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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 BIBLIOGRAFÍA Ahn, Y.H., Shanmugam, P., Lee, J.H., Kang, Y.Q. (2006). Application of satellite infrared data for mapping of thermal plume contamination in coastal ecosystem of Korea. Marine Environmental Research, 61, 186-201. American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers, Inc. (2009). 2009 ASHRAE Handbook - Fundamentals (SI Edition). Argo, Global Marine Atlas, Version 1.1.4. Avery, W., Wu, C. (1994). Renewable Energy from the Ocean - A Guide to OTEC. Oxford University Press. Oxford. Bai, O., Nakamura, M., Ikegami, Y., Uehara, H. (2002). Simulation and Evaluation of Transient Performance of Ocean Thermal Energy Conversion Plant with Working Fluid of Binary Mixtures. 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Thermal Power Plant Efficiency Enhancement with Ocean Thermal Energy Conversion. (Recibido por la revista Applied Thermal Engineering el 13 de marzo de 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.