto se ha comprobado en algas, peces e invertebrados, que han mostrando
niveles de riqueza de especies bastante bajos en la costa de nuestro país
(Santelices, 1991).
3
Una especie es endémica de cierta región sólo si es posible encontrarla de forma natural en ese lugar.
11
En síntesis, ante un escenario energético local dominado por la generación
termoeléctrica, los impactos ambientales de las emisiones gaseosas de
contaminantes globales y locales, así como de las descargas líquidas en el mar,
son la mayor preocupación en la proyección al futuro. Una eventual sanción por
emisión de CO2 tendría gran impacto en el país. De acuerdo a la IEA, en el año
2009 Chile emitió 65 millones de toneladas de dióxido de carbono, cifra que
aumentará sustantivamente con los nuevos proyectos. El informe CADE, por
ejemplo, proyecta un impuesto a la emisión de 12 dólares por tonelada de CO2.
Respecto a los contaminantes locales, las tecnologías de reducción de emisión
utilizadas en las plantas actuales posibilitan cada vez mayores disminuciones de
SOx y NOx respecto a las centrales antiguas, cumpliendo las exigencias de la
normativa ambiental vigente. En el caso de las descargas de agua de
enfriamiento, el aislamiento geográfico, las pocas similitudes con biotas marinas
cercanas y la presencia de endemismo, impide una comparación directa del
impacto local con los estudios citados en la sección 1.1, pero es previsible un
daño equivalente en la biodiversidad y en la biomasa costera.
Al mismo tiempo, el rechazo de la opinión pública a la instalación de nuevas
plantas en defensa de las localidades donde se ubican, ha adquirido particular
fuerza en el último tiempo, llegando a influenciar decisiones políticas. Esto bajo
el argumento de las consecuencias ambientales de emisiones locales y descargas
en el mar. De manera que hoy la mayor dificultad de ingreso de las centrales no
responde a la evaluación del impacto ambiental y al cumplimiento de la ley, sino
al rechazo de sectores sociales. En agosto de 2010, en respuesta a una fuerte
oposición ciudadana, la empresa GDF Suez, a instancias del gobierno, detuvo la
instalación de la Central Barrancones, proyecto termoeléctrico a carbón de 540
MW en la región de Coquimbo.
12
1.3. Nuevas tecnologías
Ante el escenario expuesto, es un desafío y una necesidad introducir tecnologías
que contribuyan tanto a mejorar el uso de las plantas térmicas como a la
reducción de los impactos ambientales asociados a su operación. Existen, de
hecho, tecnologías que permiten que las centrales sean cada vez más eficientes y
emitan menos gases contaminantes. Para lo primero, es posible trabajar con vapor
a mayor temperatura y presión, utilizando aleaciones de mayor resistencia
mecánica y química. Por otro lado, una nueva tecnología conocida como ciclo
combinado con regasificación integrada (IGCC) opera gasificando el carbón. Esto
posibilita mayor eficiencia y a la vez reduce los residuos sólidos y las emisiones
gaseosas, con una posible simplificación de la captura de CO2.
Para conseguir menos emisiones contaminantes existen hoy las llamadas
tecnologías de limpieza de los gases de combustión. Entre ellas se cuentan la
desulfurización de gases (para SOx), los quemadores de bajo NOx, las técnicas de
requemado y los métodos de reducción catalítica selectiva de NOx, un proceso
post combustión. Para reducir el MP existen los filtros de partículas, los filtros de
mangas y los precipitadores electrostáticos.
El caso del CO2 es diferente. Existen tecnologías de captura y secuestro de
carbono (CSC) que podrían captar gran parte del dióxido de carbono posterior a
la combustión, transportarlo mediante gasoductos o buques, y almacenarlo en
depósitos geológicos, en el océano (a profundidades suficientes para su
contención) o en carbonatos minerales, aprovechando la reacción del CO2 con
óxidos metálicos. Estas tecnologías aún se encuentran en etapa piloto y de
investigación o demostración, pero se espera su introducción a gran escala en las
próximas décadas.
13
Respecto de los descargas del calor de desecho, los impactos pueden reducirse
utilizando torres de enfriamiento en vez de refrigeración por agua. Esto, sin
embargo, requiere mayores costos de inversión, que se traducen en un mayor
costo de la electricidad. En el caso de la refrigeración por agua, a su vez, una
reducción directa de los impactos térmicos se conseguiría disminuyendo el flujo
de refrigeración o bajando su temperatura. Dado que la energía residual que cada
central debe disipar es fija, una eventual reducción del flujo implica un aumento
de temperatura, y viceversa. Sin embargo, un uso adicional (con fines térmicos)
del calor de desecho bajaría la temperatura final. Esto se podría conseguir
aplicando tecnologías de cogeneración.
Dichas tecnologías son aplicables a industrias que se sustentan en procesos de
calor (conocido como calor de proceso), tales como la química, de pulpa y papel,
minería, producción y refinación de petróleo, fabricación de acero, procesamiento
de alimentos y textil. Estas industrias también consumen una gran cantidad de
energía eléctrica. Desde el punto de vista de la ingeniería es más económico
utilizar un mismo potencial de trabajo para ambos efectos. El resultado es una
central de cogeneración que produce electricidad mientras cubre ciertos
requerimientos de calor de procesos industriales. En general, la cogeneración es
“la producción de más de una forma útil de energía (como calor de proceso y
energía eléctrica) a partir de la misma fuente de energía”. En condiciones ideales
ninguna cantidad de calor se libera en esta central como calor de desecho.
(Cengel y Boles, 2009)
En este estudio, con el propósito de aumentar la eficiencia y reducir los impactos
térmicos, se diseñó una planta acoplada a una central termo o nucleoeléctrica que
provee simultáneamente de potencia eléctrica adicional y agua desalinizada bajo
el principio de Conversión de Energía Térmica del Océano (OTEC por sus siglas
en inglés). Consiste en un ciclo de potencia de vapor de baja temperatura, cuya
fuente de energía es la descarga de agua caliente de la central térmica y cuya
fuente de enfriamiento es un flujo de agua proveniente de las profundidades del
14
mar. El sistema aprovecha parte de la energía residual no utilizada en la central, y
devuelve el flujo de agua a una temperatura muy próxima a la de la superficie del
mar, evitando de este modo los impactos térmicos negativos.
El sistema se modeló usando principios termodinámicos y de transferencia de
calor. Como caso de estudio el modelo se aplicó a las condiciones de la Central
Termoeléctrica Punta Alcalde, proyecto de central a carbón de 740 MW que se
encuentra ingresado en el SEIA y que se ubicará en la región de Atacama. Las
condiciones locales de distribución temporal y espacial de temperaturas del
océano, y las propiedades físicas y termoquímicas del agua de mar fueron
estimadas con alta precisión, dada la sensibilidad del sistema a sus variaciones. El
tamaño de la planta y las variables de diseño fueron optimizadas de modo de
minimizar la razón entre costo y potencia neta.
1.4. Objetivo de la tesis
Objetivo principal
Evaluar el aumento potencial de eficiencia de una central térmica con la
incorporación de una planta OTEC híbrida.
Objetivos secundarios
1. Diseñar y modelar una planta OTEC híbrida acoplada a una central
termo o nucleoeléctrica costera.
2. Conocer los impactos térmicos y atmosféricos de las centrales actuales.
3. Estudiar el estado del arte de la tecnología OTEC, y distinguir el aporte
de este trabajo al conocimiento en el campo.
4. Evaluar el impacto potencial de la planta propuesta en una central
chilena, a través de la simulación del sistema bajo condiciones locales.
15
1.5. Organización del trabajo
Se comenzó evaluando en este capítulo la posibilidad de mejorar el desempeño de
las plantas termoeléctricas así como las opciones para reducir los impactos
ambientales en el mar, revisando el contexto energético global y nacional, y los
impactos ambientales de las descargas costeras, incluyendo además las
características del medio biótico marino de Chile.
El principio de trabajo y el estado del arte de la tecnología de Conversión de
Energía Océano Térmica se exponen en el capítulo 2, seguido por la descripción
del proyecto híbrido original propuesto (capítulo 3). La modelación del sistema es
explicada en detalle en el capítulo 4, incluyendo los fenómenos involucrados y
los procedimientos aplicados para simular el sistema.
Como caso de estudio, y enfatizando en que sólo constituye un ejemplo de
aplicación de un modelo general y flexible, en el capítulo 5 se presenta la
aplicación del proyecto a la Central Termoeléctrica Punta Alcalde. Ahí se
detallan las condiciones locales de temperatura, salinidad y geografía, así como la
información de operación de la central. Los resultados son presentados en el
capítulo 6. Un primer análisis considera una planta OTEC de 10 MW de potencia,
para determinar las profundidades óptimas de captación y retorno en la zona de
esta central. Una vez optimizada la captación, el sistema se escala para distintos
tamaños (potencia base) con las profundidades óptimas antes determinadas, con
el objetivo de establecer ahora el tamaño óptimo del sistema final. Los resultados
de la simulación de la operación anual de la planta según el diseño final son
expuestos como último resultado, incluyendo el impacto que tiene en el
desempeño global de esta central termoeléctrica.
En el capítulo 7, se lleva a cabo una estimación económica del proyecto. En el
capítulo 8, finalmente, se exponen las conclusiones y los impactos del trabajo.
16
2. CONVERSIÓN DE ENERGÍA OCÉANO TÉRMICA
La Conversión de Energía Térmica del Océano (OTEC) es una tecnología para generar
energía eléctrica usando como fuente de calor la energía térmica almacenada en el mar.
Para ello se utiliza un ciclo Rankine de vapor que aprovecha la diferencia de
temperatura entre la superficie y las profundidades del océano.
Existen dos tipos básicos de diseños OTEC: las plantas de ciclo cerrado utilizan la
evaporación de un fluido de trabajo para impulsar el sistema turbina-generador, y las
plantas de ciclo abierto usan agua de mar para impulsar la turbina (Magesh, 2010).
Ambos sistemas se explican a continuación. Otro diseño, conocido como planta
híbrida, consiste en una combinación de los anteriores.
2.1. Ciclo cerrado
El ciclo cerrado, mostrado en la Figura 2.1, utiliza un fluido de trabajo, tal como
amoníaco o freón (Bai et al., 2002) en un ciclo Rankine de baja temperatura.
TURBINA
~
GENERADOR
EVAPORADOR
CONDENSADOR
BOMBA
DE AGUA
CALIENTE
BOMBA DE
REFRIGERANTE
AGUA DE MAR
SUPERFICIAL
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
BOMBA DE
AGUA FRÍA
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
∆T
AGUA DE
MAR FRÍA
(PROFUNDA)
Figura 2.1: Ciclo OTEC cerrado (adaptado de Yamada et al., 2006)
17
Un flujo de agua de mar superficial atraviesa el evaporador del ciclo, entregando
energía suficiente al fluido refrigerante para que éste se evapore. Todo el flujo de
agua de mar superficial es devuelto al océano a una temperatura menor a la de
captación. El fluido refrigerante en forma de vapor impulsa el sistema turbinagenerador para generar electricidad. Al salir de la turbina, el fluido es enfriado y
condensado en un condensador, luego pasa por una bomba que recupera la
presión y el ciclo se repite. Un flujo de agua de mar captado desde una
profundidad suficiente (usualmente no más de 1000 metros) actúa como sumidero
de refrigeración para el condensador. Este flujo frío incrementa su temperatura y
es devuelto al mar a nivel superficial o a una profundidad intermedia.
2.2. Ciclo abierto
En el ciclo abierto el fluido de trabajo es vapor de agua, que puede ser vertido
después de su uso. El flujo de agua de mar superficial es bombeado a una cámara
en la cual la presión se reduce mediante una bomba de vacío hasta un valor
suficientemente bajo para causar evaporación.
TURBINA
~
GENERADOR
EVAPORADOR
FLASH
CONDENSADOR
BOMBA
DE AGUA
CALIENTE
BOMBA DE
AGUA FRÍA
AGUA
DESALINIZADA
AGUA DE MAR
SUPERFICIAL
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
Figura 2.2: Ciclo OTEC abierto (adaptado de Kim et al., 2009)
∆T
AGUA DE
MAR
(PROFUNDA)
18
El vapor a baja presión, después de pasar por la turbina, puede en principio ser
descargado directamente en el océano. Pero en vez de ello, es posible también
conducir el vapor a un condensador enfriado por un flujo de agua de mar, como
en el sistema mostrado en la Figura 2.2. En este caso el vapor condensado puede
constituir una fuente de agua desalinizada. (Avery y Wu, 1994)
2.3. Historia
El concepto de OTEC es muy antiguo, a pesar de ello la tecnología no ha
alcanzado madurez industrial. La primera formulación de la idea de una planta
para generar electricidad a partir de la energía térmica del mar fue hecha por J.
D’Arsenoval en Francia en 1881 (Kobayashi et al., 2004; Uehara y Nakaoka,
2005). En 1930 su alumno G. Claude construyó una planta experimental de ciclo
abierto de 22 kW en Cuba (Meegahapola et al., 2007), y a partir de ese hito varios
diseños de pequeña y mediana escala fueron construidos y operados
experimentalmente.
Durante seis años (1993-1998) operó exitosamente una planta de 210 kW en la
isla de Hawai, produciendo 100 kW de energía neta (Magesh, 2010). El National
Institute of Ocean Technology (NIOT) en India, con el apoyo de Saga University
de Japón, construyó exitosamente una planta flotante piloto de 1 MW en 2001,
que operó durante el año 2002 (Kobayashi et al., 2004). El éxito de esta planta,
conocida como Sagar Shakthi y mostrada en la Figura 2.3, impulsó grandes
proyectos de diseño e implementación alrededor del mundo. Actualmente hay
cincuenta países, la mayoría en el Océano Pacífico, evaluando su implementación
como fuente de energía y como solución sustentable para la escasez de agua
(Tchanche et al., 2011).
19
Figura 2.3: Planta Sagar Shakthi en India (IOES, 2001)
En Estados Unidos se trabaja en el diseño final de una planta piloto de 10 MW en
Hawai y se espera que entre en operación en 2012-2013. El sistema está siendo
diseñado para ser expandido a plantas comerciales de 100 MW en el futuro
cercano. De hecho, la evaluación económica de plantas OTEC indica que su
futuro comercial se encuentra en plantas flotantes de alrededor de 100 MW de
capacidad para países industrializados, y en plantas más chicas para islas
pequeñas de países en desarrollo. (Magesh, 2010)
2.4. Eficiencia
La diferencia de temperatura entre el flujo caliente y el flujo frío tiene un fuerte
impacto en la eficiencia del sistema. Es por eso que antes de implementar una
nueva planta, es necesario para su diseño realizar meticulosas simulaciones de la
operación (Uehara e Ikegami, 1990). Debido a lo pequeñas que son estas
diferencias de temperatura (entre 15 y 25 ºC), la eficiencia usual del ciclo
Rankine es de sólo 3 a 5% (Yamada et al., 2006; Nakaoka y Uehara, 1988).
Como se aprecia en la Figura 2.4, gradientes mayores a 20 ºC sólo se alcanzan en
regiones cercanas al Ecuador (Tchanche et al., 2011). Esta diferencia de
temperatura depende fuertemente de las variaciones de la temperatura superficial
del mar, pero también de la temperatura a la que es captado el flujo frío. El agua
disminuye su temperatura conforme aumenta la profundidad, hasta alcanzar 800 a
20
1000 metros (dependiendo de la zona), región donde alcanza una temperatura casi
invariante cercana a los 4 ºC. Por debajo de esta profundidad, la disminución de
temperatura es mínima hasta alcanzar el fondo del océano (Avery y Wu, 1994).
Figura 2.4: Temperatura superficial del mar global (NOAA, 2011)
2.5. Otros ciclos
En 1985 A. Kalina propuso un nuevo ciclo, el que se conoce como ciclo Kalina
(Figura 2.5), y que utiliza como fluido de trabajo una mezcla de agua y amoníaco
(Kobayashi et al., 2004). Requiere la incorporación de un separador y de un
regenerador. Este ciclo es útil en un amplio rango de aplicaciones para sistemas
de energía de bajas temperaturas. Para sistemas OTEC éste incrementa la
eficiencia térmica teórica, sin embargo al usar un fluido binario se reduce el
desempeño del evaporador y del condensador respecto el ciclo Rankine (Bai et
al., 2002), además de ser más complejo en su arreglo.
21
SEPARADOR
TURBINA
~
GENERADOR
EVAPORADOR
MEZCLADOR
CONDENSADOR
VÁLVULA
REGENERADOR
BOMBA
DE AGUA
CALIENTE
BOMBA
BOMBA
AGUA DE MAR
SUPERFICIAL
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
AGUA DE
MAR FRÍA
(PROFUNDA)
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
∆T
Figura 2.5: Ciclo Kalina OTEC (adaptado de Kim et al., 2009)
Un ciclo más avanzado y complejo, mostrado en la Figura 2.6, fue inventado en
1994 por H. Uehara. Se conoce como ciclo Uehara y también asegura eficiencias
teóricas mayores a las del ciclo Rankine, utilizando una mezcla de agua y
amoníaco como fluido de trabajo, y extrayendo parte del vapor de la turbina para
reducir la carga del condensador (Kobayashi et al., 2004).
Yamada et al. (2006) propuso un sistema OTEC que utiliza no sólo la energía
térmica del océano como fuente de calor, sino también la energía solar térmica, a
través de la incorporación de colectores solares, en un ciclo llamado SOTEC
(Figura 2.7). La eficiencia térmica podría ser 1.5 veces mayor que la del ciclo
OTEC cerrado (según simulaciones para las condiciones de Japón), pero sujeta a
variaciones climáticas.
22
TURBINA 2
TURBINA 1
SEPARADOR
GENERADOR
~
EVAPORADOR
ABSORBEDOR
CALENTADOR
REGENERADOR
CONDENSADOR
VÁLVULA
BOMBA
DE AGUA
CALIENTE
BOMBA
BOMBAS
AGUA DE MAR
SUPERFICIAL
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
AGUA DE
MAR FRÍA
(PROFUNDA)
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
∆T
Figura 2.6: Ciclo Uehara (adaptado de Uehara y Nakaoka, 2005)
TURBINA
GENERADOR
COLECTOR
SOLAR
~
CONDENSADOR
EVAPORADOR
BOMBA
BOMBA
BOMBA
AGUA DE MAR
SUPERFICIAL
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
AGUA DE
MAR FRÍA
(PROFUNDA)
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
Figura 2.7: Componentes del sistema SOTEC (adaptado de Yamada et al., 2009)
∆T
23
Se han propuesto usos adicionales a la generación eléctrica. Dado que se eleva
una enorme cantidad de agua de mar fría, libre de agentes patógenos y rica en
nutrientes, desde las profundidades del océano, ésta podría ser usada en
acuicultura para el cultivo de organismos marinos de alto valor biológico (Dylan,
1995), también para la producción de agua mineral como subproducto y para la
extracción de litio (Kobayashi et al., 2004). La baja temperatura de este flujo
admite además su uso para refrigeración y aire acondicionado (Yeh et al., 2005;
Syed et al., 1991). Se ha planteado también la producción de hidrógeno mediante
el acoplamiento de un sistema OTEC y un electrolizador PEM (Kazim, 2005).
Una forma de aumentar la eficiencia del ciclo es usar un flujo caliente de mayor
temperatura que el de la superficie. Con este propósito, Kim et al. (2009) propuso
usar la descarga de agua caliente del condensador de una planta nuclear para un
sistema OTEC, en vez del flujo de agua de mar superficial. Haciendo uso de
simulaciones
computacionales,
estos
autores
evaluaron
el
desempeño
termodinámico de este sistema OTEC para varios fluidos de trabajo, y para un
ciclo cerrado, un ciclo regenerativo, un ciclo abierto, un ciclo Kalina y un ciclo
híbrido. Los resultados mostraron que el sistema puede generar electricidad
cuando la diferencia de temperatura entre el flujo caliente y el flujo frío es mayor
a 15 ºC. El sistema se simuló para usar como fuente de calor el efluente de la
planta nuclear Wolsong en la costa este de Corea, resultando en un aumento de
eficiencia de aproximadamente 2% respecto al sistema que usa directamente el
agua de mar superficial como fuente de calor.
2.6. Ciclo híbrido y desalinización
En el ciclo híbrido, propuesto por Uehara et al. (1990), además de generar
electricidad se aprovechan los mismos flujos para desalinizar una parte del agua
de mar del flujo caliente, por medio de la introducción al ciclo de un evaporador
flash y un condensador adicional.
24
Este ciclo, esquematizado en la Figura 2.8, combina atributos del ciclo cerrado y
del ciclo abierto. Luego de atravesar el evaporador, el flujo de agua superficial
ingresa a una cámara flash, donde la presión es suficientemente baja para que una
parte de él se evapore. Al condensar este vapor se obtiene agua desalinizada. El
flujo frío extraído de las profundidades es usado tanto para la condensación del
fluido del ciclo cerrado como para la condensación del flujo desalinizado.
TURBINA
~
GENERADOR
EVAPORADOR
CONDENSADOR I
BOMBA DE
REFRIGERANTE
EVAPORADOR
FLASH
BOMBA
DE AGUA
CALIENTE
CONDENSADOR II
BOMBA DE
AGUA FRÍA
AGUA
DESALINIZADA
AGUA DE MAR
SUPERFICIAL
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
∆T
AGUA DE
MAR FRÍA
(PROFUNDA)
Figura 2.8: Ciclo OTEC híbrido (adaptado de Uehara et al., 1990)
La desalinización mediante evaporación flash ha sido estudiada con especial
atención en los últimos años (Goto et al., 2008; Mutair e Ikegami, 2010a;
Nakamura et al., 2009; Mutair e Ikegami, 2010b), porque el sistema es efectivo
para resolver problemas de energía y de agua de manera simultánea (Nakamura et
al., 2009), mediante un proceso sustentable y amigable con el medioambiente,
dado que no requiere precalentar el flujo de agua. Se reconoce como uno de los
métodos de desalinización térmica de baja temperatura (LTTD por sus siglas en
25
inglés) y resulta particularmente atractivo para islas y áreas remotas poco
pobladas.
Cabe mencionar que la desalinización por evaporación flash puede también ser
aplicada por sí sola, es decir, sin el ciclo Rankine de generación de energía
eléctrica, tal como se muestra en la Figura 2.9. Una planta de desalinización que
está basada en este concepto opera desde 2005 en la isla de Kavaratti en India. La
planta fue desarrollada por el National Institute of Ocean Technology (NIOT) y
produce agua dulce a una tasa de 100 toneladas por día. El flujo de agua caliente
es de 145 kg/s y se obtiene de las capas superficiales del océano a una
temperatura promedio de 28 ºC. El flujo de agua fría es de 186 kg/s y es captado
desde una profundidad de 350 m a una temperatura promedio de 13 ºC. La
cámara flash se mantiene a una presión de 2.5 kPa. (Mutair e Ikegami, 2010a)
~
EVAPORADOR
FLASH
BOMBA
DE AGUA
CALIENTE
CONDENSADOR II
BOMBA DE
AGUA FRÍA
AGUA
DESALINIZADA
AGUA DE MAR
SUPERFICIAL
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
Figura 2.9: Ciclo OTEC para evaporación flash
∆T
AGUA DE
MAR FRÍA
(PROFUNDA)
26
3. DESCRIPCIÓN DEL PROYECTO
La Figura 3.1 esquematiza el sistema de enfriamiento de una central termo o
nucleoeléctrica costera. El agua de mar es captada a nivel superficial, y luego de
circular por los condensadores de la central, es devuelta al océano a una temperatura
mayor. Prácticamente toda la energía que es producida en la planta y que no es
convertida en electricidad es traspasada al flujo de agua, con impactos térmicos
adversos, según lo señalado en el capítulo 1.
AGUA DE MAR
SUPERFICIAL
RETORNO A LA
SUPERFICIE DEL
MAR
Figura 3.1: Esquema de una central termoeléctrica o nuclear refrigerada por agua
Se propone la incorporación de un sistema OTEC como parte anexa de la central, tal
como se muestra en el esquema de la Figura 3.2. El ciclo OTEC es un ciclo híbrido
como el de la Figura 2.8. La diferencia es que el flujo de agua caliente no es un flujo de
agua superficial del mar, sino el efluente de la central térmica que transporta la energía
residual de la planta.
27
AGUA DE MAR
SUPERFICIAL
RETORNO A LA
SUPERFICIE DEL
MAR
RETORNO A
PROFUNDIDAD
INTERMEDIA
AGUA DE MAR
PROFUNDA
Figura 3.2: Esquema del sistema propuesto (central con planta OTEC)
Una vez que atraviesa el ciclo Rankine, este flujo ingresa a un evaporador flash, donde
se evapora y desaliniza una fracción de él. El resto del flujo es devuelto a la superficie
del mar a una temperatura menor a la del efluente en el caso de la Figura 3.1 y cercana
a la temperatura de la superficie (mínimo impacto térmico). El flujo frío proviene de
una profundidad de captación fija. Este flujo atraviesa los condensadores de la planta
para luego ser devuelto al mar a una profundidad de retorno diferente. La profundidad
de captación debe ser suficiente para conseguir una diferencia de temperatura adecuada
para la operación del ciclo OTEC. La profundidad de retorno, por su parte, debe tomar
en cuenta el impacto térmico de devolver agua más fría al de la zona del mar donde se
descarga.
No aumenta el consumo de combustible ni cambian las emisiones totales de la central
térmica, disminuyendo así el factor de emisión de los gases contaminantes. Aparte del
beneficio de aumentar la energía producida sin emisión de GEI, se reduce el impacto
térmico de la descarga de agua.
28
El sistema debe entenderse como una modificación propuesta para la central
termoeléctrica, aumentando la potencia neta e incluyendo una tasa de producción de
agua, sin que ello constituya una modificación o perturbación mayor en el diseño de
ésta. En el caso que el sistema OTEC se construya junto con la central térmica, existirá
un aumento en el costo de inversión de la planta y en los costos de operación y
mantención. También es posible incorporar la planta OTEC a centrales existentes. En
ese caso el proyecto debe entenderse como una inversión en una tecnología nueva, que
aumentará la capacidad actual y reducirá los impactos ambientales, alterando los costos
de generación.
29
4. MODELACIÓN DEL SISTEMA
La Figura 4.1 muestra el ciclo híbrido usado para este estudio, basado en el diseño de
Uehara et al. (1990), que usa el efluente de la planta termoeléctrica o nuclear en vez de
agua superficial. Consiste en un ciclo Rankine cerrado de vapor (1-2-3-4), un ciclo
abierto de flujo caliente de agua de mar proveniente de la planta térmica, que es
devuelto a la superficie (5-6-11), y un ciclo abierto de agua de mar fría extraída de las
profundidades y que es también devuelta al mar, pero a una profundidad intermedia (78-10).4
TURBINA
GENERADOR
mR
mC
~
1
CONDENSADOR
DE LA CENTRAL
5
EVAPORADOR
2
7
CONDENSADOR I
mF
BOMBA DE
REFRIGERANTE
4
3
6
EVAPORADOR
FLASH
8
CONDENSADOR II
9
BOMBA
DE AGUA
CALIENTE
11
AGUA DE MAR
SUPERFICIAL
BOMBA DE
AGUA FRÍA
AGUA
DESALINIZADA
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
10
AGUA
DEVUELTA
AL MAR
∆T
AGUA DE
MAR
(PROFUNDA)
Figura 4.1: Ciclo OTEC híbrido usado en la modelación
Los intercambios de calor hacia y desde el ciclo Rankine ocurren en el evaporador y
condensador respectivamente. El flujo caliente, después de pasar por el evaporador,
ingresa a una cámara flash de baja presión, donde una parte de él es evaporada y luego
condensada (II), produciendo así agua desalinizada.
30
Las propiedades en cada etapa del ciclo cerrado de vapor se determinan usando el
software PROPATH 13.1 (PROPATH Group, 2002) y aplicando balances de masa,
energía y entropía al fluido de trabajo. Se emplean además principios de transferencia
de calor en el evaporador y condensador. Algunas consideraciones propias de cada
componente son necesarias para resolver el ciclo completo, las cuales se detallan en
este capítulo.
Las propiedades físicas y termoquímicas del agua de mar son estimadas como función
de la temperatura y la salinidad usando la aplicación en Matlab de SEAWATER
Properties Software desarrollado por el Massachusetts Institute of Technology
(Sharqawy, 2009) y basado en las correlaciones de Sharqawy et al. (2010).
4.1. Temperatura del mar y del efluente
Con la intención de diseñar el ciclo de potencia interesa conocer la temperatura
superficial del mar (TSM) y la distribución de la temperatura con la profundidad.
A su vez, es también necesario disponer de información de sus variaciones a lo
largo del año.
A fin de disponer de datos precisos y completos se usa el Atlas Marino Global
Argo, donde más de 3200 estaciones de monitoreo flotantes alrededor del mundo
son complementados con los datos del satélite Jason de la Misión Oceanográfica
de la NASA. En el proyecto colaboran 23 países, incluido Chile. El software
entrega perfiles de distribución de temperatura con la profundidad para la zona y
fecha de interés. Conociendo las coordenadas de la central, se identifica y define
la región del mar donde se hace la captura y descarga de agua. Con ello se
obtienen las temperaturas del mar en promedios mensuales para el nivel
superficial y para las distintas profundidades de captación propuestas.
4
El evaporador flash requiere de una bomba de vacío. Ésta no fue dibujada para simplificar el diagrama.
31
La temperatura del efluente de la planta TP se obtiene a partir de la información
de la operación. En general, esta descarga tiene un aumento constante de
temperatura respecto al flujo captado, ∆TP , cercano a los 10 ºC. Esta captación es
normalmente a nivel superficial. De modo que la temperatura del efluente puede
ser calculada en promedios mensuales como:
TP = Tz = 0 + ∆TP = TSM + ∆TP
(4.1)
Donde TSM es el promedio mensual de la temperatura superficial del mar en la
zona. La menor diferencia entre el promedio mensual de temperatura del efluente
de la planta TP y el flujo frío captado desde las profundidades Tz representa el
escenario de menor eficiencia termodinámica. El mes de menor temperatura es,
por consiguiente, la base para el dimensionamiento del sistema.
4.2. Consideraciones iniciales
4.2.1. Flujo caliente
Se supone que todo el efluente de la planta térmica se utiliza en el ciclo
OTEC y que su temperatura TP se mantiene hasta la entrada del evaporador.
T5 = TP = TSM + ∆TP
(4.2)
ɺ y la
ɺ C se obtiene al multiplicar el flujo volumétrico V
El flujo másico m
C
densidad del agua de mar ρam . Esta última es función, en este caso, de la
temperatura superficial TSM y de la salinidad superficial S0 = Sz = 0
(promedios anuales). El flujo volumétrico es el del efluente de la planta y
como tal es un parámetro que se obtiene de los datos de operación de la
central.
32
(
ɺ ρ (T , S ) = V
ɺ ρ TSM, S
ɺC =V
m
C am
z =0
z =0
C am
0
)
(4.3)
4.2.2. Flujo frío
El flujo de agua de mar fría es captado a una profundidad z . Se supone que
la temperatura de captación a dicha profundidad T7 se mantiene hasta su
ingreso al condensador. La profundidad de captación z y el flujo másico de
ɺ F son parámetros variables del sistema, teniendo en cuenta, no
agua fría m
ɺ F,min para satisfacer el
obstante, que existe un flujo másico frío mínimo m
intercambio de energía en el condensador, que será precisado en la sección
4.3.4. Este flujo se optimiza de acuerdo a los criterios que serán presentados
en la sección 4.3.13.
Para cada profundidad de captación de interés z se determina el largo del
ducto LF necesario para llegar hasta ella, analizando el perfil batimétrico de
la zona obtenido de Google Earth. Esto es porque el ducto se diseña para
mantener la forma del relieve submarino.
4.2.3. Evaporador y condensador
Nakaoka y Uehara (1988) determinaron que el evaporador y el condensador
del ciclo representan entre 20 y 50% de los costos de una planta OTEC5.
Analizando diferentes tipos de evaporadores y condensadores, concluyeron
que los intercambiadores de placas (Figura 4.2) son los que tienen el mejor
desempeño en una planta de este tipo, requiriendo menores áreas de
transferencia por unidad de potencia neta del sistema.
5
En general, los estudios de sistemas OTEC contemplan plantas flotantes en el interior del océano. En este
trabajo se plantea una planta ubicada en la costa, lo cual dificulta comparar distribuciones de costos,
especialmente en lo que se refiere al ducto de captación, aspecto que será discutido en el capítulo 7.
33
Figura 4.2: Esquema de un intercambiador de placas (Gut y Pinto, 2003)
Para la simulación del ciclo se considera como condición de diseño que la
temperatura de evaporación T1 es un ∆TE menor que la temperatura de
entrada del flujo caliente T5 . Yamada et al. (2006), por ejemplo, consideró
una diferencia de 4 ºC. Del mismo modo, en el condensador se considera
que la temperatura T3 es ∆TC por sobre la temperatura del flujo frío T7 .6
TE = T1 = T5 − ∆TE
(4.4)
TC = T2 = T3 = T7 + ∆TC
(4.5)
4.2.4. Eficiencias turbina, generador y bombas
Se consideran valores usuales de eficiencia isentrópica de la turbina ηT ,
eficiencia de conversión del generador ηG y eficiencia de alimentación de
las bombas ηB .
34
4.3. Ciclo híbrido
4.3.1. Propiedades
Para el ciclo cerrado de vapor, se establece inicialmente el refrigerante o
fluido de trabajo. Consideraciones y balances propios de un ciclo Rankine
saturado deben ser planteados para la resolución completa del ciclo. Las
propiedades termodinámicas se obtienen usando el software PROPATH.
Este procedimiento se repite para cada sistema propuesto y para cada mes
del año, basado en los promedios mensuales de temperatura de los flujos
caliente y frío. En la Figura 4.3 se muestra el diagrama temperatura-entropía
para el ciclo de vapor.
QE
1
T1
T4
T2
PBR
PG
4
2
3
QC
s3
s1 s2
Figura 4.3: Diagrama T-S del ciclo Rankine
En el estado 1, a la salida del evaporador, se tiene vapor saturado a TE .
T1 = TE = T5 − ∆TE
(4.6)
6
Para efectos de la simulación se consideraron inicialmente valores fijos de ∆TE y ∆TC. Un análisis posterior
del impacto de su variación se resume en el Anexo A.
35
Dada la condición de vapor saturado, se determinan la presión p1 , entalpía
específica h1 y entropía específica s1 en forma directa, ingresando con la
temperatura T1 .
p1 = psat ( T1 )
(4.7)
h1 = h vap sat ( p1 ) = h vap sat ( T1 )
(4.8)
s1 = s vap sat ( p1 ) = s vap sat ( T1 )
(4.9)
El estado 2s es el estado ficticio isentrópico, que supone una eficiencia de
100% en la turbina. En él hay mezcla líquido-vapor a temperatura de
condensación TC , y supone conservación de entropía respecto al estado 1.
T2s = T2 = TC = T3
(4.10)
s 2s = s1
(4.11)
Se determinan la presión p 2s con la temperatura de condensación T2 . Se
determina la calidad del vapor x 2s y la entalpía específica h 2s ingresando
los datos secuencialmente.
p 2s = p 2 = psat ( T2 )
(4.12)
x 2s = x ( T2s ,s 2s )
(4.13)
h 2s = h ( p 2 , x 2s )
(4.14)
El trabajo específico realizado en la turbina w T se obtiene con la diferencia
de entalpía específica entre los estado 1 y 2s, y con la eficiencia isentrópica
de la turbina ηT .
w T = w1− 2 = ( h1 − h 2s ) ηT
(4.15)
36
Habiendo determinado el trabajo específico real en la turbina w T , se calcula
la entalpía específica del estado 2, h 2 , mediante un balance de energía.
h 2 = h1 − w T
(4.16)
En el estado 2, a la salida de la turbina, hay mezcla líquido-vapor, que queda
ahora completamente determinado. Se calcula la calidad del vapor x 2 y la
entropía específica s 2 , secuencialmente.
x 2 = x ( p2 , h 2 )
(4.17)
s 2 = s ( T2 , x 2 )
(4.18)
En el estado 3 hay líquido saturado a la temperatura de condensación TC , de
modo que es posible calcular directamente la presión p3 , la entalpía
específica h 3 y la entropía específica s3 .
T3 = T2 = TC
(4.19)
p3 = p 2 = psat ( T2 )
(4.20)
h 3 = h liq sat ( p3 ) = h liq sat ( T3 )
(4.21)
s3 = s liq sat ( p3 ) = s liq sat ( T3 )
(4.22)
Además, para efectos de calcular el trabajo en la bomba, se determina el
volumen específico v3 .
v3 = v liq sat ( p3 ) = vliq sat ( T3 )
(4.23)
37
El trabajo específico efectuado por la bomba del refrigerante w BR para
producir el aumento de presión requerido, se obtiene con la diferencia de
presión ∆p y el volumen específico v3 (Cengel y Boles, 2009).
w BR = w 3− 4 = v3 ∆p = v3 ( p 4 − p3 ) = v3 ( p1 − p3 )
(4.24)
En el estado 4 hay líquido subenfriado. La presión p 4 es la del evaporador y
la entalpía h 4 se obtiene al sumar el trabajo específico ejercido por la
bomba w BR a la entalpía del estado 3:
p 4 = p1 = psat ( T1 )
(4.25)
h 4 = h 3 + w BR
(4.26)
Con estos dos datos se determina la temperatura T4 y el ciclo de vapor
queda determinado por completo.
T4 = T ( p 4 , h 4 )
(4.27)
4.3.2. Flujo de refrigerante
La potencia finalmente generada depende del flujo de refrigerante en el
ɺ R , el trabajo específico de la turbina w T y la eficiencia del
ciclo m
generador ηG .
ɺ RwT
PG = ηG m
(4.28)
De modo que al fijar la potencia base que se generará PG,base , se determina el
ɺ R . Este flujo es un parámetro fijo,
flujo másico de refrigerante del ciclo m
38
que no cambia durante el año, aún cuando las temperaturas, y por lo tanto la
potencia generada, varían mensualmente. Se calcula de la siguiente forma:
ɺR =
m
PG,base
ηG w T,base
=
PG,base
ηG ( h1,base − h 2,base )
(4.29)
Donde w T,base es el trabajo real realizado en la turbina en el mes de menor
diferencia de temperatura entre flujo caliente y frío (mes base).
4.3.3. Evaporador
La energía específica intercambiada en el evaporador q E se calcula
mediante un balance de energía. Es la diferencia de entalpía específica del
fluido refrigerante a la salida del evaporador h1 y a la entrada h 4 .
q E = h1 − h 4
(4.30)
ɺ se calcula con el flujo de
El calor intercambiado en el evaporador Q
E
ɺ R y la energía específica intercambiada en el evaporador q E .
refrigerante m
ɺ =m
ɺ R qE = m
ɺ R ( h1 − h 4 )
Q
E
(4.31)
En el evaporador el intercambio se supone en condiciones adiabáticas. El
balance de energía aplicado al flujo de agua de mar fría indica que:
ɺ
ɺ C c p, am ( TP , S0 ) ( T5 − T6 ) = Q
m
E
(4.32)
ɺ C es el flujo másico de agua de mar caliente (efluente de la planta),
Donde m
c p, am la capacidad calórica específica del agua de mar a la temperatura del
39
efluente y a la salinidad superficial del océano (promedios anuales), T5 la
temperatura del flujo caliente cuando ingresa al evaporador y T6 la
temperatura a la salida del evaporador. Esta temperatura T6 con que el flujo
caliente sale del evaporador e ingresa a la cámara flash se obtiene entonces
del balance anterior.
T6 = T5 −
ɺ
Q
E
ɺ C cp, am ( TP , S0 )
m
(4.33)
Con miras a dimensionar el evaporador, las diferencias de temperatura en la
entrada y la salida, ∆Te,E y ∆Ts,E se definen utilizando las relaciones de
temperaturas de un intercambiador de calor con flujo contracorriente.7
∆Te,E = T5 − T1
(4.34)
∆Ts,E = T6 − T4
(4.35)
Luego, la diferencia de temperatura media logarítmica en el evaporador
∆Tm,E se define de la siguiente forma (Incropera y DeWitt, 1999).
∆Tm,E =
∆Te,E − ∆Ts,E
ln
(
∆Te ,E
∆Ts ,E
)
(4.36)
Para el dimensionamiento del evaporador se considera la siguiente relación
general (Incropera y DeWitt, 1999).
ɺ = U A ∆T
Q
E
E E
m,E
(4.37)
40
Donde U E es el coeficiente global de transferencia de calor en el
evaporador y A E el área de transferencia. Ésta última se obtiene de la
relación anterior aplicada al mes base.
AE =
ɺ
Q
E,base
U E ∆Tm,E,base
(4.38)
4.3.4. Condensador
La energía específica intercambiada en el condensador q C se obtiene, al
igual que en el evaporador, mediante un balance de energía. Pero esta vez se
calcula como la diferencia entre la entalpía específica del fluido refrigerante
a la entrada del condensador h 2 y a la salida h 3 . El calor intercambiado en
ɺ se obtiene con el flujo de refrigerante m
ɺ R y la energía
el evaporador Q
C
específica intercambiada q C .
qC = h 2 − h3
(4.39)
ɺ =m
ɺ R qC = m
ɺ R ( h2 − h3 )
Q
C
(4.40)
Haciendo un balance de energía al flujo de agua fría en el condensador y en
condiciones adiabáticas, se tiene:
ɺ
ɺ F c p, am ( Tz , Sz ) ( T8 − T7 ) = Q
m
C
(4.41)
ɺ F es el flujo másico de agua de mar fría, c p, am la capacidad
Donde m
calórica específica del agua de mar a la temperatura y salinidad de captación
(promedios anuales), T7 la temperatura del flujo frío cuando ingresa al
7
Para simplificar el diagrama, en la Figura 4.1 el condensador se dibujó como intercambiador de flujo
41
condensador y T8 la temperatura cuando sale de él. Esta temperatura T8 con
la que el flujo frío es devuelto al mar, se determina a partir del balance
anterior.
T8 = T7 +
ɺ
Q
C
ɺ F cp, am ( Tz , Sz )
m
(4.42)
Para el intercambio de energía, la temperatura de condensación T2 debe ser
mayor a la temperatura de salida del flujo frío T8 , de modo que existe un
ɺ F,min para el sistema, dado por:
flujo mínimo de agua fría m
ɺ F,min =
m
ɺ
Q
C
c p, am ( Tz , Sz ) ( T2 − T7 )
(4.43)
Para dimensionar el condensador, las diferencias de temperatura en la
entrada y salida del intercambiador, ∆Te,C y ∆Ts,C se definen como sigue.
∆Te,C = T2 − T8
(4.44)
∆Ts,C = T3 − T7
(4.45)
La diferencia de temperatura media logarítmica en el condensador ∆Tm,C es
entonces (Incropera y DeWitt, 1999):
∆Tm,C =
∆Te,C − ∆Ts,C
ln
(
∆Te,C
∆Ts ,C
)
(4.46)
Para el dimensionamiento se considera la relación de intercambiadores de
calor usada también en el evaporador, esto es:
paralelo, pero la modelación contempla flujo en contracorriente.
42
ɺ = U A ∆T
Q
C
C C
m,C
(4.47)
Donde U C es el coeficiente global de transferencia de calor en el
condensador y A C el área de transferencia. Esta última se obtiene de la
relación anterior aplicada al mes base.
AC =
ɺ
Q
C,base
U C ∆Tm,C,base
(4.48)
Esta área depende de ∆Tm,C , que a su vez depende de T8, y esta última del
ɺ F . De modo que para la selección del flujo másico de agua fría se
flujo m
ɺ F en el desempeño de la planta.
debe analizar el impacto final de m
4.3.5. Potencia de la bomba del refrigerante
La potencia de alimentación de la bomba del refrigerante PBR se calcula con
ɺ R , el trabajo específico w BR y la eficiencia
el flujo másico de refrigerante m
de la bomba ηB . El trabajo específico w BR es el producto entre el volumen
específico del fluido de trabajo v3 y la diferencia de presión ∆p BR . Ésta a
su vez se calcula como la diferencia de presión que se necesita inducir en el
ciclo, despreciando otros efectos menores.
PBR =
ɺ v ( p − p3 )
m
ɺ v ∆p
ɺ R w BR m
m
= R 3 BR = R 3 4
ηB
ηB
ηB
(4.49)
43
4.3.6. Ciclo de desalinización
El método de evaporación spray flash es la opción que mejor se ajusta a los
rangos de temperatura y de flujo de los sistemas OTEC. La evaporación
ocurre cuando el líquido sufre una repentina reducción de la presión del
medio, al momento de ingresar en una cámara a presión controlada,
esquematizada en la Figura 4.4. Para mantener el equilibrio una parte del
líquido se convierte en vapor. Bajo condiciones adiabáticas, el vapor
generado recibe el calor latente de evaporación, y tanto el vapor como el
líquido
residual
son
enfriados
a
la
temperatura
de
saturación
correspondiente a la presión de la cámara. (Mutair e Ikegami, 2010b)
Figura 4.4: Diagrama de un evaporador flash (Mutair e Ikegami, 2010b)
La cámara del evaporador flash debe tener una presión p EF menor a la de
saturación del flujo de agua de mar a la temperatura de salida del
evaporador psat ( T6 ) .
La capacidad del evaporador flash, esto es, el flujo másico de vapor
ɺ D , se obtiene con la siguiente relación, que
generado y luego condensado m
44
resulta de aplicar un balance de energía en la cámara de evaporación (Goto
et al., 2008; Mutair e Ikegami, 2010a; Mutair e Ikegami, 2010b).
ɺD =m
ɺ9 =
m
ɺ C cp, am ( TEF , Sz ) ∆Ts,EF
m
h fg ( TEF )
(4.50)
ɺ C es el flujo másico de agua de mar caliente, c p, am la capacidad
Donde m
calórica específica del agua de mar a la temperatura de la cámara y a la
salinidad de captación, ∆Ts,EF el grado de sobrecalentamiento, definido
como la diferencia entre la temperatura del flujo que ingresa T6 y la
temperatura de saturación a la presión de la cámara Tsat ( p EF ) , y h fg ( TEF ) el
calor latente de evaporación del agua de mar a las condiciones de la cámara.
La temperatura con que el flujo evaporado abandona la cámara flash T9 es
igual a la temperatura del flujo que no es evaporado y que es devuelto al
mar ( T11 ) e igual a la temperatura de saturación a la presión p EF .
T9 = T11 = Tsat ( p EF )
(4.51)
La fracción del flujo total que es efectivamente evaporado en la cámara
flash rEF se propone como medida de la capacidad de desalinización y se
ɺ D y el flujo total de agua
calcula como la razón entre el flujo evaporado m
ɺ C.
de mar caliente m
rEF =
ɺD
ɺ
m
m
= 1 − 11
ɺC
ɺC
m
m
(4.52)
45
4.3.7. Potencia de la bomba de vacío
Para mantener la presión p EF en la cámara flash se requiere de una bomba
de vacío cuya potencia Pv depende principalmente del flujo másico total
ɺ C . Esta relación, para el rango de presión de interés, se puede
entrante m
estimar a partir de los resultados de Uehara et al. (1990) como:
Pv
MW
= 1.6 ⋅10−5
ɺC
m
kg s −1
(4.53)
4.3.8. Ducto flujo de agua fría
Para alcanzar la profundidad de captación z se debe recorrer
horizontalmente una distancia mucho mayor a z, dada la pequeña pendiente
de descenso del fondo marino. El ducto recorre el fondo costero, siguiendo
su forma, hasta alcanzar la profundidad de interés. El largo del ducto L F es
la suma del segmento de captación L F1 , el segmento de paso por el sistema
L F2 y el segmento de retorno al mar L F3 . Este último devuelve el flujo
cuando éste ya ha circulado por todo el ciclo. Tal como el segmento de
captación, el segmento de retorno recorre el relieve del fondo del mar hasta
alcanzar la profundidad a la que se realiza la descarga. El perfil batimétrico
del fondo marino en la zona de interés se obtiene por medio de Google
Earth.
L F = L F1 + L F2 + L F3
(4.54)
ɺ se
ɺ F , el flujo volumétrico V
Una vez fijado el flujo másico de agua fría m
F
obtiene como:
ɺ =
V
F
ɺF
m
ρam ( Tz , Sz )
(4.55)
46
Donde ρam ( Tz , Sz ) es la densidad del agua de mar a la temperatura y
salinidad de captación (promedios anuales). La velocidad del flujo frío VF
está dada por:
2
ɺ
 π Di,F

V
F
ɺ
VF =
= VF 

A DF
 4 
−1
(4.56)
Donde A DF es el área transversal y Di,F el diámetro interno del ducto de
agua fría. La velocidad VF es una limitante en el diseño del ducto.
Velocidades muy altas tienen efectos indeseables, como ruido, golpe de
ariete, cavitación, erosión y pérdida de carga por fricción (y en
consecuencia, mayores potencias y costos de bombeo). Por otro lado,
diseñar el ducto para conseguir velocidades muy bajas involucra tuberías
grandes y altos costos de instalación. ASHRAE (2009) limita la velocidad
para bombas de succión y líneas de drenaje a un mínimo de 1.2 m/s y un
máximo de 2.1 m/s. Vega (2002) sugiere que la velocidad promedio del
flujo de agua de mar en un sistema OTEC sea menor a 2 m/s.
En base a la limitación de VF , ésta es fijada a priori para evitar efectos
indeseados8, y el diámetro interno Di,F es calculado despejando la ecuación
de VF , es decir:
1
Di,F
ɺ 2
 V
=2 F 
 VF π 
(4.57)
El espesor del ducto t F depende de la presión externa máxima p máx a la que
es sometido el material, según la siguiente expresión, cuya derivación
8
Los resultados de un enfoque alternativo, donde se selecciona la velocidad VF óptima desconociendo las
limitaciones recomendadas, se resume en el Anexo B.
47
proviene de la integración de la fuerza distribuida ejercida por el agua sobre
el material9.
tF =
p máx Di,F
2 ( σa − p máx )
(4.58)
Donde σa es el esfuerzo admisible, calculado como la razón entre el
esfuerzo máximo del material σ u y el factor de seguridad n.
σa =
σu
n
(4.59)
La presión externa máxima p máx corresponde a la presión hidrostática a la
profundidad de captación, calculada como:
p máx =
1
1
( ρ0 + ρz ) g z = ρam ( T0 , S0 ) + ρam ( Tz , Sz )  g z
2
2
(4.60)
Donde ρ0 es la densidad del agua de mar promedio a nivel superficial, ρz la
densidad del agua de mar promedio a la profundidad de captación z , g la
aceleración de gravedad y z la distancia vertical de captación.
La selección del material del ducto debe considerar los problemas de
corrosión en medios marinos. Ciertos materiales no-metálicos con alta
resistencia a la corrosión proveen buenas soluciones para tuberías en
aplicaciones tales como las de este estudio. En particular, la fibra de vidrio
reforzada en plástico (GFRP) y la fibra de vidrio reforzada en resina epóxica
(GFRE) han demostrado ser muy exitosas en un amplio rango de
9
El ducto sumergido no se somete normalmente a tales esfuerzos, porque el interior y el exterior están en un
estado cercano al equilibrio. El análisis para determinar el espesor apunta a la etapa de instalación o a la
eventual interrupción del flujo, como caso extremo de solicitaciones para el material.
48
aplicaciones que involucran medios agresivos y altas presiones (Sherir,
Jarman y Burstein, 1994).
4.3.9. Potencia de la bomba de agua fría
La potencia de alimentación de la bomba de agua de mar fría PF se calcula
ɺ F , el trabajo específico realizado por la bomba w BF y
con el flujo másico m
la eficiencia de la bomba ηB .
PF =
ɺ F w BF
m
ηB
(4.61)
El trabajo específico de la bomba w BF se obtiene con la diferencia de
presión total en el ducto de agua fría ∆p BF y la densidad del agua de mar
ρam ( Tz , Sz ) a la temperatura y salinidad de captación (promedios anuales).
La diferencia de presión ∆p BF es la suma de la caída de presión asociada a
la fricción en la tubería ∆p BF,t , la caída de presión del flujo en su paso por el
condensador ∆p BF,C y la caída de presión inducida por la diferencia de
densidad entre la zona de captación y la zona de descarga ∆p BF, ∆ρ . Se
desprecia la caída de presión del flujo en su paso por el condensador de
desalinización10.
w BF =
∆p + ∆p BF,C + ∆p BF, ∆ρ
∆p BF
= BF,t
ρam ( Tz , Sz )
ρam ( Tz , Sz )
(4.62)
La caída de presión por la fricción del flujo en la tubería ∆p BF,t se calcula
como (ASHRAE, 2009):
49
∆p BF,t
 L F  ρam ( Tz , Sz ) VF2
= f F,t 
 D 
2
 i,F 
(4.63)
Donde f F,t es el factor de fricción en el ducto de agua fría, LF el largo total
del ducto, Di,F el diámetro interno, ρam ( Tz , Sz ) la densidad del agua de mar
a la temperatura y salinidad de captación, y VF la velocidad del flujo de
agua fría.
El factor de fricción f F,t se determina con la ecuación de Churchill (Menon
y Menon, 2010). La elección se basa en su validez para cualquier valor del
número de Reynolds y en que no es iterativa, facilitando su aplicación en
algoritmos.
f F,t
 8
= 
 ReF,t

1
12

 + ( A + B )

3
−
2
 12



(4.64)
Los parámetros A y B se definen como sigue.

 7
A =  −2.457 ln  

  Re F,t





0.9
16
ε 
+ 0.27 F,t  
Di,F  

(4.65)
16
 37530 
B=
 Re 
F,t 

(4.66)
10
El condensador de desalinización es un equipo de tamaño insignificante en comparación con los otros
intercambiadores.
50
Donde ε F,t es la rugosidad absoluta del interior de la tubería, Di,F el
diámetro interno del ducto y Re F,t el número de Reynolds del flujo de agua
fría en su paso por la tubería, dado por:
Re F,t =
Di,F VF ρam ( Tz , Sz )
(4.67)
µ am ( Tz , Sz )
Donde VF la velocidad del flujo frío, ρam ( Tz , Sz ) la densidad del fluido a la
profundidad de captación y µ am ( Tz , Sz ) la viscosidad dinámica del agua de
mar a la temperatura y salinidad de captación (promedios anuales).
La caída de presión del flujo de agua fría en su paso por el condensador
∆p BF,C se calcula con la siguiente relación para intercambiadores de calor de
placas (ecuación adaptada de Gut y Pinto, 2004).
2
∆p BF,C

4f L P 
ɺF
m
= F,C P,C F,C 
 + ρF,C g L P,C
2 ρF,C De,C  N c / p,C A canal,C 
(4.68)
El primer término representa la pérdida por fricción dentro de los canales.11
Donde f F,C es el factor de fricción en el condensador (Fanning factor), L P,C
la distancia vertical entre los centros de los puertos de cada placa del
condensador (Figura 4.5), PF,C el número de pasos del condensador, ρF,C la
densidad del flujo de agua fría en el condensador, D e,C el diámetro
ɺ F el flujo másico de agua fría,
equivalente de cada canal del condensador, m
N c / p,C el número de canales por paso en el condensador y A canal,C el área de
11
En este contexto, se entiende por “canal” el volumen de sección rectangular formado entre las placas del
intercambiador, por el cual circulan los fluidos.
51
la sección transversal de cada canal, que puede ser calculado como el
producto entre el espaciamiento ∆x C y el ancho de cada placa D placa ,C .
A canal,C = ∆x C D placa,C
(4.69)
El segundo término en la ecuación de ∆p BF,C es la variación de la presión
por efecto gravitacional, donde g es la aceleración de gravedad. Gut y Pinto
(2004) consideran además la caída de presión debido al paso del fluido por
los puertos del intercambiador, efecto que acá no será considerado.
Dplaca
t placa
A puerto
A placa
LP
L placa
∆x
Figura 4.5: Dimensiones de las placas del intercambiador
El factor de fricción del flujo de agua fría en las placas del condensador f R ,C
se obtiene con la ecuación de Churchill (Menon y Menon, 2010).
52
 8 
3
−
+ ( A + B) 2 
f F,C = 

 Re F,C 



12
1
12
(4.70)
Donde los parámetros A y B se definen como sigue.


  7 0.9
ε C  


A = −2.457 ln 
 + 0.27

De,C  
  ReF,C 



16
(4.71)
16
 37530 
B=
 Re 
F,C 

(4.72)
Donde ε C es la rugosidad absoluta del material de las placas del
condensador, D e,C el diámetro equivalente de cada canal y Re F,C el número
de Reynolds del flujo de agua fría en su paso por el condensador, calculado
como sigue.
ReF,C =
De,C VF,C ρF,C
µ F,C
(4.73)
Donde µ F,C es la viscosidad dinámica del flujo de agua fría en el
condensador y VF,C la velocidad del flujo en su paso por los canales del
condensador, calculada como:
VF,C =
ɺF
m
N c / p,C ρF,C A canal,C
(4.74)
En el condensador, el diámetro equivalente De,C puede ser aproximado al
doble del espaciamiento entre las placas ∆x C (Shah y Sekulić, 2003).
53
De,C = 2 ∆x C
(4.75)
Igualmente, el número de canales en el condensador N canales,C se puede
obtener conociendo el área de transferencia A C y el área de cada placa
A placa,C (Gut y Pinto, 2004).
N canales,C = 1 +
AC
A placa ,C
(4.76)
Finalmente, el número de canales por paso N c / p,C en el condensador se
puede obtener dividiendo el número de canales N canales,C y el número de
pasos PF,C (Gut y Pinto, 2004).
N c / p,C =
N canales,C
(4.77)
PF,C
Volviendo a w BF (ecuación 4.62), la caída de presión provocada por la
diferencia de densidad entre el agua en la zona de captación y el agua en la
zona de descarga ∆p BF, ∆ρ se calcula a partir de la siguiente relación (Uehara
et al., 1987).
∆p BF, ∆ρ
ρam ( Tz ,Sz ) g
= ∆z −
( (
)
)
1
1

 ρam Tz r ,Szr + ρam ( Tz ,Sz ) ∆z  (4.78)
ρam ( Tz ,Sz )  2

Donde ∆z = z − z r es la diferencia entre la profundidad de captación y de
descarga, ρam ( Tz ,Sz ) la densidad del agua de mar a la temperatura y
(
salinidad de captación (promedios anuales), ρam Tzr ,Szr
)
la densidad del
54
agua de mar a la temperatura y salinidad promedio del mar a la profundidad
en que se realiza la descarga, y g la aceleración de gravedad.
4.3.10. Potencia de la bomba de agua caliente
La potencia de alimentación de la bomba de agua de mar caliente PC se
ɺ C , el trabajo específico realizado por la bomba
calcula con el flujo másico m
w BC y la eficiencia de la bomba ηB .
PC =
ɺ C w BC
m
ηB
(4.79)
El trabajo específico de la bomba w BC se obtiene con la caída de presión
total en el ducto de agua caliente ∆p BC y la densidad del agua de mar
(
ρam TSM + ∆TP , S0
)
a la temperatura del efluente y a la salinidad
superficial (promedios anuales).
w BC =
(
∆p BC
ρam TSM + ∆TP , S0
)
(4.80)
La diferencia de presión ∆p BC es igual a la caída de presión del flujo en su
paso por el evaporador ∆p BC,E . Otros efectos son despreciados, dado que a
diferencia del flujo frío, la conducción del flujo desde la planta
termoeléctrica a la planta OTEC ocurre a nivel de la superficie. La caída de
presión en el evaporador ∆p BC,E se obtiene, al igual que en el condensador,
con la relación reducida de Gut y Pinto (2004).
55
∆p BC,E
4f L P 
ɺC
m
= C,E P,E C,E 

2 ρC,E De,E  N c / p,E A canal,E
2

 + ρC,E g L P,E

(4.81)
Donde f C,E es el factor de fricción (Fanning factor), L P,E la distancia
vertical entre los centros de los puertos de cada placa del evaporador, PC,E el
número de pasos del evaporador, ρC,E la densidad promedio del flujo de
agua caliente en el evaporador, D e,E el diámetro equivalente de cada canal
ɺ C el flujo másico de agua, N c / p,E el número de canales
del evaporador, m
por paso en el evaporador y A canal,E el área de la sección transversal de cada
canal, que puede ser calculado como el producto entre el espaciamiento
∆x E y el ancho de cada placa D placa,E .
A canal,E = ∆x E D placa,E
(4.82)
El factor de fricción del flujo de agua caliente en las placas del evaporador
f C,E se obtiene con la ecuación de Churchill (Menon y Menon, 2010).
f C,E
 8
= 
 ReC,E

1
12
12
3

−
2

 + ( A + B )



(4.83)
Donde los parámetros A y B se definen como sigue.

 7
A =  −2.457 ln  

  ReC,E





16
0.9
+ 0.27
εE
De,E




(4.84)
16
 37530 
B=
 Re 
 C,E 
(4.85)
56
Donde ε E es la rugosidad absoluta del material de las placas del evaporador
y ReC,E el número de Reynolds del flujo caliente en su paso por las placas
del evaporador, calculado como sigue.
ReC,E =
De,E VC,E ρC,E
µ C,E
(4.86)
Donde µ C,E es la viscosidad dinámica promedio del flujo de agua caliente
en el evaporador y VC,E la velocidad del flujo en su paso por los canales del
evaporador, calculada como:
VC,E =
ɺC
m
N c / p,E ρC,E A canal,E
(4.87)
Volviendo a ∆p BC,E (ecuación 4.81), el diámetro equivalente De,E puede ser
aproximado al doble del espaciamiento entre las placas ∆x E (Shah y
Sekulić, 2003).
De,E = 2 ∆x E
(4.88)
El número de canales en el evaporador N canales,E se puede obtener
conociendo el área de transferencia A E y el área de cada placa A placa ,E (Gut
y Pinto, 2004).
N canales,E = 1 +
AE
A placa ,E
(4.89)
57
El número de canales por paso N c / p,E en el evaporador se puede obtener
dividiendo el número de canales N canales,E por el número de pasos PC,E (Gut
y Pinto, 2004).
N c / p,E =
N canales,E
PC,E
(4.90)
4.3.11. Volumen del evaporador y condensador
El volumen total ocupado por el evaporador ( VE ) y por el condensador
( VC ) se puede estimar con el ancho de cada placa D placa , el largo L placa , el
espesor t placa , el espaciamiento entre placas ∆x y el número de canales N.
VE = N canales,E ( ∆x E + t placa ,E ) D placa ,E L placa,E
(4.91)
VC = N canales,C ( ∆x C + t placa ,C ) D placa ,C L placa,C
(4.92)
4.3.12. Eficiencia de la planta OTEC
La eficiencia de la planta OTEC, ηp , se obtiene como la potencia eléctrica
final en el generador PG , menos la potencia de la bomba del refrigerante
PBR , la potencia de la bomba de agua fría PF , la potencia de la bomba de
agua caliente PC y la potencia de la bomba de vacío Pv , dividido por la
ɺ .
energía intercambiada en el evaporador Q
E
P
P −P −P −P −P
ηp = ɺneta = G BR ɺ F C v
QE
QE
(4.93)
58
4.3.13. Función ψ
ɺ F y para la comparación de los sistemas
Para la selección del flujo m
propuestos con miras a su optimización se propone un indicador de
desempeño definido como:
ψ=
c ( A + A C ) + cII V
CI + CII
= I E
Pneta
PG − PBR − PF − PC − Pv
(4.94)
Donde c I es el costo de las placas de los intercambiadores por unidad de
área de transferencia, cII el costo del ducto de agua fría por unidad de
volumen, y V el volumen total de material usado en el ducto.
El costo cI se estima con el precio del material de las placas, las
dimensiones de cada placa y la densidad del material. El costo cII se estima
con el precio promedio por unidad de longitud de ductos de distintas
dimensiones, la densidad del material y las dimensiones. Ese precio incluye,
por ejemplo, los costos de procesamiento. El volumen V se calcula como
V=
2
π
2 
Di,F + t F ) − Di,F
L
(

 F
4
(4.95)
Donde Di,F es el diámetro interno, t F el espesor del ducto y LF el largo
total. La función ψ tiene unidades de costo dividido por potencia, y
representa el costo de los ítems principales y variables de un sistema a otro
por unidad de potencia neta de la planta.
59
5. DISEÑO DE UN SISTEMA OTEC HÍBRIDO
El sistema modelado en el capítulo 4 admite su aplicación a plantas térmicas y
nucleares costeras, y eventualmente a otros procesos industriales con efluentes
térmicos. En este capítulo se realiza una simulación del sistema para la Central Punta
Alcalde. La selección de esta planta como caso de estudio es sólo por conveniencia y a
modo de ejemplo.
5.1. Central Termoeléctrica Punta Alcalde
La Central Termoeléctrica Punta Alcalde es un proyecto de Endesa actualmente
en calificación en el Sistema de Evaluación de Impacto Ambiental (SEIA).
Contempla la instalación de una planta en la localidad costera de Punta Alcalde
en Huasco en la Región de Atacama (Figura 5.1), con dos unidades de generación
de 370 MW cada una, para inyectar 740 MW al Sistema Interconectado Central
(SIC). Utilizará como combustible carbón subbituminoso y la tecnología de
carbón pulverizado (GAC, 2009).
Figura 5.1: Ubicación Central Punta Alcalde (Google Earth)
El medio de refrigeración de la planta termoeléctrica es agua de mar. Según la
Modelación de Descarga del Efluente el caudal principal será de 25.61 m3/s que
60
será extraído mediante sifones a una distancia aproximada de 200 m de la costa.
La diferencia de temperatura entre el agua captada y devuelta al mar se estima en
10 ºC, siendo la descarga a nivel superficial (canal a 2 m de profundidad) y
mediante un difusor de 160 m (GAC, 2009).
5.2. Temperatura del mar
Según consta en el Estudio de Impacto Ambiental, la empresa realizó dos
campañas de mediciones de la TSM en la zona de captación, registrándose un
promedio de 12.4 ºC en septiembre de 2007 y 12.98 ºC en junio de 2008 (GAC,
2009). Por otro lado, el Servicio Hidrográfico y Oceanográfico de la Armada de
Chile (SHOA) dispone de puntos de medición y datos históricos de la TSM en
ciertas zonas a lo largo del país. La estación de medición más cercana medida por
el SHOA es la de Caldera, a más de 260 km de distancia de esta central.
Para la simulación se usó el Atlas Marino Global Argo. La ubicación de la
descarga de la central es 28°33’S 71°17’O. Se usaron los datos de temperatura del
mar del Atlas Argo en las coordenadas 28°33’S 71°50’O, en promedios
mensuales del año 2010. La Figura 5.2 muestra dos perfiles de temperatura
representativos de la zona en función de la profundidad (meses extremos).
En la Figura 5.3 se compara la TSM medida por el SHOA en Caldera y la
entregada por el Atlas Argo en la zona de Punta Alcalde, ambos para el año
201012. La TSM oscila entre 12.35 °C (agosto) y 17.91 °C (enero). Se incluyó
además la temperatura estimada del efluente, considerando de acuerdo al EIA un
aumento de 10 ºC respecto del flujo captado.
12
La temperatura en Caldera de febrero de 2010 se reemplazó por el promedio histórico (dada la ausencia del
dato por causa del terremoto)
61
Temperatura (°C)
0
5
10
15
20
0
200
Agosto
Enero
Profundidad (m)
400
600
800
1000
1200
1400
1600
1800
2000
Figura 5.2: Perfiles mensuales de temperatura del mar en Punta Alcalde para enero y agosto de
2010 (Argo)
30
Efluente de la planta
Temperatura (ºC) .
25
20
Caldera (SHOA)
15
Punta Alcalde (Argo)
10
5
0
Ene
Feb Mar Abr May Jun
Jul
Ago Sep
Oct
Nov Dic
Figura 5.3: Temperatura superficial del mar en 2010 y temperatura estimada del efluente en
Punta Alcalde
62
La distribución de temperatura en las profundidades del mar tiene en general
menos variaciones estacionales y geográficas a medida que aumenta la
profundidad, tal como se aprecia en los perfiles de ejemplo de la Figura 5.2
(enero y agosto). La variación de la temperatura con la coordenada vertical en la
zona de Punta Alcalde para el año 2010 se muestra en la Figura 5.4. La variación
anual de la temperatura para tres profundidades seleccionadas se muestra en la
Figura 5.5.
Figura 5.4: Variación de la temperatura del mar en zona de Punta Alcalde año 2010 (Argo)
La diferencia de temperatura entre la superficie y las profundidades es una
medida de la eficiencia del sistema. La menor diferencia, que representa el
escenario de menor desempeño, se registra en agosto, cuando por ejemplo a 800
m de profundidad la temperatura es 4.81 °C, la TSM es 12.35 °C y la del efluente
22.35 °C. Por lo tanto, agosto se consideró el mes base de la simulación.
63
7
600 m
Temperatura (°C)
6
800 m
5
4
1000 m
3
2
1
0
Ene
Feb
Mar Abr May Jun
Jul
Ago Sep
Oct
Nov
Dic
Figura 5.5: Temperatura del mar en tres profundidades de interés en Punta Alcalde año 2010
(Argo)
5.3. Salinidad del mar
Tal como se señaló en el capítulo 4, las propiedades físicas y termoquímicas del
agua de mar pueden ser estimadas con suficiente precisión como función de la
temperatura y la salinidad. En la sección anterior se estableció la temperatura
superficial y de las profundidades del mar para cada mes del año. El Atlas Marino
Argo entrega también perfiles de salinidad. Sin embargo la variación durante el
año es pequeña, de modo que sólo se considerarán los promedios anuales para las
profundidades de interés, los cuales se muestran la Tabla 5.1.13
Tabla 5.1: Salinidad promedio del mar en Punta Alcalde a las profundidades de interés año 2010
(Argo)
0m
Salinidad (g/kg)
13
34.46
100 m 150 m
200m
600 m 800 m 1000 m
34.64
34.70
34.41
34.74
34.44
34.49
Las propiedades del agua de mar utilizadas para la simulación confirman una variación insignificante ante
los cambios de salinidad. El parámetro dominante en su variación es la temperatura.
64
5.4. Perfil batimétrico
La Figura 5.6 muestra la vista aérea de la línea de captación del flujo de agua fría
para la central y la Figura 5.7 muestra el perfil batimétrico del fondo marino de
esta misma trayectoria, ambos obtenidos de Google Earth. El ducto de captación
y el ducto de retorno del agua de mar fría se diseñan para seguir la forma del
fondo. Para alcanzar las profundidades de interés se requieren tuberías con un
largo igual a la distancia recorrida por sobre el perfil batimétrico hasta tales
profundidades. La Tabla 5.2 resume el largo del ducto (para captación o retorno)
para algunas profundidades. Es claro que debido a la pequeña pendiente de la
costa, para alcanzar por ejemplo una profundidad de 1000 m se requiere un ducto
de más de 12 km de largo.
Figura 5.6: Vista aérea de la dirección de captación del flujo frío (Google Earth)
Figura 5.7: Perfil batimétrico de la costa en la zona de descarga (Google Earth)
65
Tabla 5.2: Largo del ducto para alcanzar cada profundidad de interés
z
L (m)
z'
L (m)
600 m
7395
100 m
1320
800 m
9910
150 m
1980
1000 m
12417
200 m
2509
5.5. Sistemas propuestos
5.5.1. Profundidades de captación y retorno
Para el diseño de la planta OTEC se propuso como profundidad de
captación z: 600 m, 800 m y 1000 m, y como profundidad de retorno z’: 100
m, 150 m y 200 m. Esto representa 9 diseños distintos para una misma
potencia base (Figura 5.8). Profundidades de captación menores a 600 m
fueron también evaluadas, a z = 400 m el sistema no es capaz de operar,
pues las diferencias de temperatura del ciclo Rankine son insuficientes. Por
otro lado, se consideró como profundidad mínima de retorno z’ = 100 m,
dado que a esa profundidad el impacto térmico del retorno del flujo frío
( Tz ' − T8 ) puede alcanzar hasta 4 ºC. Esto aumenta en forma rápida
conforme z’ se aproxima a la superficie. Como la operación de la planta se
simuló mensualmente, los 9 sistemas propuestos son el resultado de 108
simulaciones de la operación del sistema para cada potencia base.
z = 600 m
z’= 100 m
z = 600 m
z’= 150 m
z = 600 m
z’= 200 m
z = 800 m
z’= 100 m
z = 800 m
z’= 150 m
z = 800 m
z’= 200 m
z = 1000 m
z’= 100 m
z = 1000 m
z’= 150 m
z = 1000 m
z’= 200 m
Figura 5.8: Sistemas propuestos para la simulación
66
Para cierta potencia fija, los nueve sistemas se compararon usando la
función ψ definida en la sección 4.3.13. De modo que el par ( z, z ' ) óptimo
será el del sistema con el mínimo valor de ψ .
5.5.2. Potencia base del sistema
Para la selección de z y z’ se utilizó una potencia base PG,base de 10 MW.
Una vez determinada las profundidades de mejor desempeño, se llevó a
cabo un escalamiento del sistema para distintas potencias base manteniendo
las profundidades seleccionadas. Nuevamente la función ψ es el indicador
usado para la comparación. De modo que la potencia base óptima será la del
sistema cuya razón ψ es la mínima.
5.5.3. Parámetros de diseño
La Tabla 5.3 resume los parámetros de diseño comunes a todos los sistemas
simulados. El fluido refrigerante del ciclo de vapor es amoníaco y la
potencia eléctrica base PG,base , esto es, la potencia en el generador en el mes
base, es igual a 10 MW. Los coeficientes globales de trasferencia de calor
en el evaporador y condensador, U E y U C , fueron obtenidos de Ikegami et
ɺ es el flujo del
al. (1998). El flujo volumétrico de agua de mar caliente V
C
efluente de la planta termoeléctrica, obtenido de los datos de operación de la
central (GAC, 2009). La velocidad en el ducto de agua de mar fría VF fue
fijada en 1.9 m s (cumpliendo criterios de la sección 4.3.8), siendo el
diámetro Di,F uno de los resultados de la simulación. El material del ducto
es fibra de vidrio reforzada en plástico (GFRP), en particular GFRE, cuyas
propiedades mecánicas fueron obtenidas de Hamed et al. (2008).
67
Tabla 5.3: Parámetros de diseño comunes a todos los sistemas propuestos
Parámetro
Símbolo
Valor
NH3
amoníaco
Eficiencia isentrópica de la turbina
ηT
0.90
Eficiencia de conversión del generador
ηG
0.95
Eficiencia de alimentación de las bombas
ηB
0.80
Coeficiente global evaporador
UE
4.90
kW m −2 K −1
Coeficiente global condensador
UC
4.42
kW m −2 K −1
Caída de temperatura en evaporador
∆TE
3.0
ºC
Aumento de temperatura en condensador
∆TC
3.0
ºC
Aumento de temperatura del efluente
10.0
ºC
Flujo volumétrico agua caliente
∆TP
ɺ
V
25.61
m3s −1
Rugosidad absoluta en ducto frío (GFRE)
ε F,t
0.000004
m
Velocidad del flujo en ducto de agua fría
VF
1.90
m s −1
Esfuerzo máximo del material del ducto
σu
618.9
MPa
Factor de seguridad en el ducto
n
1.3
Material de las placas en intercambiadores
Ti
titanio
Distancia entre puertos en condensador
L P,C
0.80
Número de pasos del condensador
PF,C
1
Área efectiva de cada placa del condensador
A placa ,C
3.20
m2
Espaciamiento entre placas del condensador
∆x C
0.005
m
Ancho de cada placa del condensador
D placa,C
4.0
m
Espesor de las placas del condensador
t placa,C
0.001
m
εC
0.00135
m
Distancia entre puertos en evaporador
L P,E
0.80
m
Número de pasos del evaporador
PF,E
1
Área efectiva de cada placa del evaporador
A placa ,E
3.20
m2
Espaciamiento entre placas del evaporador
∆x E
0.005
m
Ancho de cada placa del evaporador
D placa,E
4.0
m
Espesor de las placas del evaporador
t placa,E
0.001
m
Rugosidad absoluta en placas del evaporador
εE
0.00135
m
Presión en el evaporador flash
p EF
1.5
kPa
Fluido de trabajo ciclo Rankine
Rugosidad absoluta en placas del condensador
C
Unidad
m
68
Las dimensiones de las placas del evaporador son iguales a las del
condensador, aunque podrían ser distintas. La presión interior de la cámara
flash p EF es fijada teniendo en cuenta, por un lado, que debe ser menor a la
presión de saturación del flujo entrante en el mes de menor diferencia de
temperatura (agosto). Por otro lado, esta presión debe corresponderse con la
presión de condensación en el segundo condensador más un pequeño
incremento asociado a pérdidas de carga.
Para el cálculo de la función ψ se usó un costo c I de 122 US$/m2 y un
costo cII de 12000 US$/m3, obtenidos de acuerdo a lo explicado en la
sección 4.3.13.
69
6. RESULTADOS Y DISCUSIÓN
6.1. Selección de profundidades de captación y retorno para 10 MW
6.1.1. Flujo de agua fría
Para cada sistema propuesto de 10 MW se estableció el flujo másico de
ɺ F como el valor óptimo que minimiza la razón ψ . La
agua de mar fría m
Figura 6.1 muestra, a modo de ejemplo, la relación entre la razón ψ y el
ɺ F cuando z es 800 m y z’ es 150 m. El mínimo valor de ψ es 4.26
flujo m
US$/W cuando el flujo frío es 25700 kg s y el diámetro interno del ducto
ɺF
frío Di,F es 4.10 m. La Figura 6.2 muestra los valores óptimos del flujo m
y la Tabla 6.1 el valor óptimo del diámetro Di,F para cada sistema, obtenido
bajo el mismo criterio. El flujo óptimo disminuye levemente conforme z’
aumenta y disminuye sustantivamente conforme z aumenta.
5.0
4.8
ψ
US$/W .
4.6
4.4
4.2
PG = 10 MW
z = 800 m
z’ = 150 m
4.0
3.8
23000
25000
27000
29000
Flujo de agua fría (kg/s)
Figura 6.1: Relación entre la razón ψ y el flujo
ɺF
m
31000
70
Flujo de agua fría (kg/s)
32000
30000
Z = 600 m
28000
Z = 800 m
26000
24000
Z = 1000 m
22000
20000
z' = 100 m
Figura 6.2: Flujo
z' = 150 m
z' = 200 m
ɺ F óptimo para cada sistema de 10 MW
m
Tabla 6.1: Diámetro óptimo del ducto frío (m) para 10 MW
Di,F ( m )
z ' = 100 m z ' = 150 m z ' = 200 m
z = 600 m
4.37
4.36
4.35
z = 800 m
4.10
4.10
4.10
z = 1000 m
3.93
3.92
3.92
Para efectos de implementación, sin embargo, el diámetro final estará
determinado por la disponibilidad comercial o de manufactura, siendo en lo
posible cercano al valor óptimo.
6.1.2. Flujo de refrigerante
ɺ R es fijado en el mes base y no cambia con
El flujo másico de refrigerante m
ɺ R para cada valor de z. A mayor
z’. La Tabla 6.2 muestra el valor de m
profundidad de captación, menor es el flujo másico de amoníaco en el ciclo
Rankine.
71
Tabla 6.2: Flujo másico de refrigerante para 10 MW
z = 600 m
ɺ R ( kg s )
m
264.61
z = 800 m z = 1000 m
241.45
226.14
6.1.3. Caída de presión en flujo de agua fría
La potencia de alimentación de la bomba de agua fría PF depende de la
diderencia de presión ∆p BF , que a su vez se compone de la caída de presión
por la fricción en la tubería ∆p BF,t , la caída de presión en el condensador
∆p BF,C y la diferencia de presión por el efecto de la diferencia de densidades
∆p BF, ∆ρ , de acuerdo a lo descrito en la sección 4.3. La Figura 6.3, la Figura
6.4 y la Figura 6.5 muestran la composición de ∆p BF para los sistemas con
captación a 600 m, 800 m y 1000 m, para cada profundidad de retorno z’.
La diferencia ∆p BF,t crece con el aumento del largo total del ducto, tanto por
el aumento de z como por el aumento de z’, y representa entre el 69.1 y el
79.2% de ∆p BF .
60
Densidad
50
Condensador
∆pBF (kPa)
Fricción tubería
40
30
20
10
0
z' = 100
z' = 150
Figura 6.3: Caída de presión
z' = 200
∆p BF en el flujo de agua fría para z = 600 m
72
60
Densidad
50
Condensador
∆pBF (kPa)
Fricción tubería
40
30
20
10
0
z' = 100
z' = 150
Figura 6.4: Caída de presión
z' = 200
∆p BF en el flujo de agua fría para z = 800 m
60
Densidad
50
Condensador
∆pBF (kPa)
Fricción tubería
40
30
20
10
0
z' = 100
z' = 150
Figura 6.5: Caída de presión
z' = 200
∆p BF en el flujo de agua fría para z = 1000 m
En la Figura 6.6 se compara ∆p BF , esta vez para distintos valores de z
habiendo fijado la descarga en z’ = 100 m. La caída de presión del flujo va
de 31.13 kPa ( z = 600 m ) a 50.16 kPa ( z = 1000 m ). El efecto de la
densidad ∆p BF, ∆ρ aumenta conforme crece la diferencia entre z y z’. No
obstante, la mayor influencia en la variación de ∆p BF es la fricción en la
tubería ∆p BF,t .
73
60
Densidad
50
Condensador
∆pBF (kPa)
Fricción tubería
40
30
20
10
0
z = 600
z = 800
Figura 6.6: Caída de presión
z = 1000
∆p BF en el flujo de agua fría para z’ = 100 m
6.1.4. Potencia de las bombas
La Figura 6.7, la Figura 6.8 y la Figura 6.9 muestran el consumo eléctrico
(potencia eléctrica requerida) de las cuatro bombas del sistema para una
profundidad de captación z de 600 m, 800 m y 1000 m respectivamente. El
consumo total va de 2.04 a 2.48 MW. Para una profundidad z fija, el único
cambio con z’ ocurre en el consumo de la bomba de agua fría PF , de
acuerdo a la variación de ∆p BF .
3.0
Bomba de vacío
Bomba agua caliente
Potencia (MW)
2.5
Bomba agua fría
Bomba refrigerante
2.0
1.5
1.0
0.5
0.0
z' = 100
z' = 150
z' = 200
Figura 6.7: Consumo de las bombas para z = 600 m
74
3.0
Bomba de vacío
Bomba agua caliente
Potencia (MW)
2.5
Bomba agua fría
Bomba refrigerante
2.0
1.5
1.0
0.5
0.0
z' = 100
z' = 150
z' = 200
Figura 6.8: Consumo de las bombas para z = 800 m
3.0
Bomba de vacío
Bomba agua caliente
Potencia (MW)
2.5
Bomba agua fría
Bomba refrigerante
2.0
1.5
1.0
0.5
0.0
z' = 100
z' = 150
z' = 200
Figura 6.9: Consumo de las bombas para z = 1000 m
En la Figura 6.10 se compara en un mismo gráfico el consumo de las
bombas para distintas profundidades de captación z, manteniendo un
retorno a profundidad z’ = 100 m. El consumo de la bomba del refrigerante
PBR disminuye levemente con el aumento de z, desde 0.17 a 0.16 MW,
representando entre 6.6 y 8.3% del consumo total. El consumo de la bomba
75
de agua fría PF aumenta significativamente con el aumento de z, desde 1.11
a 1.45 MW, equivalentes respectivamente a 54.4 y 59.6% del total. El
consumo de la bomba de agua caliente PC aumenta con z desde 0.34 a 0.40
MW, pero disminuye porcentualmente desde 16.8 a 16.5%. El consumo de
la bomba de vacío Pv no cambia con z y se mantiene en 0.42 MW, esto es,
entre 20.6 y 17.3% del consumo total.
3.0
Bomba de vacío
Bomba agua caliente
Potencia (MW)
2.5
Bomba agua fría
Bomba refrigerante
2.0
1.5
1.0
0.5
0.0
z = 600
z = 800
z = 1000
Figura 6.10: Consumo de las bombas para z’ = 100 m
6.1.5. Eficiencia de la planta OTEC en Punta Alcalde
La eficiencia de la planta ηp , definida como la potencia neta Pneta dividida
ɺ , se compara en la Figura
por la energía intercambiada en el evaporador Q
E
6.11 para todos los sistemas de 10 MW propuestos. Es claro que a mayor
profundidad de captación z mayor es la eficiencia de la planta, lo que se
explica en parte por las mayores diferencias de temperatura. Sin embargo la
tasa de crecimiento de ηp disminuye con el aumento de z (cambio en la
pendiente). Para z fijo la eficiencia disminuye levemente con el aumento de
76
z’. El menor valor de ηp es 3.09% cuando z es 600 m y z’ es 200 m. La
máxima eficiencia es 3.37% y se consigue con z = 1000 m y z ' = 100 m .
3.40%
3.35%
ηp
3.30%
3.25%
3.20%
3.15%
z' = 100 m
3.10%
z' = 150 m
3.05%
z' = 200 m
3.00%
z = 600 m
Figura 6.11: Eficiencia de la planta
z = 800 m
z = 1000 m
ηp para los sistemas propuestos de 10 MW
6.1.6. Función ψ
La eficiencia de la planta OTEC, ηp , es un buen indicador del desempeño
de la planta en términos de operación, pero no toma en cuenta otros
aspectos tales como implementación y tamaño de los equipos. En la sección
4.3 se definió la función ψ como el costo de los elementos variables y
dominantes del sistema por unidad de potencia neta y se propuso este
indicador como criterio para la selección del mejor sistema. En la Figura
6.12 se comparan los valores de ψ para los sistemas propuestos, usando los
costos cI y cII determinados en la sección 5.5.3. La razón ψ crece con z y
con z’. Como interesa minimizar ψ , el sistema óptimo es finalmente el que
tiene una captación z a 600 m y una descarga z’ a 100 m.
77
7.0
6.0
ψ
US$/W
5.0
4.0
3.0
z' = 100 m
2.0
z' = 150 m
1.0
z' = 200 m
0.0
z = 600 m
z = 800 m
z = 1000 m
Figura 6.12: Función ψ para los sistemas propuestos de 10 MW
6.1.7. Diseño final de 10 MW
De acuerdo a los criterios anteriores, el mejor sistema es el que tiene una
profundidad de captación z = 600 m y una profundidad de retorno de
z ' = 100 m . En la Tabla 6.3 y en la Tabla 6.4 se resumen los resultados
finales para el diseño de la planta de 10 MW.
Tabla 6.3: Resultados para el diseño final de la planta de 10 MW
Parámetro
Símbolo
Valor
Unidad
PG,base
10.0
MW
PG
12.2
MW
Pneta
10.2
MW
z
600
m
100
m
Flujo másico de refrigerante (amoníaco)
z'
ɺR
m
264.6
kg s −1
Flujo másico de agua de mar caliente
ɺC
m
26265.6
kg s −1
Flujo másico de agua de mar fría (óptimo)
ɺF
m
29300
kg s −1
Potencia base en el generador (agosto)
Potencia promedio anual en el generador
Potencia neta promedio anual
Profundidad de captación del flujo frío
Profundidad de retorno del flujo frío
78
Tabla 6.4: Resultados para el diseño final de la planta de 10 MW
Parámetro
Símbolo
Valor
Unidad
TSM
T5
14.98
ºC
24.98
ºC
Temperatura promedio a profundidad z
T7
5.90
ºC
Temperatura promedio de evaporación
TE
21.98
ºC
Temperatura promedio de condensación
TC
8.90
ºC
Temperatura promedio de salida en evaporador
T6
21.86
ºC
Temperatura promedio de salida en condensador
T8
8.59
ºC
Presión promedio en el evaporador
p1
911.56
kPa
Presión promedio en el condensador
p2
590.38
kPa
Trabajo específico promedio turbina
wT
48.7
kJ kg −1
Energía específica promedio evaporador
qE
1239.3
kJ kg −1
Energía específica promedio condensador
qC
1191.1
kJ kg −1
DTML promedio en evaporador
∆T m,E
6.77
ºC
DTML promedio en condensador
∆T m,C
1.18
ºC
TEF
13.02
ºC
Sobrecalentamiento promedio evaporador flash
∆T s,EF
8.84
ºC
Diferencia de presión en bomba del refrigerante
∆p BR
321.18
kPa
Diferencia de presión en bomba de agua fría
∆p BF
31.13
kPa
Diferencia de presión en bomba de agua caliente
∆p BC
10.66
kPa
Largo total del ducto de agua fría
LF
8815
m
Diámetro interno del ducto de agua fría
Di,F
4.37
m
Espesor del ducto de agua fría
tF
0.028
m
Área de transferencia en evaporador
AE
11242.2
m2
Área de transferencia en condensador
AC
61817.3
m2
Número de canales en evaporador
NE
3514
-
Número de canales en condensador
NC
19319
-
Volumen total del evaporador
VE
84.3
m3
Volumen total del condensador
VC
463.7
m3
Eficiencia promedio de la planta
ηp
3.11
%
Flujo promedio de agua desalinizada
ɺD
m
33640
ton día
Temperatura superficial del mar promedio
Temperatura promedio del efluente
Temperatura en evaporador flash (constante)
79
Estos valores son el resultado de la simulación del sistema mes a mes, de
manera que algunos parámetros corresponden al promedio de las doce
simulaciones mensuales.
ɺ F para
En la Figura 6.13 se muestra la optimización del flujo de agua fría m
el diseño seleccionado, siendo el óptimo 29300 kg/s.
3.8
3.6
US$/W
3.4
ψ
3.2
3.0
PG = 10 MW
z = 600 m
z’ = 100 m
2.8
2.6
25000
27000
29000
31000
33000
35000
37000
39000
Flujo de agua fría (kg/s)
Figura 6.13: Optimización del flujo
ɺ F para el diseño final de 10 MW
m
En la Figura 6.14 se muestra la distribución anual de la potencia eléctrica
generada y la distribución de la fracción que se consume en la alimentación
de las bombas. La variación mes a mes de la potencia del sistema responde a
la variación de las diferencias de temperatura del mar, siendo mayor en
verano y menor en invierno. La potencia eléctrica total generada PG va de
10.00 MW en agosto a 14.64 MW en febrero. El promedio anual del
consumo de las bombas es 2.04 MW, siendo el promedio de la potencia neta
igual a 10.21 MW.
80
Potencia eléctrica (MWe) .
16
Consumo bombas
14
Potencia neta
12
10
8
6
4
2
0
Ene Feb Mar Abr May Jun
Figura 6.14: Distribución anual de
Jul Ago Sep Oct Nov Dic
PG para el diseño final de 10 MW
En la Figura 6.15 se compara la variación anual de la eficiencia de la planta
ηp . Esta última va de 2.44% en agosto a 3.82% en febrero, siendo el
promedio anual 3.11%.
5.0%
4.0%
ηp
3.0%
2.0%
1.0%
0.0%
Ene Feb Mar Abr May Jun
Figura 6.15: Distribución anual
Jul Ago Sep Oct Nov Dic
ηp para el diseño final de 10 MW
81
El flujo de agua de mar que es finalmente desalinizado en el evaporador
ɺ D , tiene una fuerte variación anual, tal como se ve en la Figura 6.16.
flash, m
El flujo varía de 23652 ton/día en agosto a 44792 ton/día en enero,
ajustándose bien al perfil de demanda de agua (el consumo es mayor en los
meses de verano). El promedio anual es 33639 ton/día, equivalente a 1.48%
ɺ C (efluente inicial).
del flujo caliente m
50000
ɺD
m
ton/día.
40000
30000
20000
10000
0
Ene Feb Mar Abr May Jun
Figura 6.16: Distribución anual de
Jul Ago Sep Oct Nov Dic
ɺ D para el diseño final de 10 MW
m
6.2. Optimización de la potencia base
Habiendo determinado las profundidades de captación que minimizan la función
ψ , se llevó a cabo un escalamiento del sistema desde 5 a 50 MW de potencia
base, con incrementos de 5 MW entre cada uno, lo cual representa 10 escenarios
que mantienen los parámetros de diseño de la Tabla 5.3. De acuerdo a los
resultados de la sección 6.1, se utilizó una profundidad de captación z de 600 m y
una profundidad de descarga z’ de 100 m. Los resultados muestran que
termodinámicamente el sistema no opera por sobre 40 MW.
82
6.2.1. Flujos de agua y refrigerante
ɺ R , el flujo de agua
En la Tabla 6.5 se muestra el flujo másico de amoniaco m
de mar fría (optimizado según función ψ ) y el diámetro interno del ducto de
agua fría Di,F , para cada potencia evaluada. El flujo de agua de mar caliente
ɺ C es fijo e igual al efluente de la central termoeléctrica ( 26265.6 kg s ).
m
Tabla 6.5: Flujos de agua fría
ɺ F y refrigerante m
ɺR
m
PG,base
ɺ R ( kg s )
m
ɺ F ( kg s )
m
Di,F ( m )
5 MW
132.3
14600
3.09
10 MW
264.6
29300
4.37
15 MW
396.9
44000
5.36
20 MW
529.2
58700
6.19
25 MW
661.5
73400
6.92
30 MW
793.8
88100
7.58
35 MW
926.1
102800
8.19
40 MW
1058.5
117400
8.75
6.2.2. Área de transferencia en evaporador y condensador
Las área de transferencia del evaporador A E y del condensador A C
depende fuertemente de la potencia base del sistema, tal como se ve en la
Figura 6.17. El crecimiento de A E con PG,base es más acentuado que el de
A C . Sin embargo el área del condensador es en todos los casos mucho
mayor que el del evaporador, variando de 31230 m2 para 5 MW a 246023
m2 para 40 MW.
83
250000
Área evaporador
200000
m2
Área condensador
150000
100000
50000
0
5
10
15
20
25
30
PG,base (MW)
Figura 6.17: Áreas de transferencia
35
40
AE y AC
6.2.3. Caída de presión en ducto de agua fría
La distribución de la caída de presión ∆p BF para cada potencia base se
muestra en la Figura 6.18. La pérdida de carga por fricción del flujo en el
ducto ∆p BF,t es el componente principal de ∆p BF .
∆pBF (kPa)
45
40
Densidad
35
Condensador
Fricción tubería
30
25
20
15
10
5
0
5
10
15
20
25
PG,base (MW)
30
35
Figura 6.18: Caída de presión en ducto de agua fría ( ∆p BF )
40
84
Sin embargo, al aumentar el tamaño del sistema ∆p BF,t disminuye, porque el
diámetro del ducto aumenta. El efecto de la densidad ∆p BF, ∆ρ no cambia,
dado que se mantiene z y z’. La variación de la caída de presión en el
condensador ∆p BF,C con la potencia base es muy pequeña.
6.2.4. Consumo de las bombas
En la Figura 6.19 se compara la potencia eléctrica consumida por las
bombas para los distintos tamaños del sistema. El consumo total varía de
1.90 MW para el sistema de 5 MW a 4.14 MW para el de 40 MW.
4.5
4.0
Potencia (MW)
3.5
3.0
Bomba de vacío
Bomba agua caliente
Bomba agua fría
Bomba refrigerante
2.5
2.0
1.5
1.0
0.5
0.0
5
10
15
20
25
30
35
40
PG,base (MW)
Figura 6.19: Distribución del consumo de las bombas
La potencia de la bomba de vacío no depende de PG y en todos los casos es
igual a 0.42 MW. A pesar de que la caída de presión en el ducto de agua fría
∆p BF disminuye con PG,base , la potencia de la bomba de agua de mar fría PF
aumenta con la potencia base. Esto se explica con el significativo
85
ɺ F conforme crece PG,base . La potencia de la bomba de
incremento del flujo m
ɺC
agua caliente decrece con el tamaño de la planta. Esto es porque el flujo m
nunca cambia, pero sí aumenta el tamaño del evaporador, que es atravesado
por el flujo caliente.
6.2.5. Flujo de agua desalinizada
ɺD
El flujo de agua de mar que es desalinizado en el evaporador flash m
disminuye con el aumento de la potencia base. Esto se ve en la Figura 6.20 y
se explica por la mayor transferencia de energía en el evaporador cuando
aumenta PG,base . La temperatura de salida del flujo caliente T6 es menor
cuando el tamaño del sistema crece, lo que provoca un sobrecalentamiento
ɺD
∆Ts,EF menor en la cámara flash y por consiguiente un flujo evaporado m
menor. En otras palabras, cuanto mayor es la energía transferida al ciclo de
amoníaco, menor es la energía disponible en el flujo para la evaporación
flash.
45000
40000
ton/día
35000
ɺD
m
30000
25000
20000
15000
10000
5000
0
5
10
15
20
25
PG,base (MW)
30
Figura 6.20: Flujo másico de agua de mar evaporada
35
ɺD
m
40
86
A partir de los 30 MW de potencia base el sistema no alcanza el
sobrecalentamiento en todos los meses, es decir, la temperatura T6 es menor
a la temperatura de saturación a la presión de la cámara p EF . De hecho,
cuando PG,base es 30 MW no se consigue desalinizar agua en agosto. Para el
sistema de 40 MW sólo hay desalinización en enero, febrero y marzo.
6.2.6. Eficiencia de la planta
La eficiencia de la planta ηp crece con el aumento de la potencia base, tal
como se ve en la Figura 6.21. El sistema de 5 MW tiene una eficiencia de
2.57% y el sistema de 40 MW alcanza un 3.42%. Bajo este parámetro el
mejor sistema es el de mayor tamaño, pero a medida que aumenta PG,base el
aumento de ηp es menor.
3.6%
3.4%
3.2%
ηp
3.0%
2.8%
2.6%
2.4%
0
5
10
15
20
25
30
PG,base (MW)
Figura 6.21: Eficiencia de la planta ηp
35
40
45
87
6.2.7. Función ψ
En la Figura 6.22 se aprecia el comportamiento de la función ψ ante la
variación de la potencia base del sistema PG,base . El valor máximo es igual a
3.47 US$/W y se obtiene cuando la potencia base es 5 MW. El valor
mínimo se alcanza con una potencia de 25 MW cuando ψ es igual a 2.72
US$/W. Dado que se estableció como sistema óptimo el que minimiza ψ , la
potencia óptima es finalmente 25 MW.
3.6
3.4
US$/W
3.2
ψ
3.0
2.8
2.6
2.4
0
5
10
15
20
25
30
PG,base (MW)
35
40
45
Figura 6.22: Variación de la función ψ con el tamaño del sistema
6.2.8. Diseño final de 25 MW
De acuerdo a los criterios anteriormente enunciados para la selección de las
profundidades y para la selección de la potencia base, el mejor sistema es el
que tienen una profundidad de captación z = 600 m, una profundidad de
retorno de z’ = 100 m y una potencia base PG,base de 25 MW. En la Tabla 6.6
y en la Tabla 6.7 se resumen los resultados finales para el diseño de la
planta de acuerdo a los parámetros definidos en la Tabla 5.3. Nuevamente,
88
estos valores son el resultado de la simulación del sistema mes a mes,
siendo algunos parámetros el promedio de las doce simulaciones mensuales.
Tabla 6.6: Resultados para el diseño final de la planta de 25 MW
Parámetro
Símbolo
Valor
Unidad
PG,base
25.0
MW
PG
30.6
MW
Pneta
27.5
MW
z
600
m
100
m
Flujo másico de refrigerante (amoníaco)
z'
ɺR
m
661.5
kg s −1
Flujo másico de agua de mar caliente
ɺC
m
26265.6
kg s −1
Flujo másico de agua de mar fría (óptimo)
ɺF
m
73400
kg s −1
Temperatura superficial del mar promedio
TSM
T5
14.98
ºC
24.98
ºC
Temperatura promedio a profundidad z
T7
5.90
ºC
Temperatura promedio de evaporación
TE
21.98
ºC
Temperatura promedio de condensación
TC
8.90
ºC
Temperatura promedio de salida en evaporador
T6
17.18
ºC
Temperatura promedio de salida en condensador
T8
8.59
ºC
Presión promedio en el evaporador
p1
911.56
kPa
Presión promedio en el condensador
p2
590.38
kPa
Trabajo específico promedio turbina
wT
48.7
kJ kg −1
Energía específica promedio evaporador
qE
1239.3
kJ kg −1
Energía específica promedio condensador
qC
1191.1
kJ kg −1
DTML promedio en evaporador
∆T m,E
5.16
ºC
DTML promedio en condensador
∆T m,C
1.19
ºC
TEF
13.02
ºC
4.16
ºC
Diferencia de presión en bomba del refrigerante
∆T s,EF
∆p BR
321.18
kPa
Diferencia de presión en bomba de agua fría
∆p BF
22.43
kPa
Diferencia de presión en bomba de agua caliente
∆p BC
8.23
kPa
Potencia base en el generador (agosto)
Potencia promedio anual en el generador
Potencia neta promedio anual
Profundidad de captación del flujo frío
Profundidad de retorno del flujo frío
Temperatura promedio del efluente
Temperatura en evaporador flash (constante)
Sobrecalentamiento promedio evaporador flash
89
Tabla 6.7: Resultados para el diseño final de la planta de 25 MW
Parámetro
Símbolo
Valor
Unidad
Largo total del ducto de agua fría
LF
8815
m
Diámetro interno del ducto de agua fría
Di,F
6.92
m
tF
0.044
m
Área de transferencia en evaporador
AE
39688.8
m2
Área de transferencia en condensador
AC
153610.5
m2
Número de canales en evaporador
NE
12404
-
Número de canales en condensador
NC
48004
-
Volumen total del evaporador
VE
297.7
m3
Volumen total del condensador
VC
1152.1
m3
Eficiencia promedio de la planta
ηp
3.35
%
Flujo promedio de agua desalinizada
ɺD
m
15840
ton día
Espesor del ducto de agua fría
En la Figura 6.23 se muestra la optimización del flujo de agua de mar fría
ɺ F para el diseño seleccionado. El mínimo valor de ψ es 2.72 US$/W para
m
un flujo de 73400 kg/s.
3.3
PG = 25 MW
z = 600 m
z’ = 100 m
US$/W.
3.1
2.9
ψ
2.7
2.5
65000
70000
75000
80000
Flujo de agua fría (kg/s)
Figura 6.23: Optimización del flujo
85000
ɺ F para el diseño final de 25 MW
m
90
Las propiedades del amoníaco en el ciclo Rankine varían mes a mes. A
modo de ejemplo, se muestra en la Figura 6.24 el diagrama T-S para el
diseño final de 25 MW para el mes de enero.
820.4 MW
T (ºC)
1
24.91
0.53 MW
36.5 MW
4
9.20
9.11
2
3
782.4 MW
5.85
10.02 10.04 s (kJ/kgK)
Figura 6.24: Diagrama T-S del ciclo Rankine en enero para 25 MW
El equipo más grande es el condensador. Una estimación de tamaño, de
acuerdo a los resultados, se muestra en la Figura 6.25, donde se propone, a
modo de ejemplo, la división en doce módulos paralelos de 96 m3. El área
transversal de cada módulo es aproximadamente el área total de las placas
(4 m2). El evaporador, según los resultados, equivaldría a un cuarto del
tamaño del condensador, esto es equivalente a tres de los módulos paralelos
de 96 m3 (298 m3).
91
4m
24 m
1m
4m
12 m
Figura 6.25: Ilustración del tamaño del condensador para 25 MW
En la Figura 6.26 se muestran la variación anual de la potencia eléctrica
generada y la variación de la fracción que se consume en la alimentación de
las bombas. La potencia total en el generador PG va de 25.00 MW en agosto
a 36.60 MW en febrero. El promedio anual del consumo de las bombas es
3.11 MW, siendo el promedio de la potencia neta igual a 27.51 MW.
Potencia eléctrica (MWe) .
40
Consumo bombas
35
Potencia neta
30
25
20
15
10
5
0
Ene Feb Mar Abr May Jun Jul Ago Sep Oct Nov Dic
Figura 6.26: Distribución anual de
PG para el diseño final de 25 MW
92
En la Figura 6.27 se compara la variación anual de la eficiencia de la planta
ηp . Esta última va de 2.68% en agosto a 4.07% en febrero, siendo el
promedio anual 3.35%.
5.0%
ηp
4.0%
3.0%
2.0%
1.0%
0.0%
Ene Feb Mar Abr May Jun
Figura 6.27: Distribución anual de
Jul Ago Sep Oct Nov Dic
ηp para el diseño final de 25 MW
El flujo de agua de mar que es finalmente desalinizado en el evaporador
ɺ D , tiene una fuerte variación anual, tal como se ve en la Figura 6.28.
flash, m
El flujo varía de 5869 ton/día en agosto a 26939 ton/día en enero. El
ɺC
promedio anual es 15839 ton/día, equivalente a 0.70% del flujo caliente m
(efluente inicial). Esto representa una producción anual de agua de 5.78
ɺ D debe tomarse
millones de toneladas. En la alta variación estacional de m
en cuenta que la mayor producción de agua coincide con los meses de
verano, donde la demanda es probablemente mayor.
93
30000
ton/día .
25000
ɺD
m
20000
15000
10000
5000
0
Ene Feb Mar Abr May Jun Jul Ago Sep Oct Nov Dic
Figura 6.28: Distribución anual de
ɺ D para el diseño final de 25 MW
m
6.3. Impacto en la central termoeléctrica
6.3.1. Eficiencia de la central
La Central Termoeléctrica Punta Alcalde tendrá dos unidades de generación
mediante calderas de carbón pulverizado, de 370 MW cada una, y utilizará
como combustible carbón subbituminoso de poder calorífico superior (PCS)
igual a 4200 kcal kg (4.8846 kWh/kg). Se estima que el consumo mensual
de combustible de ambas unidades será de 331200 toneladas por mes
(GAC, 2009). Con estos datos se puede estimar la eficiencia de la central
ηcentral , obteniéndose:
ηcentral =
740 MW
= 0.3403 = 34.03 %
ton
331200 mes
⋅ 4.8846 kWh
kg
(6.1)
La eficiencia de la central con la planta OTEC incorporada η*central se obtiene
al sumar a la potencia original de la central (740 MW) la potencia neta
promedio de la planta OTEC ( Pneta = 27.51 MW ).
94
η*central =
( 740 + 27.51) MW
ton
331200 mes
⋅ 4.8846 kWh
kg
= 0.3530 = 35.30 %
(6.2)
De modo que el aumento promedio de la eficiencia de la central gracias a la
incorporación de la planta OTEC es
∆ηcentral = η*central − ηcentral = 1.27 %
(6.3)
6.3.2. Factor de emisión
De acuerdo al Panel Intergubernamental para el Cambio Climático (IPCC),
el uso de carbón subbituminoso para generación eléctrica tiene un factor de
emisión de 96.2 kgCO 2 GJ . De modo que las emisiones anuales de CO2 de
la central Punta Alcalde sin la incorporación de la planta OTEC son:
m CO2 = 96.2
kgCO 2
tCO 2
MWh
6482400
= 2.2450 ⋅106
GJ
año
año
(6.4)
El sistema OTEC no emite gases a la atmósfera. Como al incluir este
sistema se aumenta la potencia generada en la central sin que haya aumento
de las emisiones totales, existen un nuevo factor de emisión dado por:
m CO2
Pneta
2
2.2450 ⋅106 tCO
tCO 2
kgCO 2
año
=
= 0.333907
= 92.75
MWh
6723387.6 año
MWh
GJ
(6.5)
La reducción en la emisión por unidad de energía gracias a la incorporación
de la planta OTEC es entonces la diferencia entre el factor inicial y final,
esto es:
∆CO 2 = 3.45
kgCO 2
kgCO2
= 12.42
GJ
MWh
(6.6)
95
Es decir, con la incorporación del sistema OTEC a la central termoeléctrica
se reducen 12.42 kg de CO2 por cada MWh producido, respecto del
proyecto original. Igualmente, habrá una reducción en el factor de emisión
de los otros gases y contaminantes emitidos (NOx, SOx, PM10 y CO).
96
7. ANÁLISIS ECONÓMICO
7.1. Costo de inversión de la Central Punta Alcalde
Según el Estudio de Impacto Ambiental (GAC, 2009), el monto estimado de
(1)
inversión de la Central Termoeléctrica Punta Alcalde Cinv
es de 1,400 millones
de dólares, con una vida útil mínima estimada de 30 años, que eventualmente
puede ser aumentada con medidas de mantenimiento y reemplazo de equipos.
(1)
Cinv
= 1, 400, 000, 000 US$
(7.1)
7.2. Costo de inversión de la planta OTEC
En el diseño final de la planta de 25 MW, descrito en la sección 6.2.8, se obtuvo
un costo C II = 51, 200, 000 US$ (ducto de agua fría). Vega (2002) calculó el costo
de inversión de plantas OTEC flotantes en sistemas equivalentes al desarrollado
en este estudio, resultando en 4,200 US$/kW (en dinero de 1992). Para la
estimación del sistema propuesto se consideró el costo determinado por Vega
para plantas flotantes con la correspondiente corrección inflacionaria al año 2011,
y adicionando el costo del ducto C II , puesto que la diferencia es la ubicación en
la costa y no en el mar. De acuerdo a lo señalado en el capítulo 5, esta diferencia
entre planta flotante y planta en la costa es relevante, dada la baja pendiente del
perfil batimétrico en la zona, que obliga a instalar un ducto de casi 9 kilómetros
para alcanzar una captación a 600 m de profundidad y un retorno a 100 m. La
potencia instalada, para efectos del costo de inversión, es el promedio anual de la
potencia bruta en el generador PG , e igual a 30.6 MW, obteniéndose finalmente:
(2)
Cinv
= 6, 772
US$
⋅ 30600 kW + 51, 200, 000 US$ = 258, 423, 200 US$ (7.2)
kW
97
7.3. Costo nivelado de generación eléctrica
7.3.1. Estimación del costo nivelado de electricidad (LEC)
El costo nivelado de electricidad (LEC) se define como la suma de todos los
costos en que el inversionista debe incurrir para producir un kWh con una
cierta tecnología de generación y se estima con la siguiente relación (Short
et al., 1995; Pitz-Paal et al., 2004).
LEC =
crf ⋅ Cinv + COM + Ccomb
E neta
(7.3)
Donde Cinv es el costo total de inversión, COM el costo de operación y
mantención, Ccomb el costo del combustible, E neta la energía eléctrica neta
producida y crf el factor anual de retorno de capital, que se calcula como:
crf =
k d (1 + k d )
(1 + k d )
n
n
−1
+ ki
(7.4)
Donde k d es la tasa de interés anual, k i la tasa de seguridad y n el número
de periodos.
7.3.2. LEC Central Punta Alcalde
El costo nivelado de electricidad de la Central Punta Alcalde LECC , sin la
incorporación de la planta OTEC, se obtiene con el procedimiento antes
descrito, considerando el costo de inversión de la sección 7.1, una tasa de
interés k d de 10%, una tasa de seguridad k i de 1% y un número de
períodos n de 30 (años).
98
LECC =
(1)
(1)
crf ⋅ Cinv
+ C(1)
OM + C comb
E (1)
neta
(7.5)
Los costos de combustible Ccomb fueron estimados de acuerdo a información
actual del mercado del carbón y los costos de operación y mantención COM
fueron obtenidos de Kaplan (2008) para plantas de carbón pulverizado. Los
resultados se muestran en la Tabla 7.1.
7.3.3. LEC Central con planta OTEC
El costo nivelado de electricidad de la Central incluyendo la incorporación
de la planta OTEC se obtiene de la misma forma que la de la central sola,
pero sumando ahora el aumento de la energía generada y el aumento en los
costos de inversión, operación y mantención, debido a la adición de la
planta OTEC. El análisis supone la implementación simultánea de la central
térmica y la planta OTEC, iniciando las operaciones en el mismo período.
LECC+ P =
(1)
(1)
(2)
(2)
(2)
crf ⋅ Cinv
+ C(1)
OM + C comb + crf ⋅ Cinv + C OM + C comb
(2)
E (1)
neta + E neta
(7.6)
El subíndice (1) se refiere a la Central Punta Alcalde sin alteración y el
(2)
subíndice (2) se refiere a la planta OTEC. El costo de inversión Cinv
es el de
la sección 7.2 y el crf es el mismo que en LECC . El costo C(2)
OM se calculó de
acuerdo a la estimación de Vega (2002) como 1% del costo de inversión
(2)
(anual). La energía neta E (2)
Cinv
neta de la planta OTEC es 240.9 GWh (para
(2)
27.5 MW), de modo que la energía total en el segundo caso ( E (1)
neta + E neta ) es
igual a 6723.3 GWh.
99
En la Tabla 7.1 se comparan los resultados totales. El LEC de la central
termoeléctrica con la planta OTEC supera en 2.1 US$ por MWh al de la
central original, lo cual a priori no justifica el proyecto OTEC. Este
resultado, sin embargo, es altamente sensible al costo del combustible, que a
su vez es el ítem de mayor variabilidad.
Tabla 7.1: Costo nivelado de la electricidad (LEC)
Costo
Sin OTEC
Con OTEC
Unidad
crf ⋅ Cinv
E neta
25.1
28.6
US$/MWh
Operación y
mantención
COM
E neta
11.1
11.1
US$/MWh
Combustible
Ccomb
E neta
40.0
38.6
US$/MWh
TOTAL
LEC
76.2
78.3
US$/MWh
Inversión
7.3.4. Producción de agua
Si en el costo final se incluye también el ingreso asociado a la producción
anual de agua desalinizada en el evaporador flash, I(2)
agua , entonces se puede
hablar de un costo neto C neto igual al costo nivelado (LEC) menos el ingreso
por producción de agua, expresado también por unidad de energía del
sistema. Para evaluar esta contribución se consideró, de acuerdo a los
resultados de la sección 6.2.8, un total de 5,781,213.1 toneladas anuales
(183.32 kg/s), a un precio referencial de agua industrial de 2 US$/m3.
En la Tabla 7.2 se comparan los costos de la central original y los costos de
la central con la planta OTEC, incluyendo esta vez el ingreso por la
producción anual de agua. Éste reduce el costo neto en 1.7 US$/MWh,
acercando el LEC de la central con OTEC al costo original, bajo los
escenarios de costos considerados para la estimación. La central con OTEC
100
es ahora sólo 0.4 US$/MWh mayor. De manera que ante eventuales bajas en
los costos de combustible, la contribución del ingreso por producción de
agua puede jugar un rol determinante en la competitividad de la
implementación del sistema híbrido. De hecho, si C(1)
comb es mayor a 53
US$/MWh la central original sin OTEC exhibe un costo nivelado mayor al
del sistema con planta OTEC, justificando el proyecto.
Tabla 7.2: Costo neto nivelado
Costo
LEC
∑C
i
E neta
Iagua
Producción
de agua
E neta
COSTO
NETO
Cneto
Sin OTEC
Con OTEC
Unidad
76.2
78.3
US$/MWh
0.0
1.7
US$/MWh
76.2
76.6
US$/MWh
7.3.5. Análisis de sensibilidad
En el cálculo del LEC intervienen variables sujetas a variabilidades e
imprecisiones, como es el caso del costo de inversión de la central original
(1)
Cinv
y el costo del combustible C(1)
comb . Además, se espera que en el futuro se
implemente un impuesto a la emisión de CO2, que el informe CADE
proyecta en 12 US$ por tonelada. En la Tabla 7.3 se proponen ocho
(1)
escenarios distintos, donde se combinan variaciones de Cinv
y C(1)
comb , y se
incluye además un eventual impuesto al CO2. El cálculo previo (resumido
en la Tabla 7.2) corresponde al escenario A1-0.
101
Tabla 7.3: Escenarios de costos
Escenario
Inversión de la
central (US$)
Combustible
(US$/MWh)
Impuesto CO2
(US$/ton)
A1-0
1,400,000,000
40
0
A1-C
1,400,000,000
40
12
A2-0
1,400,000,000
60
0
A2-C
1,400,000,000
60
12
B1-0
2,000,000,000
40
0
B1-C
2,000,000,000
40
12
B2-0
2,000,000,000
60
0
B2-C
2,000,000,000
60
12
El costo neto nivelado C neto , definido como el LEC menos el ingreso por la
producción de agua (en el caso OTEC) y más el eventual costo de emitir
CO2, se calculó para cada escenario propuesto, distinguiendo entre la central
sin y con la planta OTEC. Los resultados se comparan en la Tabla 7.4 y en
la Figura 7.1, donde la diferencia ∆C es igual al costo de la central sin la
planta OTEC acoplada menos el de la central con la planta. Cuando ∆C es
mayor a cero la incorporación de la planta OTEC reduciría el costo de la
electricidad, justificando el proyecto.
Tabla 7.4: Costo neto nivelado
Escenario Sin OTEC
Con OTEC
∆C
Unidad
A1-0
76.2
76.6
-0.4
US$/MWh
A1-C
80.4
80.8
-0.4
US$/MWh
A2-0
96.2
95.9
0.3
US$/MWh
A2-C
100.4
100.1
0.3
US$/MWh
B1-0
86.9
87.0
-0.1
US$/MWh
B1-C
91.1
91.1
-0.1
US$/MWh
B2-0
106.9
106.3
0.7
US$/MWh
B2-C
111.1
110.4
0.7
US$/MWh
102
Costo neto (US$/MWh) .
120
100
Sin OTEC
Con OTEC
80
60
40
20
0
A1-0
A1-C
A2-0
A2-C
B1-0
B1-C
B2-0
B2-C
Figura 7.1: Costo neto nivelado
El factor determinante en la decisión de implementación del proyecto OTEC
es el costo del combustible (carbón). Los escenarios A2 y B2 son los que
contemplan un costo alto del carbón y los que con la incorporación de la
planta OTEC tienen finalmente un costo menor al del proyecto original.
103
8. CONCLUSIONES
Las evidencias cada vez más convincentes de un cambio climático en curso y las
señales de una eventual escasez de petróleo y gas natural en las próximas décadas, han
llevado a casi todos los sectores de la sociedad a reflexionar sobre la incapacidad de
continuar con el actual modelo de desarrollo, altamente dependiente de los
combustibles fósiles.
En el sector eléctrico, las tecnologías conocidas como no convencionales aparecen
como una solución atractiva. Sin embargo, aspectos como capacidad, seguridad y
disponibilidad de la energía hacen imposible llevar a cabo una transición rápida y
completa hacia tecnologías emergentes. La evolución hacia un modelo menos
dependiente de la generación fósil y con una matriz más diversificada, debe considerar
la convivencia sustentable con las plantas térmicas, entendiendo esta convivencia como
la introducción de tecnologías que contribuyan a aprovechar mejor el recurso fósil
(mejora de eficiencia) y a reducir los impactos ambientales de la operación. El sistema
propuesto en este estudio responde simultáneamente a estas dos necesidades.
La conversión de energía océano térmica constituye un modo de generar electricidad a
través de un proceso libre de emisiones, utilizando una fuente de energía renovable. El
estado del arte de la tecnología, no obstante, señala que su factibilidad está limitada a
regiones cercanas al Ecuador, donde las temperaturas superficiales del mar son
suficientemente altas para la operación del ciclo. La planta OTEC acoplada a una
central térmica que aquí se propuso, extiende la aplicabilidad de esta tecnología a casi
cualquier región en donde existan descargas térmicas. La aplicación en Chile, tal como
se mostró, confirma cierta factibilidad en zonas de agua fría, un potencial que no había
sido considerado antes.
La planta OTEC diseñada para la Central Punta Alcalde permite aumentar la potencia
neta en un promedio de 27.5 MW, incrementando la eficiencia de la central en 1.27%,
sin alterar el consumo de combustible. Al mismo tiempo, la descarga final del efluente
104
al mar a una temperatura aproximada de 13 ºC reduce de manera sustantiva el impacto
térmico sobre el ecosistema costero.
Si el sistema propuesto se aplicara a efluentes de centrales térmicas en regiones
caribeñas, donde las temperaturas del océano son por sí solas aptas para OTEC, se
conseguirían mayores eficiencias de la planta híbrida y, por consiguiente, mayores
incrementos de eficiencia en la central térmica. De hecho, el modelo desarrollado para
la simulación de la planta admite su aplicación a cualquier central térmica costera, y
ante cualquier escenario de temperaturas.
En las centrales nucleares, por su parte, los flujos de agua de refrigeración por unidad
de energía producida superan en promedio a los de las plantas de carbón. La aplicación
del sistema OTEC entregaría, por lo tanto, mayores incrementos de eficiencia en las
centrales nucleares que en las plantas a carbón. Cuanto mayor es la capacidad de la
central, mayor es la energía residual, y por lo tanto, mayor el potencial de
aprovechamiento mediante el ciclo híbrido.
Para la implementación del sistema se deben tomar en cuenta ciertos elementos de
seguridad. Ésta no debe afectar o gatillar problemas en el funcionamiento de la central
térmica. Es por eso que el diseño debe contemplar la posibilidad de dirigir el efluente
térmico original directamente al mar en caso de problemas en el sistema OTEC, de
modo que una eventual falla en este último no perturbe la operación normal de la
central térmica. Esto es particularmente relevante en el caso nuclear.
El diseño para la Central Punta Alcalde supuso la implementación conjunta de la planta
OTEC y la planta de carbón, pero sin alterar la operación de esta última, según su
diseño original. Por eso, en la evaluación económica se agregó al costo de inversión de
la planta original el del ciclo OTEC, constituyendo un nuevo costo de inversión. No
obstante, y dada la naturaleza independiente del ciclo OTEC, es razonable plantear su
implementación en plantas termo o nucleoeléctricas existentes, sin alteraciones en la
operación básica de la central. En este caso el análisis económico es diferente.
105
La flexibilidad de aplicación, atribuible principalmente a su condición de sistema semiindependiente, es uno de las características destacables de la planta. Su operación se
podría complementar con otras tecnologías emergentes para centrales termoeléctricas,
como es el caso de la captura y secuestro de carbono. Así, en el futuro se podrían
aplicar en conjunto tecnologías de limpieza de gases de combustión, sistemas de
captura de CO2, y aumentos de eficiencia y reducción de impactos térmicos mediante
OTEC, acercando las tecnologías de generación a carbón a un camino sustentable.
Aun cuando la estimación de costos del caso de estudio señaló que la justificación
económica del proyecto está sujeta a ciertas fluctuaciones impredecibles, la decisión de
implementación podría no necesariamente responder al comportamiento del costo de
generación. La señal positiva hacia distintas instituciones y sectores sociales, en
relación a una preocupación por los impactos ambientales, así como su afinidad con
ciertos incentivos y exigencias legales, podrían ser suficiente argumento para tomar en
cuenta un proyecto como éste.
106
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2012)
112
ANEXOS
113
ANEXO A: EFECTO DE LA VARIACIÓN DE ∆TE Y ∆TC EN LA FUNCIÓN Ψ
En la sección 4.2.3 se definió ∆TE como la diferencia entre la temperatura del agua de
mar en su ingreso al evaporador ( T5 ) y la temperatura del fluido refrigerante a la salida
de éste ( T1 ), y se definió ∆TC como la diferencia entre la temperatura del fluido
refrigerante a la salida del condensador ( T3 ) y la temperatura del agua de mar fría al
ingresar a él ( T7 ). En la sección 5.5.3 se estableció como parámetro de diseño que
tanto ∆TE como ∆TC fueran fijos e igual a 3 °C. Dado que T5 y T7 dependen sólo de
las variaciones de la temperatura del océano, al fijar ∆TE y ∆TC , el valor de T1 y T3
queda sujeto también a esa variación. No obstante, estas temperaturas T1 y T3 podrían
no ser las más adecuadas para el desempeño del ciclo Rankine.
Un análisis de sensibilidad de ∆TE y ∆TC fue llevado a cabo para el diseño final de 25
MW de potencia base, con la intención de determinar el efecto de la variación de dicha
restricción en el valor de la función ψ . En otras palabras, se quiso comprobar si un
cambio en el valor fijado para ∆TE y ∆TC (por separado) podría ofrecer un desempeño
de la planta incluso mejor al óptimo descrito en la sección 6.2.8.
La Figura A.1 muestra el impacto de la variación de ∆TE en el valor de ψ para el
diseño de 25 MW de potencia base para el mes de agosto, manteniendo el valor del
resto de los parámetros según lo establecido en la Tabla 5.3. El valor mínimo de ψ es
3.12 US$/W y se alcanza con ∆TE en el rango de 0.5 a 1 °C. Con el valor de ∆TE igual
a 3 °C usado en la sección 6.2.8 se obtiene un ψ de 3.40 US$/W, esto es, unos 0.28
US$/W por sobre el mínimo.
114
5.0
ψ
US$/W
4.0
3.0
2.0
1.0
0.0
0
1
2
3
4
5
∆TE (°C)
Figura A.1: Efecto de
∆TE en el valor de ψ
La Figura A.2 muestra ahora el impacto de ∆TC en el valor de ψ en equivalentes
condiciones a las de la variación de ∆TE , es decir, manteniendo el resto de los
parámetros establecidos en la Tabla 5.3. Esta vez el rango en que ∆TC puede variar es
pequeño, debido a limitaciones termodinámicas. En efecto, si la diferencia de
temperatura es menor a 3 °C el modelo arroja que T2 tendría que ser menor a T8 , lo
cual no es posible. Igualmente, si ∆TC es mayor a 5 °C el modelo arroja que T4 sería
mayor a T6 , que tampoco es posible. El mínimo valor de ψ es 3.14 US$/W y se
obtiene con ∆TC igual a 4 °C. Recordando que con el valor de ∆TC igual a 3 °C usado
en la sección 6.2.8 se consigue un valor de ψ igual a 3.40 US$/W, éste se encuentra
unos 0.26 US$/W por sobre el óptimo.
115
5.0
ψ
US$/W
4.0
3.0
2.0
1.0
0.0
0
1
2
3
∆TC (°C)
Figura A.2: Efecto de
4
5
6
∆TE en el valor de ψ
En resumen, el diseño final de 25 MW de potencia base presentado en la sección 6.2.8
puede ser mejorado si se ajustan los valores de ∆TE y ∆TC a los valores óptimos
ilustrados en las Figuras A.1 y A.2. Sin embargo, la reducción que dicho cambio
conlleva en el valor de ψ es pequeña si se compara con las variaciones asociadas a
otras variables ya optimizadas. Podría ser de interés para futuros estudios incluir la
optimización de ∆TE y ∆TC . No obstante, dado lo poco significativo del impacto, es de
esperar que aspectos determinantes del diseño, tales como las profundidades de
captación y de retorno, y la potencia base del sistema, no cambien respecto al diseño
finalmente escogido, razón por la cual este análisis no fue incluido en la optimización
de la planta.
116
ANEXO B: EFECTO DE LA VARIACIÓN DE VF EN LA FUNCIÓN Ψ
Para el diseño de la planta, se establecieron en la sección 5.5.3 los parámetros comunes
a todos los sistemas simulados. La velocidad en el ducto de agua de mar fría VF fue
fijada en 1.9 m/s, para cumplir los criterios establecidos en la sección 4.3.8, que limitan
la velocidad al interior de ductos con el propósito de evitar efectos indeseados tales
como ruido, golpe de ariete, cavitación, erosión y excesivas pérdidas de carga por
fricción.
Un enfoque alternativo podría tolerar la existencia de efectos indeseados en el ducto,
con tal de que el desempeño de la planta, medido por la función ψ, sea mejor. Un
análisis del impacto de la variación de la velocidad VF en el valor de ψ se realizó para
el diseño de 25 MW de potencia base propuesto en la sección 6.2.8. El resultado se
muestra en la Figura B.1.
7.0
6.0
US$/W
5.0
ψ
4.0
3.0
2.0
1.0
0.0
0.0
1.0
2.0
3.0
VF (m/s)
Figura B.1: Efecto de
VF en el valor de ψ
4.0
5.0
117
El mínimo valor de ψ es igual a 2.22 US$/W y se alcanza con una velocidad VF de
3.4 m/s. En el diseño descrito en la sección 6.2.8, bajo el criterio de velocidad fija en
1.9 m/s, se obtuvo un valor de ψ igual a 2.72 US$/W, esto es, unos 0.5 US$/W por
sobre el óptimo (desconociendo limitaciones a la velocidad).
Si la planta se vuelve a diseñar considerando ahora la velocidad óptima de 3.4 m/s en el
ducto de agua fría, se obtienen los resultados resumidos en la Tabla B.1.
Tabla B.1: Resultados para el diseño modificado de la planta de 25 MW
Parámetro
Símbolo
Valor
Unidad
PG,base
25.0
MW
PG
30.6
MW
Pneta
23.6
MW
z
600
m
100
m
Flujo másico de refrigerante (amoníaco)
z'
ɺR
m
661.5
kg s −1
Flujo másico de agua de mar caliente
ɺC
m
26265.6
kg s −1
Flujo másico de agua de mar fría
ɺF
m
73400
kg s −1
Temperatura en evaporador flash (constante)
TEF
13.02
ºC
4.16
ºC
Diferencia de presión en bomba del refrigerante
∆T s,EF
∆p BR
321.18
kPa
Diferencia de presión en bomba de agua fría
∆p BF
66.44
kPa
Diferencia de presión en bomba de agua caliente
∆p BC
8.23
kPa
Largo total del ducto de agua fría
LF
8815
m
Diámetro interno del ducto de agua fría
Di,F
5.17
m
Espesor del ducto de agua fría
tF
0.033
m
Volumen total del evaporador
VE
297.7
m3
Volumen total del condensador
VC
1152.1
m3
Eficiencia promedio de la planta
ηp
2.88
%
Flujo promedio de agua desalinizada
ɺD
m
15840
ton día
Potencia base en el generador (agosto)
Potencia promedio anual en el generador
Potencia neta promedio anual
Profundidad de captación del flujo frío
Profundidad de retorno del flujo frío
Sobrecalentamiento promedio evaporador flash
118
La Figura B.2 muestra la variación anual de la potencia eléctrica generada y el
consumo de las bombas. La principal diferencia con el diseño de la sección 6.2.8 es el
aumento de la potencia de bombeo desde 3.11 a 7.04 MW, atribuible al incremento
sustantivo de la diferencia de presión de la bomba de agua fría, causado sólo por el
aumento de la velocidad VF . El resultado es una disminución de la potencia neta desde
27.51 a 23.6 MW. Por la misma razón, la eficiencia promedio de la planta baja de 3.35
a 2.88%.
Potencia eléctrica (MWe) .
40
Consumo bombas
35
Potencia neta
30
25
20
15
10
5
0
Ene Feb Mar Abr May Jun Jul Ago Sep Oct Nov Dic
Figura B.2: Distribución anual de
PG para el diseño final de 25 MW
El costo del ducto de agua fría C II es de 28,600,000 US$, que constituye una reducción
importante respecto al diseño de la sección 6.2.8 (igual a 51,200,000 US$). Esto se
traduce en una reducción del costo de inversión de la planta OTEC desde 258,423,200
US$ a 235,823,200 US$. Sin embargo, al considerar el sistema completo, esto es, la
central a carbón más la planta OTEC, el incremento de potencia aportado por esta
última es menor, debido al aumento de la potencia de la bomba de agua fría. El costo
de inversión del sistema se reduce de 28.6 a 28.4 US$/MWh. El costo del combustible,
sin embargo, aumenta de 38.6 a 38.8 US$/MWh (debido a la reducción de la potencia
aportada por la unidad OTEC), lo cual se traduce finalmente en un costo nivelado de la
119
electricidad de 76.6 US$/MWh (incluyendo la producción de agua), prácticamente
igual al de la planta de la sección 6.2.8.
En síntesis, al introducir el cambio de la velocidad en el ducto de agua fría VF desde
1.9 a 3.4 m/s, se consigue una reducción en la función ψ , que representa una
disminución en el costo de implementación por unidad de potencia neta generada. Sin
embargo, este cambio aumenta la potencia de la bomba de agua fría, reduciendo el
aporte neto de potencia de la planta OTEC a la central a carbón. La reducción en el
costo de inversión del sistema completo es compensada por el aumento del costo de
combustible (por unidad de potencia), resultando en un costo neto nivelado final igual
al considerado en el diseño de la sección 6.2.8. Por lo tanto, bajo el escenario de costos
considerado, el aumento de la velocidad VF no se justifica.