Analisis de comportamiento de Turbina de Gas.pdf

Universidad Politécnica de Madrid
Escuela Técnica Superior de Ingenieros Industriales
ANÁLISIS DEL
COMPORTAMIENTO DE UNA
TURBINA DE GAS
Trabajo presentado por Gonzalo Sánchez Morell
para obtener el grado en Tecnologı́as Industriales
Julio 2016
Tutores:
Javier Rodrı́guez Martı́n
Susana Sánchez Orgaz
Departamento de Ingenierı́a Energética

Agradecimientos
Este trabajo no habrı́a sido posible sin la ayuda de mis padres que me han dado siem-
pre su apoyo tanto moral como económico para que estudie y me forme pudiendo en un
futuro tener un trabajo que me permita tener una vida independiente, que me reporte
satisfacción y me permita tener un nivel de vida digno.
Quiero agradecer al Instituto Veritas los años donde pasé mi etapa escolar y donde
descubrı́ mi vocación por esta carrera. A todos los profesores que me acompañaron du-
rante esos maravillosos años y se esforzaron en formarme tanto intelectualmente como
personalmente. Con especial cariño agradezco la atención y el cariño que me dedicó mi
profesora de primaria Regina cuando pasé por unos malos años.
También a mis profesores de la Escuela Técnica Superior de Ingenieros Industriales de
Madrid por la valiosı́sima formación que me han dado y su profesionalidad. Especialmente
a Javier Rodrı́guez Martı́n y a Susana Sánchez Orgaz que me propusieron este trabajo tan
interesante, me han guiado durante su elaboración y me han dedicado su tiempo siempre
que lo he necesitado.
Finalmente quiero dedicarle este trabajo a mis abuelos por lo importantes que han sido
en mi vida. Especialmente a Orencio y Esther, espero que desde el cielo estéis orgullosos
de mı́.
2

Resumen ejecutivo
El modelo energético actual es el principal causante del cambio climático. La subida
de la temperatura media del planeta, la mayor frecuencia de catástrofes naturales y la es-
casez de recursos son un problema que la sociedad tiene que combatir. Hoy en dı́a más del
80 % de la energı́a primaria que se consume proviene de combustibles fósiles que son los
principales causantes de estos fenómenos. La solución es hacer una transición energética
desde el modelo actual a uno basado en energı́as limpias o renovables.
Dentro de estas energı́as limpias la energı́a solar es la que ofrece mayor disponibilidad
y abundancia. Por ello se han desarrollado diversas tecnologı́as para su aprovechamiento
como las células fotovoltáicas o las centrales térmicas solares. Los paı́ses del sur de Europa
como España, Italia o Grecia reciben altas cantidades de irradiación solar cada año que
no están siendo aprovechadas.
La transición energética que hay que llevar a cabo necesita tecnologı́as que permitan
generar energı́a de manera sostenible pero que además sean capaces de producir suficiente
cantidad para satisfacer la demanda. En este contexto las centrales térmicas solares hı́bri-
das son buenas candidatas. Estas centrales combinan un sistema solar como puede ser
una torre central o colectores cilindroparabólicos con un recurso fósil. Esta combinación
permite producir grandes cantidades de energı́a con altos rendimientos de conversión de
energı́a solar a eléctrica.
En la actualidad ya hay plantas de este tipo funcionando en el mundo dentro de las
cuales se destaca la planta Solugas, propiedad de Abengoa y ubicada en Sevilla, que utili-
za como sistema solar una torre central. Recientemente se ha publicado un artı́culo en la
revista “Energy Conversion and Management”, [1], en el que el Departamento de Fı́sica
Aplicada de la Universidad de Salamanca ha elaborado un modelo teórico de una posible
modificación de esta planta para poder estudiar el comportamiento de la misma. Este mo-
delo se ha implementado en dicho artı́culo para una serie de condiciones de operación. En
este trabajo se ha validado el modelo teórico desarrollado en el artı́culo y se ha ampliado
el estudio realizado sobre el comportamiento de esta planta en diferentes condiciones.
3

4
La planta Solugas real funciona realizando un ciclo Brayton abierto hibridado con la
torre solar mencionada y la modificación consiste en cerrar el ciclo que realiza la planta
incluyendo un regenerador. El objetivo de esta modificación es mejorar el rendimiento de
esta planta y disminuir el consumo de combustible de la misma.
Para la realización de este trabajo se ha creado un modelo de la planta modificada en
un programa de simulación profesional que es Thermoflex, figura 1. Para poder compa-
rar y validar el modelo teórico propuesto en [1] al desarrollar el modelo en Thermoflex
se han utilizado los mismos datos que se utilizan en dicho artı́culo. Por la complejidad
del programa, se han tenido que calcular y deducir datos extra requeridos por el mismo
para poder diseñar los elementos del modelo. Todos estos cálculos ası́ como las hipótesis
realizadas en ellos se explican en el trabajo.
Figura 1: Esquema del modelo de la planta en Thermoflex
Una vez desarrollado el modelo en Thermoflex, se ha implementado para las mismas
condiciones ambiente que el teórico y se han comparado los resultados obtenidos. Esta
comparación puede apreciarse en la tabla 1. Además de las condiciones que se han imple-
mentado en dicho artı́culo, este modelo se ha implementado para una serie de situaciones
adicionales que pueden darse frecuentemente durante la operación. Los resultados de estas

5
simulaciones se muestran en la tabla 2.
Artı́culo Simulación Diferencia en %
T1 21 31,07 47,95
T2 317 362,3 14,29
Tx 549 556,3 1,33
Tx0 754 801,42 6,29
T3 1149 1149 0
T4 617 611,4 0,91
Ty 384 419,5 9,24
Potencia térmica total aportada al ciclo (MWth) 12,798 12,395 3,25
Potencia térmica aportada por la torre (MWth) 5,011 5 0,22
Potencia térmica aportada por la cámara (MWth) 7,787 7,395 5,3
Potencia eléctrica generada (kWe) 4647 5081 9,34
“Solar share” o factor solar 0,341 0,403 18,18
Consumo de combustible (kg/s) 0,172 0,163 5,52
ηH 0,393 0,417 6,11
ηS 0,698 0,797 14,18
η 0,3 0,328 9,33
Tabla 1: Tabla comparativa de los resultados obtenidos en la simulación y en el artı́culo
para el caso de condiciones nominales (las temperaturas están en 0
C).
Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6
QHS 5000 0 1744,5 2325 2906,8 3488 4069
QHC 7395 12396 10651 10069 9488 8907 8325
f 0,4033885 0 0,140737 0,187591 0,234518 0,281404 0,328304
ṁf (kg/s) 0,163338 0,273798 0,235255 0,2224 0,209567 0,196734 0,183879
WTurbina 11295 11297 11297 11296 11296 11296 11296
WCompresor 6129 6128 6128 6128 6128 6129 6128
ηH 0,416781 0,416989 0,417006 0,416976 0,416949 0,416862 0,416976
ηS 0,7972956 0 0,741804 0,741485 0,741625 0,741591 0,74153
η 0,3282101 0,416989 0,366461 0,356311 0,346748 0,337618 0,3377
Tabla 2: Resultados obtenidos en las simulaciones (Trabajos y calores en kW).
Al comparar los resultados de ambos modelos, tabla 1, las dos principales causas de
diferencias han sido los distintos diseños de la torre solar, turbina y compresor. Los dife-
rentes diseños de la torre han afectado al rendimiento y al aporte de potencia térmica al

6
ciclo por parte de este elemento que a su vez ha afectado al consumo de combustible. Los
rendimientos que se han obtenido con Thermoflex son mejores y tanto el aporte de poten-
cia térmica como el consumo de combustible han sido menores. Los diferentes resultados
de rendimiento de la torre solar han significado obtener también distintos rendimientos
globales de la planta. Por otro lado, la diferencia de diseños de turbina y compresor ha
resultado en una diferencia en la potencia eléctrica generada.
La causa de estas diferencias de diseño ha sido, en el caso de la torre solar, que Ther-
moflex tiene más parámetros en cuenta que el artı́culo a la hora de diseñar este elemento.
Esto hace que el diseño de Thermoflex sea más próximo al real. En el caso de la turbi-
na y del compresor, la principal causa son las hipótesis realizadas para el cálculo de los
parámetros que necesita el programa para su diseño a través de los datos proporcionados
por el artı́culo. Se propone, por tanto, como mejora del modelo teórico un diseño más
preciso de la torre solar y como mejora del modelo de este trabajo un cálculo más preciso
de los parámetros de turbina y compresor requeridos por Thermoflex.
Los resultados de las demás simulaciones muestran el alto rendimiento de la planta,
que toma un valor del 35 % en promedio, en comparación con otros sistemas puramente
solares. El consumo de combustible que tiene también es menor en relación con otras
tecnologı́as solares para un nivel de generación comercial como son 5,081 MW eléctricos.
Este consumo permite reducir las emisiones de CO2, en caso de operación en condiciones
nominales, hasta un 10 % respecto a una planta semejante sin hibridación solar. A pesar
de no ser una gran reducción, al ser estas plantas una solución a medio plazo hasta con-
seguir un sistema energético 100 % renovable, es una caracterı́stica positiva.

Índice general
1. Introducción y objetivos 9
2. Descripción de la planta 20
2.1. Ciclo Brayton abierto de la planta Solugas . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21
2.2. Torre solar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23
3. Metodologı́a 25
3.1. Introducción . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 25
3.2. Modelo termodinámico de la planta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26
3.3. Modelo de la planta en Thermoflex. Hipótesis y cálculos intermedios . . . . 34
4. Resultados y discusión 45
4.1. Comparación de los resultados del artı́culo con los de Thermoflex . . . . . 47
4.1.1. Propiedades de la corriente y temperaturas en los puntos del ciclo. . 50
4.1.2. Potencia generada y flujos de calor en la planta. . . . . . . . . . . . 53
4.1.3. Otros parámetros. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57
4.2. Estudio de las diferentes condiciones de funcionamiento . . . . . . . . . . . 59
4.2.1. Propiedades de la corriente y temperaturas en los puntos del ciclo. . 59
4.2.2. Potencia generada y flujos de calor en la planta. . . . . . . . . . . . 62
4.2.3. Otros parámetros. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 64
5. Planificación temporal y presupuesto 67
5.1. Planificación temporal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67
5.2. Presupuesto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 71
6. Valoración del impacto del trabajo en el ámbito medioambiental, social
y económico 73
7. Conclusiones 76
8. Nomenclatura 79
Bibliografı́a 81
7

Índice general 8
9. Apéndice 90

Capı́tulo 1
Introducción y objetivos
Introducción
La demanda mundial de energı́a está aumentando y seguirá haciéndolo a medida que
la población mundial aumente y los paı́ses se vayan desarrollando. Este fenómeno trae
consigo un aumento del precio de los combustibles [2] que han sido hasta ahora fósiles.
Éstos son los principales causantes de las emisiones de CO2 que están siendo responsables
de fenómenos como el aumento de la temperatura media de la Tierra, la mayor frecuen-
cia de desastres naturales y la escasez de agua y hambre en algunas partes del planeta
[3–5]. Por todos estos problemas se espera que la fracción de la potencia generada con
energı́as renovables y posiblemente nuclear aumente en un futuro cercano [6]. Esto está
favoreciendo el desarrollo de nuevas tecnologı́as que sean eficientes y capaces de satisfacer
la demanda utilizando estas energı́as renovables.
La luz solar, el recurso energético disponible más abundante, proporciona a la Tierra
más energı́a en una hora de la que se consume en un año. A pesar de esto, la generación de
electricidad con energı́a solar solamente representa un 10 % dentro de la generación mun-
dial con energı́as renovables y un 2 % de la generación mundial total [7]. Sin embargo, en
este contexto la energı́a solar está cobrando cada vez un mayor protagonismo siendo una
buena alternativa sostenible a la generación tradicional con combustibles fósiles debido a
su potencial [8–11] y disponibilidad. Además permite reducir las emisiones de CO2 lo cual
está dentro de los objetivos del nuevo acuerdo energético internacional [2] al combatir los
efectos mencionados del cambio climático. Todo lo comentado se aprecia en la figura 1.1.
Hoy en dı́a hay dos tecnologı́as destacables que permiten generar electricidad a través
de la radiación solar. Una es la fotovoltaica, que convierte la radiación solar directamente
en electricidad a través de células solares de silicio, y la otra es la que utilizan las plantas
solares térmicas.
9

Capı́tulo 1. Introducción y objetivos 10
Combustibles
fósiles
CO2
Cambio
climático
Incremento de
la población
Aumento de la
demanda de
energía
Aumento del
coste de la energía
Solución:
Utilizar un recurso energético limpio y
barato
CSP
ENERGÍAS
RENOVABLES
- Aumento de la
temperatura media
de la Tierra
- Escasez de agua y
alimentos
- Catástrofes
naturales
- Guerras
Solución
Una buena
candidata
Figura 1.1: La energı́a solar ofrece una solución para los problemas mundiales en las
décadas venideras (las siglas CSP corresponden a las siglas en inglés de Energı́a Solar de
Concentración).
La principal ventaja de la tecnologı́a fotovoltaica es que puede instalarse tanto a pe-
queña escala en lugares remotos como a larga a escala para generación a nivel comercial.
Además, los paneles tienen largos periodos de vida y la tecnologı́a que usan es sencilla,
ası́ como su montaje y mantenimiento. En cuanto a la generación de electricidad a larga
escala, el coste de inversión de las instalaciones fotovoltaicas ha bajado en los últimos
años aunque todavı́a es demasiado elevado comparado con los métodos tradicionales [12].
Por otro lado, las plantas solares térmicas funcionan generando calor al concentrar
radiación solar en un receptor. Este receptor aporta el calor a un ciclo termodinámico
que lo transforma en potencia mecánica que es a su vez convertida en eléctrica con un
alternador. Normalmente estas plantas se componen de tres partes principales: un campo
colector de radiación, un receptor de la radiación concentrada por este campo y un sistema
de conversión de energı́a. También existen plantas hı́bridas con sistemas que funcionan en
paralelo con estas o que funcionan con sistemas de almacenamiento de energı́a. La figura
1.2 muestra un esquema del funcionamiento de estas plantas.
Existen varios tipos de tecnologı́a termosolar de concentración, [13, 14], dentro de las
que destacan dos que tienen uso a nivel comercial: la tecnologı́a cilindroparabólica y las
torres solares (Figura 1.3). Ambas dos se basan en el uso colectores de radiación que pue-
den ser fijos u orientables según el sol y que utilizan elementos ópticos para concentrar

Campo de
colectores
solares
Transmisión
de la
radiación
Receptor
solar
Transmisión
al fluido
Sistema de
conversión
de energía
Sistema de
almacenamiento
Sistema de
almacenamiento
Figura 1.2: Esquema de las plantas térmicas solares.
las largas cantidades de radiación que reciben sobre una pequeña área receptora. En este
elemento receptor es donde se transfiere el calor al ciclo. Los colectores orientables siguen
al sol durante el dı́a para mantener el máximo flujo solar enfocado sobre el área objetivo.
Esto supone un mayor aprovechamiento de la radiación solar que en el caso de los fijos
y por ello, son más utilizados. Un interesante repaso sobre los métodos y principios de
seguimiento del sol se presenta en la referencia [15].
Comparando una tecnologı́a con otra, los concentradores cilindroparabólicos están más
desarollados y más implementados en el mundo [16]. Sin embargo, las torres solares se han
estado desarrollando y construyendo en los últimos años a un ritmo muy acelerado. Tanto
es ası́ que en 2014 la capacidad de producción de potencia eléctrica de las nuevas plantas
con torre solar construidas igualó a la respectiva de los concentradores cilindroparabóli-
cos según la referencia [7]. Esto se debe principalmente a que las torres solares permiten
alcanzar temperaturas más altas en el receptor solar. Esta mayor temperatura permite
la conversión de la energı́a solar a eléctrica de manera más eficiente que con colectores
cilindroparabólicos. La figura 1.4 muestra un gráfico donde se aprecia la variación de la
eficiencia del sistema con la temperatura que se alcanza en el receptor solar para distintos
niveles de concentración. En él se aprecian eficiencias óptimas a partir de temperaturas
de 1200K en el receptor pudiéndose dar para temperaturas mayores a 2000K si se au-
menta el nivel de concentración. Entonces, como para el mismo nivel de concentración las
torres solares obtienen una temperatura más alta y cercana a la óptima que los colectores
cilindroparabólicos, si se observa el gráfico presentado, queda clara su mayor eficiencia.

Cubierta
de cristal
Detalles del receptor
Mecanismo
de seguimiento
del sol
Tubo
receptor
Rayos de sol
Parábola Receptor
Rayos de sol
Receptor
Rayos de sol
Torre
Heliostatos
Figura 1.3: Esquema de la tecnologı́a de concentradores cilindroparabólicos (arriba) y de
torre solar (abajo)
Además las plantas solares térmicas con tecnologı́a de torre ofrecen ventajas en temas
de construcción ya tienen una menor necesidad de aplanar el terreno que las cilindropa-
rabólicas, pudiéndose construir en laderas o terrenos no del todo planos.
Figura 1.4: Variación de la eficiencia de una planta térmica solar con la temperatura a
distintos niveles de concentración [17].
Algunos estudios realizados sobre estas plantas térmicas solares con torre son [18–20].

Figura 1.5: Esquema de una turbina de gas hı́brida con torre solar en ciclo abierto.
En la página web de CSP World [21] se pueden apreciar las plantas construidas en el mun-
do que usan esta tecnologı́a ası́ como la empresa a la que pertenecen, su estado operativo
y la potencia que generan.
Centrándonos ahora en las aplicaciones de estas tecnologı́as, las centrales térmicas
solares con mayor potencial y que más están siendo estudiadas y desarrolladas son en las
que el sistema de conversión de energı́a es un ciclo Brayton o un ciclo combinado. En
estas aplicaciones la torre o el colector cilindroparabólico actúan como fuente de calor en
serie con la cámara de combustión cuando las condiciones solares lo permiten, funcionan-
do solamente la cámara de combustión cuando no. De esta manera se tienen turbinas de
gas y ciclos combinados hı́bridos. Estos nuevos tipos de centrales usan la energı́a térmica
que proporciona la tecnologı́a de concentración a través de su elemento receptor para
calentar aire a presión antes de entrar a la cámara de combustión del ciclo Brayton (Fi-
guras 1.5 y 1.6). Con esto se consigue transformar la energı́a solar en electricidad con el
alto rendimiento térmico de los modernos ciclos de turbina de gas o ciclos combinados. La
cámara de combustión se adapta para este tipo de operación hı́brida [12, 22–24] y aporta
la diferencia de temperaturas entre la salida del receptor solar (800-10000
C en condiciones
de diseño según [12]) y la temperatura de entrada a la turbina (900-13000
C dependiendo
de la turbina) consiguiendo ası́ una producción de potencia constante e independiente de
las condiciones solares. Algunas plantas hı́bridas con colectores cilindroparabólicos son
las SEGS en California [25] con potencias entre 30 y 80 MWe, las PAESI [26, 27] y las

Figura 1.6: Esquema de planta de ciclo combinado hı́brida con torre solar en ciclo abierto.
ISSCS-Nevada [28] en USA. Utilizando torre solar destacan las de Coalinga en Califor-
nia, USA, con una potencia de 29 MW [21] y Solugas en Sevilla, España, con 4.6 MW [29].
Las turbinas de gas y ciclos combinados hı́bridos ofrecen el potencial mencionado de
convertir energı́a solar en electricidad con altos rendimientos presentando un menor precio
de generación de electricidad que las demás tecnologı́as solares [30]. Esto es especialmente
ventajoso para altas irradiaciones solares ya que en esas situaciones se obtienen mayores
temperaturas en el receptor y el rendimiento de la conversión de energı́a es mayor. Si
se comparan estas plantas hı́bridas con sistemas puramente solares las ventajas de las
primeras son varias. Para empezar la construcción de este tipo de plantas no requiere una
gran inversión adicional a la realizada para construir las plantas de turbina de gas que ya
están muy desarrolladas y optimizadas tanto en tecnologı́a como en coste [31]. Además
estas plantas permiten producir una potencia constante independiente de las condiciones
solares lo cual es ventajoso una vez dentro del mercado eléctrico. Finalmente, hasta que
no haya tecnologı́as de almacenamiento térmico de bajo coste para las plantas térmicas
solares no hı́bridas, su funcionamiento requiere tener en paralelo un sistema convencional
para compensar la potencia fluctuante que se genera con la energı́a solar. Esto supone una
desventaja económica frente a las plantas hı́bridas que, al estar diseñadas para operar en
modo hı́brido, utilizan el recurso de apoyo de manera más eficiente.
Profundizando más en las plantas térmicas solares con teconologı́a de torre se puede
decir que el componente clave de las mismas es el receptor solar. Este elemento recibe la
radiación concentrada por el campo de heliostatos y conecta la torre a la planta trans-

mitiendo el calor al fluido de trabajo. Se han estudiado diferentes configuraciones de este
elemento en la literatura [32] y se está empleando un gran esfuerzo en diseñarlos. Su evo-
lución y desarrollo principal se ha dado en los últimos 20 años y, a pesar de que se han
alcanzado en algunos prototipos temperaturas de salida de 12000
C a presiones de 20 bar
[33], se necesita trabajar más en ellos para poder comercializar este tipo de centrales. Otro
ejemplo de prototipo es el que se presenta en [34], un receptor presurizado que opera a
30 bar, con temperaturas de salida de hasta 13000
C. Como se puede observar, la tempe-
ratura de salida del aire presurizado es una caracterı́stica importante de estos elementos
y por ello se han realizado también estudios para una optimización de la misma y de la
densidad del campo de heliostatos. Esta optimización permite maximizar el rendimiento
de las torres solares para poder aplicarlas en plantas de turbinas de gas reales. Entre estos
estudios destaca [35] en el que se optimiza la temperatura de salida y la densidad del
campo de heliostatos de manera que se maximice el rendimiento de la torre solar y del
ciclo de potencia simulatáneamente.
Enfocados ya en la maximización del rendimiento y optimización de costes de las tur-
binas de gas hı́bridas se han llevado a cabo más estudios. En [12] se estudian tres plantas
prototipo (Heron H1, Solar Mercury 50 y PGT 10) mostrando plantas con distintos niveles
de potencia al generar 1,4 MW, 4,2 MW y 11,1 MW respectivamente. En él se estiman
unos rendimientos medios anuales de conversión de energı́a solar a eléctrica del 38,17 %
que está entre los valores más altos de las tecnologı́as solares que producen electricidad
y se calcula un coste de generación de electricidad de 10 cent($)/kWh para una potencia
generada de 16,4 MW. Este coste es competitivo para producción con energı́a solar si
tenemos en cuenta que según [12] el coste del kWh generado con paneles fotovoltáicos es
de 10 cent($)/kWh y el de plantas térmicas solares no hı́bridas es de 16-19 cent($)/kWh.
Los estudios sobre el rendimiento normalmente prestan más atención al rendimiento de la
parte solar de la planta ya que es más dificil de modelar y estudian el campo de heliostatos
y el receptor mencionados. El fin suele ser estimar la ‘matriz de rendimiento del campo de
heliostatos’ para un campo de heliostatos y una ubicación geográfica determinados. Esta
matriz expresa el rendimiento óptico del campo de heliostatos en función de la posición
solar, determinada por los ángulos de elevación y azimut. Un ejemplo de esta matriz se
puede ver en la figura 1.7. Con ella se pueden elaborar modelos informáticos para ana-
lizar el rendimiento global de la planta. Artı́culos como [36–38] muestran cómo diseñar
y analizar el comportamiento del campo de heliostatos y en [39] se hacen predicciones
anuales del rendimiento del ciclo termodinámico considerando las condiciones solares y
de temperatura ambiente cambiantes. La unión del modelo del campo de heliostatos y el
del sistema de conversión de energı́a se hace con la ‘matriz de rendimiento del campo de
heliostatos’ comentada.

Figura 1.7: Ejemplo de matriz de rendimiento del campo de heliostatos.
Por otro lado, los estudios económicos como [12, 40] muestran que los costes de pro-
ducción eléctrica de las plantas térmicas solares hı́bridas son más altos que los de las
plantas convencionales que funcionan con combustibles fósiles. Sin embargo, estas plantas
siguen siendo interesantes y están cobrando cada vez mayor importancia. Esto se debe,
primero, al aumento progresivo del precio de estos combustibles ya que permiten reducir
su consumo utilizando un recurso gratis como es la radiación solar. Segundo, a que este
recurso es limpio y por ello estas plantas permiten reducir las emisiones de CO2. Esta
caracterı́stica se desea que la tengan las nuevas tecnologı́as de generación electricidad
para frenar el cambio climático. Por último su importancia se debe a que, al ser una
tecnologı́a relativamente reciente, sus costes tenderán a bajar a medida que se desarrolle
permitiendo una entrada más fácil en el mercado eléctrico. Por ello, debido al riesgo que
supone implementar nuevas tecnologı́as, las primeras plantas que se han construido y que
se construirán son para aplicaciones a pequeña escala (< 10MW). Un ejemplo de estas
primeras plantas que se van a ir construyendo es el que se presenta en la referencia [41],
una microturbina solar que puede funcionar generando electricidad, cediendo calor como
calentador de agua y absorbiendo calor como refrigerador. Los resultados tras un análisis
económico muestran su clara viabilidad en zonas con buena irradiación solar y demanda
de tanto electricidad como de agua caliente y/o refrigeración.
Volviendo a hablar sobre la tecnologı́a de las turbinas de gas hı́bridas, en las figuras 1.5
y 1.6 se muestra una configuración de planta en ciclo abierto como la que usan las turbinas
de gas tradicionales. Además de este tipo de plantas también se están estudiando la que
funcionan en ciclo cerrado por sus numerosas ventajas [1]. Los ciclos cerrados empezaron
a recibir más atención a medida que fueron surgiendo nuevas fuentes de energı́a térmica
como la solar de concentración descrita, los reactores nucleares de última generación y

Figura 1.8: Clasificación general de los tipos de turbinas de gas en función del tipo de
ciclo, fuente de calor y fluidos de trabajo que pueden emplear [6].
los SMRs (Reactores Nucleares Pequeños y Modulares) que daban lugar a temperaturas
más altas de operación. Estas altas temperaturas no se aprovechan en los ciclos abiertos
ya que el fluido de trabajo se libera a la atmósfera a la salida de la turbina. En el caso de
los reactores nucleares y de la tecnologı́a de concentración mencionados, esto supone des-
aprovechar gran parte de la energı́a generada e implica un mayor consumo de combustible
para generar una cierta cantidad de energı́a. Además, las limitaciones de los materiales
para soportar altas temperaturas, la poca experiencia en turbomáquinas térmicas y la
no existencia de intercambiadores de calor apropiados no permitieron el desarrollo de los
ciclos cerrados en el pasado.
Hoy en dı́a estas limitaciones pasadas ya no lo son y se han desarrollado muchos tipos
de turbinas de gas aprovechando estas nuevas fuentes de energı́a térmica. En la figura 1.8
se muestra una clasificación en función del tipo de ciclo que realizan, y en función del
fluido de trabajo y de la fuente de calor para las turbinas de ciclo cerrado. Las ventajas
de este último tipo de turbinas de gas, que incluyen a las turbinas solares comentadas, se
han resaltado por muchos autores [6, 42–44], destacando:
Las turbinas de gas de ciclo cerrado pueden obtener mejores rendimientos por el uso
de regenerador que los ciclos abiertos y los de vapor a alta temperatura.
Las altas temperaturas de operación que obtienen permiten usar componentes más
compactos en comparación con otros ciclos como el de vapor. Esto resulta en un
menor tamaño y en el consiguiente menor coste de la planta.

Permiten utilizar fuentes de energı́a alternativas al gas natural como la solar, la
biomasa o la nuclear.
Pueden utilizar fluidos de trabajo con mejores propiedades que el aire, que es el que
usan las turbinas de gas en ciclo abierto.
A pesar de estas ventajas, la mayor parte de las turbinas de gas hı́bridas que hay
construidas funcionan en ciclo abierto mientras que las de ciclo cerrado están siendo es-
tudiadas como alternativa y están empezando a implementarse. Un interesante ejemplo
de este tipo de estudios se muestra en la referencia [1], donde se estudia la modificación
de una planta existente que funciona en ciclo abierto para pasar a ciclo cerrado.
Objetivos
Una vez en contexto sobre las turbinas de gas hı́bridas solares se va a introducir el
trabajo que se ha realizado y sus objetivos. El trabajo consiste en desarrollar el modelo
de planta térmica solar hı́brida presentado de forma teórica en el artı́culo [1] utilizando
una herramienta profesional de simulación, Thermoflex. Con este modelo se realizarán
una serie de simulaciones para comparar la validez del modelo teórico y obtener datos de
los parámetros más importantes de la planta en distintas situaciones de operación.
El trabajo de estructura de la siguiente manera. Primero se hará una descripción de
la planta, hablando del ciclo termodinámico que realiza, y de la torre solar de la que
dispone. Después se comentará el modelo teórico que se ha propuesto en el artı́culo [1] y
se describirá el modelo desarrollado en Thermoflex. Finalmente se presentarán los resul-
tados obtenidos al implementar el modelo en una serie de condiciones de operación y se
compararán con los obtenidos en el artı́culo citado.

Palabras clave
Central solar térmica
Energı́a solar
Torre solar
Turbina de gas hı́brida
Análisis energético
Códigos UNESCO
322 Tecnologı́a Energética
3322.05 Energı́a solar
3322.02 Generación de energı́a
2207.09 Conversión de Energı́a
3321.07 Gas natural
3328.16 Transferencia de calor
2213.10 Relaciones Termodinámicas

Capı́tulo 2
Descripción de la planta
La planta objeto de este trabajo es la planta Solugas (figura 2.1), una planta de turbina
de gas de ciclo abierto hibridada con una torre solar. Esta planta fue construida entre 2011
y 2012 en Sanlúcar la Mayor, Sevilla, y comenzó a operar en Julio de 2012. Pertenece a
la empresa Abengoa Solar y se construyó en un proyecto financiado por el VII Programa
Marco de la Unión Europea. El complejo de Abengoa donde se encuentra esta planta
cuenta, además, con 150 MW instalados de tecnologı́a cilindroparabólica repartidos en
tres plantas de 50 MW cada una (Solnova 1, Solnova 3 y Solnova 4), cuenta con las dos
primeras plantas comerciales de España con tecnologı́a de torre, PS10 (11 MW) y PS20 (20
MW), con las plantas fotovoltaicas Casaquemada PV (1.9 MW) y Sevilla PV (1.2 MW)
y con otras instalaciones para investigación y construcción de prototipos ocupando un
total de 1000 hectáreas. La figura 2.2 muestra una imagen aéra de dicho complejo. Según
Abengoa la Plataforma Solúcar produce actualmente energı́a equivalente a la demanda
de 94.000 hogares, y evita la emisión de más de 114.000 toneladas anuales de CO2 [45].
Figura 2.1: Imagen aérea de la Planta Solugas de Abengoa en Sevilla [45].
20

Capı́tulo 2. Descripción de la planta 21
Figura 2.2: Imagen de la Plataforma Solúcar de Abengoa en Sevilla [45]. Las siglas CCP
corresponden a colectores cilindroparabólicos y las HCPV corresponden a paneles foto-
voltaicos de alta concentración.
Solugas es una de las primeras plantas piloto de turbina de gas hı́brida que se han
construido en la escala de megavatios, por lo que supone un paso importante hacia la co-
mercialización de esta tecnologı́a. La planta, según [46], puede alcanzar rendimientos en
torno al 45 % trabajando en ciclo combinado, lo que supondrı́a incrementar la producción
de una planta solar térmica del mismo tamaño en más del 50 %.
Abengoa tiene como objetivo con esta planta demostrar el potencial de la reducción
de costes mediante la introducción de la energı́a solar a un ciclo Brayton, con la posibili-
dad de evolucionar hacia ciclos combinados de mayor eficiencia en las plantas termosolares.
2.1. Ciclo Brayton abierto de la planta Solugas
En esta sección se presenta una descripción del ciclo Brayton abierto que se realiza en
la planta.
La planta utiliza la turbina de gas comercial Mercury 50 de Caterpilar de 4, 6 MW
eléctricos adaptada para el funcionamiento hı́brido por Solar Turbines Incorporated [46].

Figura 2.3: Esquema del ciclo Brayton abierto que se realiza en la planta Solugas (la
planta real es solamente la parte dentro de las lı́neas discontinuas) [46].
El esquema del ciclo Brayton que realiza la planta se presenta con detalle en la figura 2.3.
Los elementos del ciclo son los siguientes:
Turbina y compresor
Torre solar
Cámara de combustión
Intercambiadores de calor
Los procesos que tienen lugar a lo largo del ciclo son, por orden, los siguientes:
El compresor toma aire del exterior y lo comprime elevando este su temperatura.
El aire comprimido pasa por el receptor de la radiación solar concentrada de la
torre. En él recibe el aporte de calor correspondiente a las condiciones solares del
momento.
A la salida el aire ya caliente entra en la cámara de combustión recibiendo el aporte
térmico necesario para alcanzar la temperatura de diseño de entrada a la turbina
por parte del recurso fósil.
Seguidamente el aire comprimido se expande en la turbina generando potencia
mecánica en el eje del alternador. Esta máquina la convierte finalmente en potencia
eléctrica.

A la salida de la turbina el aire se libera al ambiente.
En la figura 2.3 se muestran las temperaturas aproximadas que toma el aire en los
distintos puntos. Se observan 350 0
C a la salida del compresor que, si hay suficiente
irradiación solar, puede alcanzar valores entre 650 0
C y 800 0
C al pasar por el receptor de
la torre. La temperatura de entrada a la turbina tiene siempre un valor constante, fijado
por el diseño de la misma, que es igual a 1150 0
C. Este valor se fija para asegurar la
producción constante de potencia en la turbina y, por ello, el calor que tiene que aportar
la cámara de combustión es mayor cuanto menor calentamiento realice la torre. Se observa
también en la figura una temperatura de salida de la turbina de aproximadamente 650
0
C. Esto permite que la planta evolucione de dos posibles maneras para aprovechar esta
alta temperatura. Una serı́a evolucionar a un ciclo combinado como muestra la figura 2.3
y la otra serı́a a un ciclo cerrado con regenerador e intercambiador de calor con un foco
frı́o. En ambos casos se aumentarı́a el rendimiento de la planta.
2.2. Torre solar
Para la planta piloto Solugas se ha diseñado y construido una torre solar donde se ha
instalado el receptor de la radiación concentrada, la tuberı́a de gas caliente y el módulo de
turbina de gas. Esta torre tiene una altura de 75 metros de altura y está rodeada por un
campo de heliostatos como se muestra en la figura 2.1. Este campo cuenta con 69 helios-
tatos de 121 m2
de área reflectante cada uno y dispone de un sistema de orientación según
la posición del sol para asegurar la máxima concentración sobre la torre en todo momento.
La tecnologı́a del receptor ha sido probada en proyectos de investigación previos que
contaron con la participación de Abengoa Solar. El resultado de estos proyectos fue un
receptor formado por 170 tubos de 5 metros de longitud hechos de aleación fina de nı́quel
que se ha probado para calentar aire hasta unos 800 0
C. Este elemento se encuentra si-
tuado en lo alto de la torre con una inclinación de 350
sobre el plano horizontal ya que
esto minimiza las pérdidas térmicas por convección a la vez que incrementa la eficiencia
óptica. La figura 2.4 muestra un esquema de este receptor.
El funcionamiento de este elemento dentro de la planta es el siguiente, el aire prove-
niente del compresor de la turbina de gas se manda a este receptor donde un anillo a la
entrada lo distribuye por todos los tubos. Al circular por ellos el aire se calienta al recibir
la radiación solar concentrada y a la salida, el aire es recogido en un segundo anillo que
lo vuelve a conducir a la turbina de gas.
Se puede encontrar más información sobre la planta y la torre en particular en [29] y
en [45].

Distribuidor
/'
Radiación
solar
concentrada Tubos absorbentes del calor
Colector
Aislamiento
D
i
r
e
c
c
i
ó
n
d
e
l
f
l
u
j
o
Figura 2.4: Esquema del receptor de radiación solar concentrada de la planta Solugas.

Capı́tulo 3
Metodologı́a
En este capı́tulo se va a explicar la metodologı́a seguida en el proyecto para conseguir
los objetivos marcados. Esta metodologı́a ha consistido en desarrollar un modelo en Ther-
moflex partiendo de un modelo teórico. Para ello se han utilizado los datos proporcionados
en dicho modelo teórico junto con otros que han sido calculados mediante la realización
de una serie de hipótesis.
3.1. Introducción
Recientemente se ha publicado en la revista “Energy Conversion and Management” el
artı́culo [1] escrito por el Departamento de Fı́sica Aplicada de la Universidad de Salaman-
ca. En este artı́culo se elabora un modelo teórico sobre la planta Solugas modificada de
manera que funciona realizando un ciclo cerrado con regeneración. El objetivo del artı́culo
es analizar para esta nueva configuración el valor de los parámetros más importantes de
salida de la planta en función de la hora solar y la estación el año. Estos parámetros son
el rendimiento global de la planta, la potencia eléctrica generada, las temperaturas en
los diferentes puntos del ciclo y el consumo de combustible. El modelo considera que la
planta funciona con la misma torre solar y la misma turbina de gas adaptada. Tras su
descripción, se implementa para una serie de situaciones de irradiación solar y tempera-
tura ambiente representativas del dı́a de comienzo de cada estación del año.
En este capı́tulo se presenta el modelo teórico desarrollado en este artı́culo [1] y, a
continuación, se presenta el modelo equivalente que se ha elaborado en Thermoflex, ex-
plicando las hipótesis y cálculos realizados para conseguirlo.
25

Capı́tulo 3. Metodologı́a 26
3.2. Modelo termodinámico de la planta
Para comenzar se presenta la figura 3.1 con el esquema de la planta que se muestra en
el artı́culo [1].
Figura 3.1: Esquema de la planta presentado en el artı́culo [1].
Como se puede observar, la planta está formada por tres partes principales: la torre
solar (representada en naranja), la cámara de combustión (representada en rojo) y el ciclo
termodinámico (representado en negro).
Como se ha dicho, el ciclo termodinámico es un ciclo Brayton cerrado con recuperación
que toma calor tanto de la torre solar como de la cámara de combustión de manera que
siempre se produzca una potencia constante, estable e independiente de las condiciones
solares. Esto se consigue gracias al diseño flexible de la planta que permite trabajar en
dos modos distintos dependiendo de las condiciones solares. Estos dos modos de funcio-
namiento son el tradicional de las turbinas de gas y el modo hı́brido. En condiciones de
baja o nula irradiación solar, como puede ser por la noche, la planta funciona únicamente
con la cámara de combustión como fuente de calor. Cuando la irradiación es suficiente, la
planta funciona con la torre solar y la cámara de combustión a la vez en modo hı́brido.

En este caso el aporte de calor se da de manera conjunta entre estos dos elementos calen-
tando primero la torre solar y después la cámara de combustión. El reparto depende de
la intensidad de la irradiación solar. Además de estas dos formas de operación, el artı́culo
incluye también la capacidad de la planta de trabajar con o sin recuperador incluyendo
unas válvulas que permiten al aire pasar o no por él.
La figura 3.2 muestra un esquema con los flujos de energı́a que hay en la planta. En
ella se ven los aportes y cesiones de calor, la potencia generada por la planta y las pérdidas
del sistema en la torre solar y en la cámara de combustión.
Figura 3.2: Flujos de energı́a y principales pérdidas consideradas en el modelo termo-
dinámico de la planta [47].
Ahora se van a describir los flujos de calor que se dan en el ciclo termodinámico enu-
merando las pérdidas asociadas a cada uno de ellos.
Empezando por la torre solar, el campo de heliostatos recibe una potencia térmica,
GAa, que refleja hacia el receptor concentrador. G es la irradiación solar con unidades de
energı́a por unidad de superficie y tiempo (W/m2
) y Aa es el área de apertura del campo
de heliostatos con unidades de superficie (m2
). Esta potencia térmica es reflejada hacia
el receptor, dándose unas pérdidas definidas por la eficiencia óptica, η0. Estas pérdidas se

deben principalmente a factores como los efectos de sombra entre y sobre los heliostatos,
la absorción de radiación del aire, la humedad ambiente o la suciedad de los heliostatos.
La temperatura que se alcanza en el receptor solar es THS. Las siguientes pérdidas vienen
en la transmisión de calor del receptor de la torre al fluido de trabajo. Estas pérdidas se
representan con la efectividad de este elemento, HS.
En la cámara de combustión, la potencia térmica se obtiene de la combustión de gas
natural y tiene como valor el de ṁf QLHV . El término ṁf representa el flujo de combusti-
ble que entra en la cámara, con unidades de masa por unidad de tiempo (kg/s), y QLHV
es la capacidad calorı́fica inferior por unidad de masa del mismo (MJ/kg). El flujo de
combustible necesario varı́a dependiendo de la hora solar, de la época del año y de las
condiciones meteorológicas puesto que debe rectificar las oscilaciones de la irradianción
solar. En la cámara, supuesta a temperatura media THC, hay pérdidas provocadas por la
combustión incompleta del combustible y por fugas de calor en las paredes por aislamiento
imperfecto. Todas ellas se representan con el rendimiento de la combustión, ηC. La cámara
cede el calor generado al fluido de trabajo a través de otro intercambiador de calor cuyas
pérdidas se representan por su efectividad, HC. La presencia de este intercambiador es
consecuencia de usar un ciclo Brayton cerrado y por ello la cámara de combustión es
externa.
Los demás flujos de calor que se contemplan en el artı́culo son los producidos en el
regenerador y en el intercambiador de calor previo al compresor. Las pérdidas de calor
de estos dos intercambiadores de calor se representan de nuevo por sus efectividades, r
y L respectivamente. El recuperador supone un reaprovechamiento interno del calor del
ciclo mientras que el intercambiador previo al compresor se coloca para cerrar el ciclo
termodinámico a través del intercambio de calor del fluido de trabajo con un foco frı́o.
La temperatura de entrada al compresor o de salida de este intercambiador depende por
tanto de la temperatura ambiente TL que varia según el momento del dı́a y la estación
del año, afectando a todas las demás del ciclo.
En cuanto al fluido de trabajo, el artı́culo considera aire con una capacidad calorı́fi-
ca media, Cp, y un coeficiente adiabático, γ, independientes de la temperatura. El valor
medio de Cp se obtiene de la integración del polinomio dependiente de la temperatura,
encontrado en [48], en el intervalo de temperaturas que se alcanzan en la máquina. Según
el artı́culo, el aire realiza los siguientes procesos en la máquina descrita:
1. En un primer proceso el aire se comprime en el compresor del sistema desde el
estado 1 al 2 incrementando su presión y temperatura. El comportamiento no ideal
del compresor se representa con su rendimiento isentrópico dado por c = (T2s −

T1)/(T2 − T1), siendo T2s la temperatura con la que saldrı́a el fluido del compresor
si este fuese isentrópico.
2. A continuación se calienta el aire entre los estados 2 y 3 a través de la siguiente serie
de aportes de calor:
Primero, el recuperador no ideal eleva la temperatura de T2 a Tx. La efectividad
de este intercambiador de calor se define como el cociente entre el incremento de
temperatura real y el máximo que podrı́a darse si tuviese un comportamiento
ideal. La expresión es la siguiente: r = (Tx−T2)/(T3−T2) = (Ty −T4)/(T2−T4).
Si la máquina funciona en modo sin recuperador esta efectividad valdrı́a cero.
El segundo aporte se lleva a cabo en el receptor de la torre solar cuando la
irradiación solar es suficiente como para realizarlo. La torre aporta un calor
˙
QHS que eleva de nuevo la temperatura del aire comprimido hasta Tx0 . La irre-
versibilidad en el intercambio de calor que se da en este elemento se representa
con la efectividad HS = (Tx0 − Tx)/(THS − Tx).
Finalmente la cámara de combustión realiza el aporte restante necesario para
obtener la temperatura deseada en el estado 3, previo a la expansión en la
turbina. La irreversibilidad en el intercambio de calor que se da en el inter-
cambiador que conecta este elemento con el ciclo termodinámico se representa
con la efectividad HC = (T3 − Tx0 )/(THC − Tx0 ). Se recuerda que THC es la
temperatura media en el interior de la cámara de combustión.
3. Una vez en el estado 3 el fluido de trabajo ha alcanzado su máxima temperatura y
se expande en la turbina del sistema produciendo la potencia mecánica deseada que
se convierte en eléctrica con un alternador. El aire acaba en el estado 4. La irrever-
sibilidad de la turbina se caracteriza, ası́ como la del compresor, por su rendimiento
isentrópico que tiene por expresión t = (T4 − T3)/(T4s − T3). La definición de T4s
es homóloga a la de T2s.
4. Finalmente, el aire vuelve a las condiciones iniciales del estado 1 cediendo calor en
dos procesos distintos. Primero en el recuperador hasta Ty, si la planta funciona
con él, y después en otro intercambiador de calor hasta T1. El primer intercambio
de calor realiza el aporte de calor que aumenta la temperatura de T2 a Tx tras la
compresión mientras que el segundo libera calor al ambiente con el fin de minimizar
el trabajo requerido por el compresor para elevar la presión. La efectividad de este
intercambiador de calor se define como: L = (T1 − Ty)/(TL − Ty)
Como repaso de las irreversibilidades consideradas hasta ahora en el ciclo termodinámi-
co, efectividades de los intercambiadores de calor y rendimientos isentrópicos de turbina
y compresor, se presentan aquı́ de nuevo sus expresiones.

Rendimiento isentrópico del compresor: c = (T2s − T1)/(T2 − T1)
Rendimiento isentrópico de la turbina: t = (T4 − T3)/(T4s − T3)
Efectividad receptor solar: HS = (Tx0 − Tx)/(THS − Tx)
Efectividad intercambiador de la cámara de combustión: HC = (T3 − Tx0 )/(THC −
Tx0 )
Efectividad regenerador: r = (Tx − T2)/(T3 − T2) = (Ty − T4)/(T2 − T4)
Efectividad intercambiador con el medio ambiente:
L = (T1 − Ty)/(TL − Ty)
Ahora hay que hablar de la consideración en el artı́culo de las pérdidas de carga o de
presión en el sistema. Comentadas ya las etapas o procesos que va realizando el fluido
de trabajo, queda claro que estas se dan en los procesos 2-3 y en el 4-1 a la vez que
se recibe o evacúa calor. Según el artı́culo, en la etapa 2-3 el aire pierde presión desde
una presión inicial, PH, hasta una final previa de entrada a la turbina, PH − ∆PH. En
la etapa 4-1 el aire pasa de una presión inicial, PL, a una final, PL − ∆PL, a la entrada
del compresor. Los términos PH y PL representan las presiones de los estados 1 y 4, P1 y
P4 respectivamente. Como sabemos, estas pérdidas se dan por fricción al circular el aire
por los conductos de la máquina y son especialmente notables al atravesar los tubos de
los intercambiadores de calor. Debido a que los intercambiadores son distintos unos de
otros las pérdidas son distintas en cada uno de ellos. Para simplificar este hecho el artı́culo
considera un coeficiente de pérdidas globales para el proceso 2-3 y otro para el proceso
4-1. Estos coeficientes se definen de la siguiente manera.
ρH =

PH − ∆PH
PH
(γ−1)/γ
(3.1)
ρL =

PL − ∆PL
PL
(γ−1)/γ
(3.2)
La figura 3.3 es un diagrama T-s que muestra estas pérdidas globales consideradas en
el artı́culo, ya que la lı́nea real que unirı́a los estados 2 y 3 deberı́a tener 3 tramos con
curvaturas distintas cada uno de ellos y que serı́an representativos de las pérdidas de
presión que se dan en cada intercambiador de calor. También muestra los intercambios de
calor descritos y el rango de valores que puede tomar la temperatura en el receptor de la
torre solar y la temperatura ambiente.
Siguiendo con el modelo, utilizando las ecuaciones (3.1) y (3.2) se define en el artı́culo
la relación de presiones global, rp, como el cociente entre la mayor y la menor presión del

Figura 3.3: Diagrama T-s de los procesos realizados en la planta estudiada en el artı́culo
[1].
sistema. Lógicamente, esta relación coincide con la relación de compresión del compresor.
rp =
PH
PL − ∆PL
(3.3)
También se definen los términos ac y at para ilustrar los saltos de presión en turbina y
compresor.
ac =
T2s
T1
=
PH
PL − ∆PL
γ−1
γ
= r
γ−1
γ
p (3.4)
at =
T3
T4s
=
PH − ∆PH
PL
γ−1
γ
(3.5)
Con estos términos se presenta en el artı́culo la relación at = acρHρL y se definen los dos
siguientes parámetros.
Zc = 1 +
1
c
(ac − 1) (3.6)
Zt = 1 − t(a −
1
at
) (3.7)
Finalmente, utilizando todos estos términos y las dos relaciones de temperaturas adimen-
sionales, τHS = THS/TL y τHC = THC/TL, se puede presentar el modelo termodinámico
realizado por el artı́culo. Este modelo consiste en expresar los parámetros de salida de la
planta que se quieren estudiar en función de todos los definidos hasta ahora, de las efec-
tividades de los intercambiadores de calor y de los rendimientos isentrópicos de turbina y
compresor, para poder predecir sus valores en función de las caracterı́sticas de la planta,

la temperatura ambiente y la del receptor solar.
Primero se expresan las temperaturas de todos los puntos del ciclo en función de estos
parámetros.
T1 = LTL + Ty (1 − L) (3.8)
T2 = T1 +
1
C
(T2s − T1) = T1ZC (3.9)
T3 = HCTHC + Tx0 (1 − HC) (3.10)
T4 = T3 − t (T3 − T4s) = T3Zt (3.11)
Tx = εrT4 + T2 (1 − r) (3.12)
Ty = εrT2 + T4 (1 − r) (3.13)
Tx0 = εHSTHS + Tx (1 − HS) (3.14)
Utilizando todas estas ecuaciones simultáneamente se expresan en el artı́culo todas las
temperaturas de los puntos del ciclo de la manera comentada.
Conocidas estas temperaturas se pasa a expresar el rendimiento global de la planta.
Para expresarlo en función de estos parámetros se expresan primero los rendimientos de las
tres partes del sistema comentadas, torre solar, cámara de combustión y máquina térmica
con ηS, ηC y ηH en función de los mismos y se introducen después en la siguiente expresión.
η =
P
GAa + ṁf QLHV
(3.15)
El rendimiento de la torre solar se define como el cociente entre la energı́a que cede entre
la energı́a que recibe siendo su expresión:
ηS =
| ˙
Q0
HS|
GAa
=
| ˙
QHS|
HSGAa
(3.16)
En esta expresión | ˙
Q0
HS| representa la potencia térmica en forma de radiación que con-
centra el campo de heliostatos sobre el receptor y | ˙
QHS| es la fracción de esa potencia que
el receptor transfiere al ciclo.
De la misma manera se define el rendimiento de la cámara de combustión.
ηC =
| ˙
Q0
HC|
ṁf QLHV
=
| ˙
QHC|
HCṁf QLHV
(3.17)
Su definición se usa más adelante para el cálculo del consumo de combustible, ṁf , en
función del aporte de calor que da al ciclo.

El rendimiento del ciclo termodinámico es el cociente entre la potencia que genera y
los aportes de calor que recibe.
ηH =
P
(| ˙
QHS| + | ˙
QHC|)
(3.18)
El artı́culo define también un parámetro al que llama “solar share” o fracción solar. Este
parámetro representa la fracción de la energı́a térmica aportada al fluido que proviene de
la torre solar.
f =
| ˙
QHS|
(| ˙
QHS| + | ˙
QHC|)
(3.19)
En este punto incluyendo las definiciones de f, ηS, ηC y ηH en la expresión (3.15) se
obtiene
η = ηSηCηH

HSHC
ηCHCf + ηSHS(1 − f)

(3.20)
Esta expresión es válida tanto para modo hı́brido con f 0 y f 1, como para modo
turbina de gas con f = 0. La limitción de f 1 se debe a que, como hemos visto en
la sección 2, el aporte de calor que realiza la torre solar es siempre menor que el aporte
necesario para alcanzar la temperatura de diseño de entrada a la turbina.
Siguiendo con el modelo se presenta la siguiente expresión
| ˙
Q0
HS| = η0GAa − ασArT4
L τ4
HS − 1

− ULArTL (τHS − 1) (3.21)
la cual, introduciéndola en la ecuación (3.16) del rendimiento de la torre solar resulta en
ηS =
| ˙
Q0
HS|
GAa
= η0

1 − h1T4
L τ4
HS − 1

− h2TL (τHS − 1)

. (3.22)
Donde Ar es el área del receptor solar y donde h1 = ασ/ (η0GC) y h2 = UL/ (η0GC)
son parámetros de pérdidas. UL es el coeficiente de pérdidas de calor por convección, α
es la emisividad efectiva del colector, C = Aa/Ar es la razón de concentración y σ es la
constante de Stefan-Boltzmann.
A continuación se sigue trabajando con los términos de la expresión
P = ˙
QH − ˙
QL para obtener una expresión del rendimiento de la máquina térmica.
Sabemos que
˙
QH = ˙
QHS + ˙
QHC = ṁf Cp (T3 − Tx) (3.23)
˙
QH = ṁf Cp (Ty − T1) (3.24)

donde
˙
QHS = ṁf Cp (Tx0 − Tx) = f ˙
QH (3.25)
˙
QHC = ṁf Cp (T3 − Tx0 ) = (1 − f) ˙
QH (3.26)
por lo que utilizando las expresiones obtenidas de las temperaturas se puede determinar
tanto la potencia generada por la planta como el rendimiento del ciclo termodinámico con
la ecuación (3.18).
Combinando este rendimiento con el de la torre solar de la ecuación (3.22) e intro-
duciéndolos en la ecuación (3.20) se obtiene en el artı́culo la expresión del rendimiento
global de la planta.
Finalmente se expresan dos parámetros de salida de la planta en función de los que se
han usado hasta ahora. Uno es el “fuel conversion rate” o relación de conversión de com-
bustible, definido como re = P/ (ṁf QLHV ) en [49] y el otro es el consumo de combustible
sacado de despejar en la ecuación (3.17).
Sus expresiones en función de los parámetros de la planta son
re =
ηηSηHHS
ηSηHHS − ηf
(3.27)
ṁf =
ṁCp (T3 − Tx0 )
ηCQLHV HC
(3.28)
donde ṁ es el caudal de fluido de trabajo que hay en el ciclo. Todos los términos que
aparecen en estas dos expresiones ya han sido obtenidos en función de los parámetros de
la planta ası́ que estos dos parámetros quedan también expresados en función de ellos.
El artı́culo concluye resaltando que el “solar share”, f, no es un parámetro indepen-
diente como los utilizados hasta ahora pero que es función de las temperaturas de las
fuentes de calor, de G y del resto de parámetros de la planta. Se sugiere un algoritmo
para calcularlo en función de estos parámetros.
3.3. Modelo de la planta en Thermoflex. Hipótesis y
cálculos intermedios
En esta sección se va a explicar detalladamente el modelo que se ha desarrollado en
Thermoflex para realizar este trabajo.

Thermoflex es un programa avanzado de simulación que, entre otras funciones, per-
mite crear modelos de ciclos termodinámicos y realizar cálculos en situaciones de diseño
y en situaciones fuera de diseño. Incluye una amplia librerı́a de componentes lógicos pa-
ra modelar el control de los ciclos en condiciones fuera de diseño y en colaboración con
PACE (Plant Engineering and Construction Estimator) proporciona información de la
construcción de los ciclos y una estimación de su coste.
Figura 3.4: Esquema del modelo de la planta en Thermoflex
La figura 3.4 muestra un esquema del modelo en Thermoflex. La disposición de los
elementos se apoya en la usada en el artı́culo que se muestra en la figura 3.1 y el di-
seño de cada uno de los elementos del modelo se basa exclusivamente en la información
proporcionada por el artı́culo. Esto se hace con el fin de poder comparar estos dos mo-
delos y comentar las diferencias que surgen entre un modelo teórico y uno creado por un
programa de simulación partiendo los mismos datos. Sin embargo, a ser Thermoflex un
programa avanzado ha habido parámetros o caracterı́sticas de algunos componentes que se
han tenido que deducir a través de hipótesis y cálculos y que se describirán a continuación.
Antes de comenzar a describir el modelo se va a hacer un apunte sobre la manera
con la que Thermoflex diseña los elementos del mismo. Bien, una vez introducidas en el

programa las caracterı́sticas que se quiere que tenga cada uno de los elementos se introdu-
cen las condiciones externas a la planta que se van a considerar condiciones nominales de
operación. Entonces se hace una primera simulación en estas condiciones y el programa
diseña cada elemento. En las siguientes simulaciones, a pesar de cambiar las condiciones
externas, Thermoflex mantiene el mismo diseño y caracterı́sticas de cada elemento.
Las condiciones nominales consideradas en el artı́culo y por tanto en el modelo son
una temperatura ambiente de 25 0
C, una presión de 1,014 bar y una irradiación solar de
860 W/m2
.
El modelo en Thermoflex tiene entonces los elementos mostrados en la tabla 3.1 donde
se muestra el número con el que se representan.
Elementos del modelo teórico Número del elemento en Thermoflex
Compresor 4
Turbina 3
Torre solar 10
Cámara de combustión 5
Intercambiadores de calor 9 y 12
Generador No aparece representado
Tuberı́as para el modelado de las pérdidas
de carga
7 y 17
Fuente y sumidero de aire 13 y 14
Depósito de aire 8
Switches 1 y 2
Tabla 3.1: Tabla de equivalencia de los elementos del modelo teórico [1] y el modelo en
Thermoflex.
Los switches son elementos de Thermoflex que permiten al fluido circular por uno u
otro camino según la configuración manual que se haga antes de la simulación o según
el valor de alguna variable que con la que se programen. Se colocan en este modelo para
poder incluir en la misma simulación los diferentes modos en los que puede operar la
planta. Más adelante se explica cómo.
El fluido que usa esta planta es aire con un caudal másico de 17.9 kg/s, fijado por las
especificaciones de la turbina de gas real [50]. Este valor constante se fija incluyendo el
depósito de aire (número 8 en el modelo) en la simulación. El aire que usa Thermoflex
por defecto tiene las siguientes fracciones molares 20.738 % O2, 77.292 % N2, 0.03 % CO2,
0.931 % Ar y 1.009 % H2O. El caudal, con el fin de generar la potencia mecánica constante
deseada en la turbina, va realizando la serie de procesos representados en el diagrama T-s
mostrado en la figura 3.3 y descritos en la sección 3.2 de este capı́tulo.

De ahora en adelante, con el fin de utilizar una nomenclatura más clara, se referirá a
las temperaturas y presiones de los diferentes puntos del sistema con la nomenclatura que
se utiliza en esquema de la planta del artı́culo, figura 3.3. De esta forma se referirá a la
temperatura de entrada a la turbina, T10 en el modelo de Thermoflex, como T3 y ası́ se
hará también para las presiones. La tabla 3.2 muestra la correspondencia de estos puntos.
Puntos del modelo teórico Puntos de Thermoflex
1 1
2 18
x 4
x’ 6
3 10
4 11
y 14
Tabla 3.2: Tabla de equivalencia de puntos del modelo teórico [1] representados en la
figura 3.3 y el modelo en Thermoflex.
Se comienza la explicación del modelo recordando los dos modos en los que puede
operar la planta. El primero es usando la cámara de combustión cuando la irradiación
solar es nula o muy pequeña y, en caso contrario, el otro es usando la cámara para realizar
el aporte de calor necesario para alcanzar dicha temperatura tras el paso del aire por la
torre solar.
Para incluir estos dos modos de operación de la planta en la simulación se han usado
los elementos switch de Thermoflex cuya manera de funcionamiento ya se ha explicado.
El switch número 1 se encarga de dejar o no pasar al aire por la torre solar, recibiendo
el aporte de calor que esto conlleva. La variable que permite que el fluido pase por ella
es una irradiación solar mayor o igual a 200 W/m2
; para valores menores el switch está
programado para desviar el flujo directamente hacia la cámara de combustión.
Ahora se van a comentar los diseños de la torre solar y de la cámara de combustión.
La información que da el artı́culo sobre la torre solar dice que se trata de una torre con
75 metros de altura con 69 heliostatos de 121 m2
de área por heliostato, que puede dar
una potencia de 5 MWth en condiciones nominales cuando la planta tiene regenerador.
Sobre la distribución de los heliostatos no se proporciona ninguna información. Thermo-
flex tiene 3 modelos de distribuciones distintas y permite incluir una gran cantidad de
parámetros que no se especifican en el artı́culo. Por ello, se ha contactado con Alberto
Agúndez Hernández, que también está realizando simulaciones de esta misma torre solar

en Thermoflex para un proyecto de la Universidad de Salamanca. Entre la información y
datos que ha proporcionado están la configuración del campo de heliostatos, sus carac-
terı́sticas geométricas y los datos sobre su eficiencia. Todos estos datos se aprecian en la
figura 3.5.
Figura 3.5: Captura de pantalla de Thermoflex que muestra la configuración del campo
de heliostatos, sus caracterı́sticas geométricas y los datos sobre su eficiencia usados para
diseñar la torre solar en el programa.
Dicho esto faltan dos caracterı́sticas por comentar sobre el diseño de la planta. La pri-
mera es el aporte de 5 MWth que da la planta con regenerador en condiciones nominales
y la segunda es el múltiplo solar.
Para configurar la torre de manera que tenga la primera caracterı́stica lo que se ha
hecho ha sido fijar la temperatura máxima a la que puede salir el fluido de la misma.

Antes de explicar como se ha fijado es muy importante comprender por qué se da esta
caracterı́stica para el diseño de la torre. Bien, los materiales con los que se construye el
receptor de la planta tienen unas limitaciones térmicas que establecen una temperatura
máxima a la que pueden permitir salir al aire comprimido sin dañarse. Teniendo este li-
mite en consideración, fijar el aporte de calor que da la torre en condiciones nominales es
la manera de fijar la temperatura máxima de salida del aire asegurando que los elementos
de la torre no fallen.
El valor de esta temperatura se ha tenido que calcular debido a que el artı́culo no
lo proporciona. Para ello se ha seguido un proceso iterativo en el que se han realizado
simulaciones y cálculos manteniendo siempre los 25 0
C y 860 W/m2
nominales y el re-
generador funcionando. El primer paso ha sido realizar una simulación en la que se ha
fijado la temperatura máxima de salida de la torre como la de entrada a la turbina, ya
que se sabe que este valor es más alto que el real. Obviamente el aporte de calor que se
ha obtenido en este caso ha sido mayor a los 5 MWth. Entonces se ha cogido el valor de
la temperatura de entrada a la torre, obtenido en esta simulación, y se ha planteado un
balance de calor con el fin de actualizar el valor de la temperatura de salida. El balance
de calor es el siguiente:
Q̇ = ṁ(hsalida torre − hentrada torre) = ṁCpaire
(Tsalida torre − Tentrada torre) (3.29)
En este balance se ha fijado el valor del aporte de calor como 5 MWth y, con el
valor de la temperatura de entrada a la torre de la simulación, se ha hallado un nuevo
valor de la temperatura de salida buscada. Después, se ha fijado este valor como la nueva
temperatura máxima de salida de la torre y se ha vuelto ha hacer otra simulación. En
ella se ha vuelto a comprobar que el aporte de calor es mayor a los 5 MWth y que la
temperatura de entrada a la torre toma un valor más bajo. Entonces se ha cogido este
valor de entrada y se ha vuelto ha actualizar el valor de salida con el balance manteniendo
el aporte térmico total igual a 5 MWth. Este proceso se ha realizado de forma iterativa
hasta obtener convergencia en los valores de las temperaturas de entrada y salida a la
torre dando un aporte de, exactamente, 5 MWth. En la figura 3.6 se aprecia un esquema
en el que se ilustra el proceso iterativo seguido.
Como datos para el balance se ha utilizado Q̇ = 5 MW, el caudal másico de aire que
circula por la planta previamente mencionado de 17.9 kg/s, la temperatura de entrada ob-
tenida en la primera simulación Tentrada torre = 556,3 0
C y como calor especı́fico a presión
constante del aire se ha utilizado 1 kJ/kgK. El resultado obtenido del primer balance es,
como se puede comprobar, Tsalida torre = 835,52 0
C. Con este valor se ha empezado a iterar
hasta encontrar convergencia con un valor de 801,43 0
C de salida de la torre, 556,3 0
C de

Tsalida actualizada
Tentrada
Tsalida=T3=1149 °C Simulación
Balance con
5MWth
Iteraciones hasta encontrar convergencia
Figura 3.6: Esquema del proceso iterativo seguido para calcular el valor de la temperatura
máxima de salida de la torre para el que la misma realiza un aporte de 5MWth en
condiciones nominales.
entrada y 5 MWth de aporte térmico. A través de este valor de salida se observan dos
cosas, que se aproxima a lo visto en la sección 2.2 en la que se hablaba de temperaturas
de salida máximas del orden de 800 0
C para el receptor de esta planta y que es inferior a
la temperatura deseada de entrada a la turbina, que son 1149 0
C según el artı́culo. Esto
último supone que siempre se va a necesitar un aporte térmico de la cámara de combustión.
Pasando a la elección del múltiplo solar del campo de heliostatos, este parámetro re-
presenta el sobredimensionamiento de una instalación de concentración de energı́a solar
respecto al punto de funcionamiento nominal. Por lo tanto valores superiores a uno su-
pondrán un excedente de energı́a solar concentrada sobre el receptor en condiciones de
diseño. Las torres solares actuales, según [51] suelen tener valores entre 1 y 1,8 ya que
suelen almacenar este excedente de energı́a en acumuladores para permitir una mayor fle-
xibilidad en la generación de electricidad de la planta. Entonces puesto que nuestra torre
no tiene sistema de almacenamiento se ha tomado un múltiplo solar igual a la unidad.
Tanto la fijación de la temperatura de salida como el múltiplo solar se pueden apreciar
en la figura 3.7.
Ahora se va a comentar la programación de la cámara de combustión.
La modificación de la planta real que se ha modelado en el artı́culo tiene, como se ha
resaltado antes, cámara de combustión externa. A la hora de incluir esta cámara en la
simulación se ha utilizado una fuente de calor que realiza el aporte necesario para alcanzar
la temperatura deseada a la entrada a la turbina. Esta temperatura es, como se ha dicho,
1149 0
C. Esto se ha hecho para simplificar el diseño en Thermoflex ya que en el artı́culo
solo se dan como datos la efectividad del intercambiador de calor que la conecta al sistema,
εHC = 0,98, y el rendimiento de la combustión en la cámara de externa, ηC = 0,98. Sin

Figura 3.7: Captura de pantalla de Thermoflex que muestra la máxima temperatura de
salida y el múltiplo solar usados para diseñar la torre solar en el programa.
embargo, como sı́ que se especifica el combustible que utiliza esta cámara, gas natural
con capacidad calorı́fica inferior QLHV = 47,141 MJ/kg, luego se podrá evaluar en las
simulaciones el consumo de combustible utilizando el aporte de calor que realice la fuente.
Para ello se usará la siguiente ecuación, (3.30), que viene de la ya presentada (3.17) cuando
se hace ˙
QHC igual a ˙
Qfuente :
˙
Qfuente = εHCηC ˙
mfuelQLHV (3.30)
Una vez descritos los dos elementos encargados de realizar el aporte térmico al siste-
ma se van a comentar los elementos responsables de la presión en los distintos puntos del
sistema.
Resulta evidente, como se puede ver en la figura 3.3, que hay unas pérdidas de presión
en el sistema. Como se vio en la sección anterior, el artı́culo considera unas pérdidas de
presión globales para la rama caliente y otras globales para la rama frı́a representadas
por ρH y ρL respectivamente. Aunque esto no es más que una simplificación del modelo,
ha permitido incorporar estas pérdidas en la simulación de una manera muy simple. Se
han añadido dos tuberı́as, número 17 en la rama caliente y número 7 en la rama frı́a,
en las que se ha programado la pérdida de presión tal y como se presenta en el artı́cu-
lo. Esto ha permitido fijar a cero todos los valores de caı́da de presión necesarios para

diseñar los intercambiadores de calor, la torre solar y la fuente de calor. Los parámetros
ρH y ρL se definen en las ecuaciones (3.1) y (3.2) y sus valores coinciden siendo iguales a
ρH = ρL = 0,975.
Estas caı́das de presión hacen que la turbina y el compresor tengan relaciones de
expansión y compresión diferentes. Con los valores de ρH y ρL y con la relación de com-
presión del compresor, rpcomp = 9,9, se ha calculado la relación de expansión de la turbina.
Sabiendo que
rpcomp =
PH
PL − ∆PL
(3.31)
que
rpturb
=
PH − ∆PH
PL
(3.32)
y teniendo en cuenta las expresiones y valores de ρH y ρL resulta evidente la relación:
rpturb
rpcomp
=
(PH − ∆PH)(PL − ∆PL)
PHPL
= (ρHρL)γ/(γ−1)
(3.33)
Por tanto, con esta expresión se ha obtenido un valor de rpturb
= 8,292.
A la hora de incluir estos elementos en el modelo, se ha escogido para ambos el ele-
mento convencional dentro del programa. Para su diseño, Thermoflex ha requerido la
fijación de dos parámetros en cada elemento, la relación de presiones a la que operan y
los rendimientos politrópicos con los que realizan los procesos de compresión y expansión.
Como datos, el artı́culo solo proporciona los rendimientos isentrópicos de cada elemento,
εt y εc, y la relación de compresión del compresor, rpcomp = 9,9. En el párrafo ante-
rior se ha obtenido la relación de expansión de la turbina, rpturb
= 8,292, y por lo tanto
quedan por calcular los rendimientos politrópicos tanto de la turbina como del compresor.
Para el cálculo de los rendimientos politrópicos (εpt y εpc) se ha mantenido la hipótesis
de gas ideal para el aire y se han utilizado los datos de los rendimientos isentrópicos de
turbina y compresor que se utilizan en el artı́culo, εt = 0,885 y εc = 0,815 respectivamen-
te. Los valores se han obtenido a través de las expresiones que relacionan el rendimiento
isentrópico y el politrópico en procesos de expansión y compresión de gases ideales encon-
trados en la referencia [52].
εt =
1 − r
γ−1
γ
εpt
pexp
1 − r
γ−1
γ
pexp
εc =
r
γ−1
γ
pcomp − 1
r
γ−1
γ
1
εpc
pcomp − 1
(3.34)
Despejando, usando un coeficiente adiabático γ = 1,4 para el aire y utilizando las

relaciones de compresión y expansión calculadas, se ha llegado a los siguientes resultados:
εpt = 0,911 y εpc = 0,863.
Ahora, puesto que estos dos elementos de la planta son los que consumirán o pro-
ducirán trabajo mecánico, falta definir las pérdidas por fricción mecánica en el eje que
los conecta y la eficiencia del generador con el que se transforma la energı́a mecánica
en eléctrica. Como eficiencia mecánica del eje se ha dejado, por falta de datos, la que
venı́a por defecto en el programa que es del 99.8 % y como eficiencia del generador se ha
introducido la utilizada en el artı́culo, que es del 99 %.
Comentado esto queda hablar de los intercambiadores de calor que hay en el modelo.
Estos son el recuperador y el intercambiador enfriamiento antes de la compresión, núme-
ros 12 y 9 en el modelo respectivamente, aunque en realidad habrı́a dos más. Un tercero
que es el receptor solar de la torre que no aparece porque se incluye dentro del diseño de
la torre y un cuarto que tampoco aparece al representar la cámara de combustión como
una fuente de calor. Este último se incluye en el modelo a través de su efectividad, con
valor εHC = 0,98, cuando se calcula el consumo de combustible. Los valores de efectividad
que se han introducido al incluir los dos primeros en el modelo son los utilizados en el
artı́culo. Para el recuperador tenemos εr = 0,775 y para el intercambiador de enfriamiento
antes de la compresión εL = 0,985. Como se ha dicho antes, se han considerado nulas las
pérdidas de presión en ellos al considerarlas en las dos tuberı́as.
Para representar el ambiente o foco frı́o en el intercambiador de calor número 9 pre-
vio al compresor se ha usado una fuente y un sumidero de aire que entra con presión
P = 1,014 bar y temperatura T = 298 K y sale a las correspondientes tras el intercambio
de calor.
Por último, debido a que en el artı́culo se presenta un modelo de planta que puede
operar con y sin regenerador, se han introducido los switches número 2 y 20 que permiten
al flujo del ciclo pasar o no por el mismo según la configuración manual que se haga antes
de la simulación. Si se configuran ambos para que el flujo salga por la rama 1 tenemos
planta con regenerador y si en ambos sale por la rama 2 tenemos planta sin regenerador.
Los datos utilizados para este modelo se presentan como resúmen a continuación en
la tabla 3.3.

- Propiedades del ambiente:
G = 860 W/m2
TL = 25 0
C PL = 1,014 bar
- Composición del aire (Fracciones molares):
20.738 % 02 77.292 % N2 0.03 % CO2
0.931 % Ar 1.009 % H2O
- Efectividad de intercambiadores de calor:
HC = 0,98 L = 0,985 R = 0,775
- Datos sobre la presión del sistema:
ρH = ρL = 0,975 rpT urbina
= 8,29215 rpCompresor
= 9,9
- Propiedades turbina y compresor:
pt = 0,911359 pc = 0,863508 T3 = 1149 0
C
- Valor que dispara switch 1: G 200 W/m2
- Datos torre solar:
Los mostrados en la
figura 3.5
Tx0
max
= 801,43 0
C Múltiplo solar= 1
- Datos cámara combustión:
ηC = 0,98 QLHV = 47,141 MJ/kg
Tabla 3.3: Datos utilizados para el desarrollo del modelo de Thermoflex.

Capı́tulo 4
Resultados y discusión
Tras la elaboración del modelo descrito se ha procedido a realizar una serie de simu-
laciones cuyos resultados se van presentar en este capı́tulo. Todas ellas utilizan el modelo
creado para la planta cuando funciona con regenerador. Estos resultados nos permiten
apreciar el comportamiento y valor de los parámetros de salida de la planta cuando opera
tanto en condiciones de diseño como en otras situaciones que pueden darse frecuentemente
durante la operación.
Se recuerda que se considera que la planta opera en condiciones nominales cuando la
temperatura ambiente es de 25 0
C, la presión es de 1,014 bar y la irradiación solar son
860 W/m2
.
Se reitera la importancia de la simulación correspondiente a estas condiciones ya que
es en la que Thermoflex diseña todos los componentes del sistema. En el resto de si-
mulaciones los elementos mantienen este diseño y solamente se cambian las condiciones
externas.
Dicho esto, se va a presentar el diseño obtenido de la torre solar y el campo de heliosta-
tos por su complejidad y la gran cantidad de datos que se han requerido para conseguirlo.
Este diseño se aprecia en la figura 4.1. Como se puede ver en esta figura el diseño es muy
cercano al que se describe en el artı́culo gracias a los datos proporcionados por Alberto
Agúndez Hernández. Se observa que Thermoflex diseña un campo de heliostatos con 65
unidades con un área reflectiva total de 7839 m2
, lo que supone un área de 121,6 m2
por
heliostato, y obtiene una altura de la torre de 72,26 metros. Comparando estos resultados
con los datos mencionados en el artı́culo, 69 heliostatos de 121m2
cada uno con una torre
de 75 metros, se puede decir que el diseño es muy cercano al real.
Ahora se van a describir las condiciones de la planta que se han simulado. Todas
son casos en los que la temperatura ambiente se mantiene fija con valor nominal y lo que
45

Capı́tulo 4. Resultados y discusión 46
Figura 4.1: Diseño de la torre solar obtenido en Thermoflex.

cambia son los valores de la irradiación solar. Los valores de irradiación que se estudian son
los siguientes: 860 W/m2
para representar condiciones nominales de operación, 0 W/m2
para representar el funcionamiento de la planta sin la torre solar y cinco situaciones con
irradiaciones menores a la nominal y valores de 300 W/m2
, 400 W/m2
, 500 W/m2
, 600
W/m2
y 700 W/m2
. Estas cinco últimas representan a la planta trabajando en modo
hı́brido cuando la irradiación es suficiente como para calentar el fluido pero está por
debajo de la nominal. La tabla 4.1 muestra la nomenclatura que se va a utilizar para
referirse a cada uno de estos casos de ahora en adelante.
Unidades Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Caso 6
Irradiación solar W/m2
860 0 300 400 500 600 700
Tabla 4.1: Nomenclatura para las distintas simulaciones en función de la irradiación.
Los resultados obtenidos para los casos estudiados se presentarán en dos secciones dis-
tintas utilizando una serie de tablas y capturas del programa. La primera sección se dedica
a presentar los resultados de la simulación en condiciones nominales y en ella se hace una
comparación entre estos resultados y los obtenidos en el artı́culo. La segunda sección se
dedica únicamente a presentar los resultados de las demás simulaciones realizadas (Tabla
4.1) dado que el artı́culo no implementa su modelo para esas condiciones.
Para comprender el valor de la potencia generada por la planta y los flujos de calor
que hay en la misma, las dos secciones van a empezar comentando las temperaturas en los
diferentes puntos del sistema para cada caso estudiado. Seguirán con la potencia eléctrica
generada y flujos de calor, y terminarán con el resto de parámetros de salida estudiados.
Estos son el “solar share”, el consumo de combustible, los rendimientos de las distintas
partes de la planta y el global de la misma.
Además de esta presentación de resultados que se va a realizar, al final del trabajo se
ha adjuntado un apéndice en el que se muestran las propiedades de todas las corrientes
del modelo para todas las simulaciones realizadas. Concretamente se muestran la tempe-
ratura, presión, flujo másico y entalpı́a de dichas corrientes.
4.1. Comparación de los resultados del artı́culo con
los de Thermoflex
Esta primera sección se centra en la simulación de la planta en condiciones nominales.
Para ilustrar los resultados que se van a presentar y discutir en esta sección se ha ela-

borado la tabla 4.2 en la que se comparan con los obtenidos en el artı́culo. Se presentan
también tres gráficos comparativos (figuras 4.2-4.4) con los resultados contenidos en dicha
tabla.
Artı́culo Simulación Diferencia en %
T1 21 31,07 47,95
T2 317 362,3 14,29
Tx 549 556,3 1,33
Tx0 754 801,42 6,29
T3 1149 1149 0
T4 617 611,4 0,91
Ty 384 419,5 9,24
Potencia térmica total aportada al ciclo (MWth) 12,798 12,395 3,25
Potencia térmica aportada por la torre (MWth) 5,011 5 0,22
Potencia térmica aportada por la cámara (MWth) 7,787 7,395 5,3
Potencia eléctrica generada (kWe) 4647 5081 9,34
“Solar share” o factor solar 0,341 0,403 18,18
Consumo de combustible (kg/s) 0,172 0,163 5,52
ηH 0,393 0,417 6,11
ηS 0,698 0,797 14,18
η 0,3 0,328 9,33
Tabla 4.2: Tabla comparativa de los resultados obtenidos en la simulación y en el artı́culo
para el caso de condiciones nominales (las temperaturas están en 0
C).
Figura 4.2: Gráfico comparativo de las temperaturas en los distintos puntos del ciclo.

Figura 4.3: Gráfico comparativo de los flujos de potencia en la planta.
Figura 4.4: Gráfico comparativo del resto de parámetros que se estudian.
También se presenta la tabla 4.3 donde se muestran las propiedades de la corriente
que se han obtenido en la simulación en los puntos más representativos del ciclo. Estas
propiedades son la presión, temperatura, caudal másico y entalpı́a en los puntos de salida
de los siguientes elementos: torre solar, cámara de combustión y turbina.

Propiedades del flujo Unidades C. Nominales
Salida de la torre solar [10] Presión bar 8,404
Salida de la torre solar [10] Temperatura C 801,4
Salida de la torre solar [10] Caudal másico kg/s 17,9
Salida de la torre solar [10] Entalpı́a H* kJ/kg 839,3
Salida de la cámara de combustión [5] Presión bar 8,404
Salida de la cámara de combustión [5] Temperatura C 1149
Salida de la cámara de combustión [5] Caudal másico kg/s 17,9
Salida de la cámara de combustión [5] Entalpı́a H* kJ/kg 1252,5
Salida de la turbina [3] Presión bar 1,014
Salida de la turbina [3] Temperatura C 611,3
Salida de la turbina [3] Caudal másico kg/s 17,9
Salida de la turbina [3] Entalpı́a H* kJ/kg 621,4
Tabla 4.3: Propiedades a la salida de la torre, cámara de combustión y turbina en planta
con regenerador en condiciones nominales.
4.1.1. Propiedades de la corriente y temperaturas en los puntos
del ciclo.
Para comenzar, puesto que el artı́culo solo presenta los resultados de temperatura en
los diferentes puntos del sistema de entre todas las propiedades de la corriente, esta sub-
sección se va a centrar en comentar y comparar estos valores. Esto ayudará a comprender
los resultados que se presentan en las siguientes subsecciones para estas condiciones.
A continuación se presenta la tabla comparativa 4.4 donde se muestran las tempera-
turas en cada punto del ciclo obtenidas en el artı́culo junto a las respectivas obtenidas en
la simulación. Dichos valores van a comentarse comenzando por el de la temperatura de
entrada a la turbina.
Temperaturas (0
C) Artı́culo Thermoflex
T1 21 31,07
T2 317 362,3
Tx 549 556,3
Tx0 754 801,42
T3 1149 1149
T4 617 611,4
Ty 384 419,5
Tabla 4.4: Temperaturas obtenidas de la implementación del modelo teórico del artı́culo
y de la simulación.
Como es lógico y se ha mencionado reiteradas veces, la temperatura en el punto 3 de
entrada a la turbina es fija y toma siempre el mismo valor para obtener una potencia

constante en la turbina. Por ello coincide en ambos modelos y toma un valor igual a 1149
0
C.
La temperatura de salida de la turbina, T4, obtenida en la simulación es de 611,4 0
C
frente a los 617 0
C del artı́culo, la diferencia es del 0,91 %. Considerando que los valores de
entrada a la turbina son iguales como se ha visto, esta diferencia se debe principalmente a
dos cosas. A las hipótesis realizadas para el cálculo de los parámetros necesarios para que
Thermoflex diseñe la turbina y a los datos del aire usados por el programa. El cálculo del
rendimiento politrópico a través de la hipótesis de considerar al aire como gas ideal puede
dar lugar a un diferente diseño de la turbina que puede afectar tanto a la temperatura
de salida como a la potencia mecánica que desarrolla este elemento. La distinta forma
de tratar al aire influye también en este resultado ya que, al tener distinta composición,
tendrá distintas propiedades. Una de las propiedades que varı́a es el calor especı́fico a
presión constante que influye tanto en la potencia mecánica como en la temperatura.
Del mismo modo, si las temperaturas de entrada al compresor fuesen iguales en el
artı́culo y en la simulación, se podrı́a justificar una diferencia en la temperatura de salida
de dicho elemento, T2, con los mismos argumentos. La hipótesis realizada para calcular
el rendimiento politrópico y los datos del aire usados por Thermoflex darı́an lugar a dife-
rencias.
Por lo tanto se acaban de justificar las diferencias tanto en el valor de temperatura a
la salida de la turbina, T4, como en la del compresor, T2, si se asume que el valor de la
temperatura de entrada al compresor, T1, es igual en el artı́culo que en la simulación (la
variación se concretará más adelante). Estos dos puntos son los dos puntos clave en el fun-
cionamiento del regenerador. A la salida de la turbina se tiene la corriente con la energı́a
térmica que va a aprovechar el sistema para recalentar el aire a la salida del compresor y
a la salida del compresor se tiene la corriente que va a aprovechar esta energı́a. Por tanto,
si se tienen diferentes valores de temperatura en alguno de estos puntos el intercambio de
calor será distinto en el regenerador. Esto afectará tanto a la temperatura de salida del
regenerador en la rama que viene de la turbina, Ty, como a la de salida que viene del com-
presor, Tx. En efecto, los valores de Ty son distintos y la diferencia es de 35,5 0
C, un 9,24 %.
Siguiendo los procesos que sigue la corriente desde este punto, se da el intercambio de
calor del aire con el ambiente antes del compresor. Tras él se encuentran diferencias en
la temperatura de salida de dicho intercambiador, T1. Esto se debe principalmente a las
causas comentadas que han resultado en un diferente valor de Ty en el artı́culo y en la
simulación, y a las diferentes propiedades del aire que hay entre modelos. Las distintas
concentraciones y propiedades de extracción de calor que utiliza el programa influyen en

el intercambio haciendo que en la simulación se libere menos calor al ambiente que en
el artı́culo. La diferencia en el valor de la temperatura en este punto es de 10,07 0
C, un
47,95 %.
Aquı́ queda claro que la suposición de que la temperatura de entrada al compresor,
T1, es igual en ambos modelos para justificar los diferentes valores a la salida de dicho
elemento no es correcta. Entonces la diferencia en el valor de la temperatura de salida del
compresor se debe a lo siguiente:
Al distinto diseño de la turbina por las hipótesis realizadas y las propiedades del
aire que resultan en un valor a su salida, T4, distinto. Esto influye por ser esta
temperatura la de entrada al regenerador.
A las propiedades del aire que influyen en los intercambios de calor en el regenerador
y con el ambiente.
Al distinto diseño del compresor por las hipótesis realizadas y las propiedades del
aire que resultan en un valor de salida, T2, distinto aún suponiendo temperaturas
de entrada al compresor, T1, iguales.
El valor obtenido de T2 es 45,3 0
C por encima del valor del artı́culo, la diferencia es
del 14,29 %.
Tras la compresión la corriente pasa por el regenerador donde ocurre lo siguiente.
Influye el diferente valor de temperatura a la salida de la turbina, T4, por ser la
rama caliente entrante al regenerador.
Influye el diferente valor de temperatura a la salida del compresor, T2, por ser la
rama frı́a entrante al regenerador.
Influyen las propiedades térmicas del aire dependientes de su composición, al darse
un intercambio de calor.
Estas diferencias resultan en un valor de Tx que es 7,3 0
C superior al del artı́culo, la dife-
rencia es del 1,33 %. Que este valor sea más alto en la simulación implica que el conjunto
torre-cámara de combustión aporta una cantidad menor de calor y supone un menor con-
sumo de combustible. Esta diferencia se apreciará y comentará más adelante.
Finalmente se llega al punto intermedio entre la torre solar y la cámara de combustión,
x0
. El valor de la temperatura en este punto, Tx0 , permite apreciar el reparto de los aportes
de calor entre la torre y en la cámara. Mayores valores de esta temperatura supondrán un
mayor aporte por parte de la torre solar y consecuentemente un mayor valor del “solar

share”, f. En las condiciones estudiadas en esta sección la simulación da la temperatura
máxima de salida de la torre 801,42 0
C como se programó, frente a los 754 0
C del artı́culo.
La diferencia es del 6,29 %. Esta diferencia se debe fundamentalmente al diseño de la torre
solar ya que, como se ha comentado, la temperatura de entrada a la torre, Tx, es muy pare-
cida en ambos casos (la diferencia es del 1,33 %). Al comienzo de este capı́tulo se presentó
el diseño de Thermoflex con la figura 4.1 y se observó que los parámetros geométricos
más representativos de la torre eran similares. Parámetros como el número de heliostatos,
el área reflectante del campo de heliostatos o la altura de la torre. A pesar de ello, a la
hora de implementar el modelo, el diseño hecho por Thermoflex utiliza un gran número
de parámetros y caracterı́sticas de la torre e incluye una estimación de las pérdidas muy
precisa mientras que el artı́culo utiliza un modelo menos realista en el que trata a la torre
como una fuente de calor y considera un número de parámetros de pérdidas menor. Esta
diferencia de modelos de torre y de valor de Tx0 tienen efecto en el reparto de calores que
aportan la torre y la cámara hasta alcanzar la temperatura de entrada a la turbina, T3.
Esto implica que los consumos de combustible también presentarán diferencias como se
verá más adelante. En este caso, al ser la temperatura de la simulación, Tx0 , más alta
que la del artı́culo, la cámara de combustión aportará una cantidad ligeramente menor de
calor que dará lugar a un menor consumo de combustible.
Las diferencias vistas en las temperaturas de los puntos de los modelos van a suponer
diferencias en los parámetros de salida de la planta. Tanto las ya mencionadas como las
que no se comentarán en las dos siguientes subsecciones.
4.1.2. Potencia generada y flujos de calor en la planta.
Dos consecuencias directas de las diferencias de temperatura obtenidas en los puntos
del ciclo son la diferente potencia eléctrica que genera el sistema y los diferentes flujos de
calor que hay en él cuando se implementan los dos modelos. Ambas van a discutirse en
esta subsección.
La tabla 4.5 presenta los datos obtenidos en la simulación junto a los del artı́culo. Dado
que ni los aportes de potencia térmica ni las potencias mecánicas generadas y consumidas
por turbina y compresor se especifican en el artı́culo, se han calculado. Para ello se han
utilizando las fórmulas que se presentan en su modelo teórico junto con resultados y da-
tos que sı́ que se proporcionan. Estos cálculos se muestran más adelante en esta subsección.
Se va a comezar hablando de la potencia eléctrica generada. El valor obtenido en la
planta es igual a 5081 kWe en la simulación y a 4647 kWe en el artı́culo. Esto supone una
diferencia del 9,104 %. Dado que se trata de una diferencia en la potencia generada, la

Artı́culo Thermoflex
Potencia eléctrica generada (MWe) 4,647 5,081
Potencia mecánica desarrollada por la turbina (MWe) 9,523 11,300
Potencia mecánica consumida por el compresor (MWe) 5,298 6,133
Potencia térmica total aportada al ciclo (MWth) 12,798 12,395
Potencia térmica aportada por la torre (MWth) 5,011 5,000
Potencia térmica aportada por la cámara (MWth) 7,787 7,395
Tabla 4.5: Flujos de potencia en la planta obtenidos de la implementación del modelo
teórico del artı́culo y de la simulación.
causa proviene de uno o varios de los elementos de la simulación que influyen en ella. Estos
elementos son la turbina y el compresor. Si se recuerdan los resultados de la subsección
anterior se vió que la simulación obtiene valores mayores tanto de temperatura de entrada
como salida del compresor, T1 y T2 respectivamente, y un valor menor de temperatura
de salida de la turbina, T4, en comparación con el artı́culo. Como se resaltó antes, la
temperatura de entrada a la turbina, T3, es igual en ambos casos.
Se sabe que una temperatura más alta de salida o una más baja de entrada implican
una mayor diferencia de entalpı́a entre salida y entrada. Esto, aplicando el Primer Prin-
cipio de la Termodinámica al compresor, implica una mayor potencia mecánica requerida
para su accionamiento y, aplicándoselo a la turbina, implica una mayor potencia mecánica
desarrollada por la misma.
Ahora se aplica el Primer Principio al compresor y se expresa la potencia mecánica
como la consumida al comprimir.
ẆCompresor = ṁ (h2 − h1) = ṁCp (T2 − T1) (4.1)
Con esta expresión, puesto que la temperatura T1 es 10, 07 0
C mayor que la del artı́culo
y T2 es 45,3 0
C mayor, vamos a tener un mayor consumo de potencia por parte del com-
presor en la simulación que en el artı́culo.
Aplicando ahora el primer principio a la turbina se tiene la siguiente expresión para
la potencia que produce.
ẆTurbina = ṁ (h3 − h4) = ṁCp (T3 − T4) (4.2)
Entonces como T4 es 5,6 0
C menor en las simulaciones que en el artı́culo la turbina gene-
rará también una potencia mayor.
Ahora, puesto que los valores de estas potencias no se presentan en el artı́culo, estas

se han calculado utilizando los resultados de temperatura en los puntos del ciclo. Se han
utilizado también para su cálculo un flujo másico de aire que pasa por ambos elementos
de ṁ = 17,9 kg/s y un calor especı́fico a presión constante del mismo de Cp = 1 kJ/kgK.
Los resultados han sido 5298,4 kW consumidos por el compresor y 9522,8 kW producidos
por la turbina.
La tabla 4.6 muestra el balance de calor del sistema en la simulación con los flujos de
calor en los distintos elementos y también con estos valores de potencia. Concretamente
6133kW consumidos por el compresor y 11300kW generados por la turbina.
Componente Energı́a introducida al sistema Energı́a extraı́da del sistema
(kW) (kW)
Compresor 6133
Intercooler 7230
Turbina 11300
Cámara de combustión 7395
Torre solar 5002
Energı́a total introducida en el sistema 18529
Energı́a total extraı́da del sistema 18529
Tabla 4.6: Balance de calor del caso 0.
Estas diferencias se deben principalmente a la diferencia de temperaturas comentadas
en la sección anterior y también incluyen el error de suponer el calor especı́fico a presión
constante, Cp, igual a 1 kJ/kgK ya que en el artı́culo se calcula a través de polinomios
caracterı́sticos del aire. Dicho esto, se quiere resaltar que de estas dos diferencias tiene
más peso la de la potencia mecánica producida por la turbina que la de la consumida por
el compresor. Las simulaciones obtienen 1777,2 kW más generados por la turbina que en
el artı́culo mientras que el compresor solo consume 834,6 kW más cuando se comparan.
A la vista de estos resultados queda justificada la mayor potencia eléctrica generada por
la simulación.
Otra causa adicional puede ser la eficiencia mecánica del sistema que no se comenta
en el artı́culo y que se ha considerado como ηmecanica = 0,998 siendo un valor que supone
pérdidas mecánicas prácticamente nulas.
Ahora se pasan a comentar los flujos de calor en la planta que se pueden apreciar
también en la tabla 4.6.
Como se puede ver, al tratarse de la simulación en condiciones nominales la torre solar
hace el aporte de 5 MW como está programada para hacer. El resto del aporte hasta elevar
la temperatura del aire a T3 lo da la cámara de combustión, aportando 7395 kW. Por lo
tanto el aporte total del conjunto, necesario para la producción constante de potencia en

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