pontificia universidad catolica de chile escuela de...

PONTIFICIA UNIVERSIDAD CATOLICA DE CHILE

ESCUELA DE INGENIERIA

AUMENTO DE EFICIENCIA DE

CENTRALES TERMOELÉCTRICAS Y

NUCLEARES USANDO ENERGÍA

OCÉANO TÉRMICA

RODRIGO ANDRÉS SOTO AVELLO

Tesis para optar al grado de

Magíster en Ciencias de la Ingeniería

Profesor Supervisor:

JULIO VERGARA AIMONE

Santiago de Chile, abril, 2012

2012, Rodrigo Andrés Soto Avello

PONTIFICIA UNIVERSIDAD CATOLICA DE CHILE

ESCUELA DE INGENIERIA

AUMENTO DE EFICIENCIA DE CENTRALES TERMOELÉCTRICAS Y NUCLEARES USANDO

ENERGÍA OCÉANO TÉRMICA

RODRIGO ANDRÉS SOTO AVELLO

Tesis presentada a la Comisión integrada por los profesores:

JULIO VERGARA AIMONE

HUGH RUDNICK VAN DE WYNGARD

JUAN DE DIOS RIVERA AGÜERO

MARCO ARRÓSPIDE RIVERA

Para completar las exigencias del grado de

Magíster en Ciencias de la Ingeniería

Santiago de Chile, abril, 2012

ii

El futuro está oculto detrás de los

hombres que lo hacen

Anatole France

iii

AGRADECIMIENTOS

El autor desea agradecer a quienes colaboraron en el desarrollo de la investigación.

En primer lugar, al profesor Julio Vergara, autor de la idea original y supervisor de la tesis,

por confiar en mi trabajo, por su excelente disposición y por su atenta colaboración.

Al profesor Juan de Dios Rivera del Departamento de Ingeniería Mecánica y Metalúrgica

(DIMM), al profesor Hugh Rudnick del Departamento de Ingeniería Eléctrica, y al Sr.

Marco Arróspide, Gerente General de Empresa Eléctrica Guacolda S.A.; por sus

observaciones.

Al Dr. Haruo Uehara de la Universidad de Saga (Japón) y a Peter O’Connell de GEC Co.

Ltd. (Japón), por compartir conmigo parte de la valiosa información recogida en varias

décadas de investigación en sistemas OTEC; y al Dr. Luis Vega de la Universidad de

Hawai (EUA), por compartir algunos detalles técnicos de sus modelos.

Al profesor José Francisco Muñoz del Departamento de Ingeniería Hidráulica y Ambiental,

a mis amigos y compañeros del DIMM, Ian Büntemeyer y Danilo Wimmer; por sus

contribuciones.

Al Departamento de Ingeniería Mecánica y Metalúrgica, y a la Escuela de Ingeniería de la

Pontificia Universidad Católica de Chile. A mi familia y a mis amigos.

INDICE GENERAL

Pág.

INDICE DE TABLAS .......................................................................................................vii

INDICE DE FIGURAS.................................................................................................... viii

RESUMEN..........................................................................................................................x

ABSTRACT .......................................................................................................................xi

1. INTRODUCCIÓN .....................................................................................................1

1.1. Generalidades....................................................................................................1

1.2. Energía eléctrica en Chile ..................................................................................4

1.3. Nuevas tecnologías..........................................................................................12

1.4. Objetivo de la tesis ..........................................................................................14

1.5. Organización del trabajo..................................................................................15

2. CONVERSIÓN DE ENERGÍA OCÉANO TÉRMICA.............................................16

2.1. Ciclo cerrado...................................................................................................16

2.2. Ciclo abierto....................................................................................................17

2.3. Historia ...........................................................................................................18

2.4. Eficiencia ........................................................................................................19

2.5. Otros ciclos .....................................................................................................20

2.6. Ciclo híbrido y desalinización..........................................................................23

3. DESCRIPCIÓN DEL PROYECTO..........................................................................26

4. MODELACIÓN DEL SISTEMA.............................................................................29

4.1. Temperatura del mar y del efluente..................................................................30

4.2. Consideraciones iniciales.................................................................................31

4.2.1. Flujo caliente .......................................................................................31

4.2.2. Flujo frío ..............................................................................................32

4.2.3. Evaporador y condensador ...................................................................32

4.2.4. Eficiencias turbina, generador y bombas ..............................................33

4.3. Ciclo híbrido ...................................................................................................34

4.3.1. Propiedades .........................................................................................34

4.3.2. Flujo de refrigerante ............................................................................37

4.3.3. Evaporador ..........................................................................................38

4.3.4. Condensador ........................................................................................40

4.3.5. Potencia de la bomba del refrigerante ..................................................42

4.3.6. Ciclo de desalinización.........................................................................43

4.3.7. Potencia de la bomba de vacío .............................................................45

4.3.8. Ducto flujo de agua fría........................................................................45

4.3.9. Potencia de la bomba de agua fría........................................................48

4.3.10. Potencia de la bomba de agua caliente .................................................54

4.3.11. Volumen del evaporador y condensador ...............................................57

4.3.12. Eficiencia de la planta OTEC ...............................................................57

4.3.13. Función ψ.............................................................................................58

5. DISEÑO DE UN SISTEMA OTEC HÍBRIDO.........................................................59

5.1. Central Termoeléctrica Punta Alcalde..............................................................59

5.2. Temperatura del mar .......................................................................................60

5.3. Salinidad del mar.............................................................................................63

5.4. Perfil batimétrico.............................................................................................64

5.5. Sistemas propuestos ........................................................................................65

5.5.1. Profundidades de captación y retorno...................................................65

5.5.2. Potencia base del sistema .....................................................................66

5.5.3. Parámetros de diseño ...........................................................................66

6. RESULTADOS Y DISCUSIÓN ..............................................................................69

6.1. Selección de profundidades de captación y retorno para 10 MW......................69

6.1.1. Flujo de agua fría.................................................................................69

6.1.2. Flujo de refrigerante ............................................................................70

6.1.3. Caída de presión en flujo de agua fría ..................................................71

6.1.4. Potencia de las bombas ........................................................................73

6.1.5. Eficiencia de la planta OTEC en Punta Alcalde ....................................75

6.1.6. Función ψ.............................................................................................76

6.1.7. Diseño final de 10 MW .........................................................................77

6.2. Optimización de la potencia base.....................................................................81

6.2.1. Flujos de agua y refrigerante................................................................82

6.2.2. Área de transferencia en evaporador y condensador.............................82

6.2.3. Caída de presión en ducto de agua fría.................................................83

6.2.4. Consumo de las bombas .......................................................................84

6.2.5. Flujo de agua desalinizada ...................................................................85

6.2.6. Eficiencia de la planta ..........................................................................86

6.2.7. Función ψ.............................................................................................87

6.2.8. Diseño final de 25 MW .........................................................................87

6.3. Impacto en la central termoeléctrica.................................................................93

6.3.1. Eficiencia de la central .........................................................................93

6.3.2. Factor de emisión .................................................................................94

7. ANÁLISIS ECONÓMICO.......................................................................................96

7.1. Costo de inversión de la Central Punta Alcalde................................................96

7.2. Costo de inversión de la planta OTEC .............................................................96

7.3. Costo nivelado de generación eléctrica ............................................................97

7.3.1. Estimación del costo nivelado de electricidad (LEC) ............................97

7.3.2. LEC Central Punta Alcalde ..................................................................97

7.3.3. LEC Central con planta OTEC .............................................................98

7.3.4. Producción de agua..............................................................................99

7.3.5. Análisis de sensibilidad ......................................................................100

8. CONCLUSIONES .................................................................................................103

BIBLIOGRAFÍA ...................................................................................................106

ANEXO A ................................................................................................................. 113

ANEXO B ................................................................................................................. 116

vii

INDICE DE TABLAS

Pág.

Tabla 1.1: Capacidad instalada de generación en Chile...............................................................................5

Tabla 1.2: Generación bruta año 2010 en Chile ..........................................................................................5

Tabla 1.3: Centrales costeras a carbón y diesel con capacidad mayor a 100 MW en el SIC .......................7

Tabla 1.4: Unidades generadoras de centrales costeras a carbón y diesel en el SING.................................7

Tabla 1.5: Límites de temperatura para descargas líquidas a aguas marinas y continentales superficiales .8

Tabla 5.1: Salinidad promedio del mar en Punta Alcalde a las profundidades de interés año 2010 ..........63

Tabla 5.2: Largo del ducto para alcanzar cada profundidad de interés ......................................................65

Tabla 5.3: Parámetros de diseño comunes a todos los sistemas propuestos...............................................67

Tabla 6.1: Diámetro óptimo del ducto frío para 10 MW............................................................................70

Tabla 6.2: Flujo másico de refrigerante para 10 MW ................................................................................71

Tabla 6.3: Resultados para el diseño final de la planta de 10 MW ............................................................77


Tabla 6.5: Flujos de agua fría y refrigerante ..............................................................................................82



Tabla 7.1: Costo nivelado de la electricidad (LEC) ...................................................................................99

Tabla 7.2: Costo neto nivelado ................................................................................................................100

Tabla 7.3: Escenarios de costos ...............................................................................................................101

Tabla 7.4: Costo neto nivelado ................................................................................................................101

viii

INDICE DE FIGURAS

Pág.

Figura 1.1: Principales corrientes en la costa de Chile............................................................................. 9

Figura 2.1: Ciclo OTEC cerrado ............................................................................................................ 16

Figura 2.2: Ciclo OTEC abierto ............................................................................................................. 17

Figura 2.3: Planta Sagar Shakthi en India .............................................................................................. 19

Figura 2.4: Temperatura superficial del mar global ............................................................................... 20

Figura 2.5: Ciclo Kalina OTEC ............................................................................................................. 21

Figura 2.6: Ciclo Uehara........................................................................................................................ 22

Figura 2.7: Componentes del sistema SOTEC....................................................................................... 22

Figura 2.8: Ciclo OTEC híbrido ............................................................................................................ 24

Figura 2.9: Ciclo OTEC para evaporación flash .................................................................................... 25

Figura 3.1: Esquema de una central termoeléctrica o nuclear refrigerada por agua............................... 26

Figura 3.2: Esquema del sistema propuesto (central con planta OTEC)................................................ 27

Figura 4.1: Ciclo OTEC híbrido usado en la modelación ...................................................................... 29

Figura 4.2: Esquema de un intercambiador de placas ........................................................................... 33

Figura 4.3: Diagrama T-S del ciclo Rankine.......................................................................................... 34

Figura 4.4: Diagrama de un evaporador flash ....................................................................................... 43

Figura 4.5: Dimensiones de las placas del intercambiador .................................................................... 51

Figura 5.1: Ubicación Central Punta Alcalde......................................................................................... 59

Figura 5.2: Perfiles mensuales de temperatura del mar en Punta Alcalde en enero y agosto de 2010... 61

Figura 5.3: TSM en 2010 y temperatura estimada del efluente en Punta Alcalde ................................. 61

Figura 5.4: Variación de la temperatura del mar en zona de Punta Alcalde año 2010........................... 62

Figura 5.5: Temperatura del mar en tres profundidades de interés en Punta Alcalde año 2010 ............ 63

Figura 5.6: Vista aérea de la dirección de captación del flujo frío......................................................... 64

Figura 5.7: Perfil batimétrico de la costa en la zona de descarga........................................................... 64

Figura 5.8: Sistemas propuestos para la simulación .............................................................................. 65

Figura 6.1: Relación entre la razón ψ y el flujo frío............................................................................... 69

Figura 6.2: Flujo frío óptimo para cada sistema de 10 MW................................................................... 70

Figura 6.3: Caída de presión en el flujo de agua fría para z = 600 m..................................................... 71

Figura 6.4: Caída de presión en el flujo de agua fría para z = 800 m..................................................... 72

Figura 6.5: Caída de presión en el flujo de agua fría para z = 1000 m................................................... 72

Figura 6.6: Caída de presión en el flujo de agua fría para z’ = 100 m ................................................... 73

Figura 6.7: Consumo de las bombas para z = 600 m ............................................................................. 73

ix

Figura 6.8: Consumo de las bombas para z = 800 m ............................................................................. 74

Figura 6.9: Consumo de las bombas para z = 1000 m ........................................................................... 74

Figura 6.10: Consumo de las bombas para z’ = 100 m .......................................................................... 75

Figura 6.11: Eficiencia de la planta para los sistemas propuestos de 10 MW ...................................... 76

Figura 6.12: Función ψ para los sistemas propuestos de 10 MW .......................................................... 77

Figura 6.13: Optimización del flujo frío para el diseño final de 10 MW............................................... 79

Figura 6.14: Distribución anual de la potencia generada para el diseño final de 10 MW...................... 80

Figura 6.15: Distribución anual de la eficiencia para el diseño final de 10 MW ................................... 80

Figura 6.16: Distribución anual de flujo desalinizado para el diseño final de 10 MW .......................... 81

Figura 6.17: Áreas de transferencia del evaporador ycondensador........................................................ 83

Figura 6.18: Caída de presión en ducto de agua fría .............................................................................. 83

Figura 6.19: Distribución del consumo de las bombas .......................................................................... 84

Figura 6.20: Flujo másico de agua de mar evaporada............................................................................ 85

Figura 6.21: Eficiencia de la planta........................................................................................................ 86

Figura 6.22: Variación de la función ψ con el tamaño del sistema........................................................ 87

Figura 6.23: Optimización del flujo frío para el diseño final de 25 MW............................................... 89

Figura 6.24: Diagrama T-S del ciclo Rankine en enero para 25 MW.................................................... 90

Figura 6.25: Ilustración del tamaño del condensador para 25 MW ....................................................... 91

Figura 6.26: Distribución anual de la potencia generada para el diseño final de 25 MW...................... 91

Figura 6.27: Distribución anual de la eficiencia para el diseño final de 25 MW ................................... 92

Figura 6.28: Distribución anual del flujo desalinizado para el diseño final de 25 MW ......................... 93

Figura 7.1: Costo neto nivelado ........................................................................................................... 102

x

RESUMEN

Las plantas termoeléctricas y nucleares requieren remover el calor residual de la central,

utilizando un flujo refrigerante y un sumidero del calor. En las plantas costeras resulta más

económica la descarga del calor al océano, con un aumento de temperatura del agua de mar

que provoca cierta contaminación térmica en el ecosistema local.

En este estudio se diseñó una planta híbrida anexa a una central térmica (fósil o nuclear),

para generar energía eléctrica adicional, sin aumentar emisiones, y para desalinizar agua de

mar, basada en el principio de Conversión de Energía Océano Térmica. Ésta usa un ciclo

Rankine de amoníaco, cuya fuente de calor es la descarga de agua de enfriamiento de la

central y cuyo sumidero de refrigeración es un flujo de agua fría captado desde las

profundidades del mar. Esta planta híbrida sería capaz de mitigar el impacto térmico de la

descarga en el océano.

La aplicación del sistema a nivel nacional resulta particularmente atractiva. Más del 60%

de la matriz eléctrica chilena se basa en combustibles fósiles. Se espera que esta capacidad

térmica continúe aumentando, siendo conveniente introducir tecnologías tanto para mejorar

la operación de las centrales como para reducir sus impactos ambientales globales y

locales.

Como caso de estudio, se simuló la incorporación del sistema OTEC a la Central Punta

Alcalde, proyecto de 740 MW a carbón en la región de Atacama. El diseño óptimo

contempla una captura de agua fría a 600 m de profundidad, generando entre 25 MW

(agosto) y 37 MW (febrero) de potencia eléctrica adicional, incrementando la eficiencia de

la central y reduciendo las emisiones de CO2. El flujo de agua desalinizada varía mes a

mes, sumando 5.8 millones de toneladas al año.

Palabras Claves: OTEC, central termoeléctrica, desalinización

xi

ABSTRACT

Thermal and nuclear power plants require removing the waste heat of the station, using a

cooling flow and a heat sink. In coastal plants it is more economical to reject the heat in the

ocean, increasing seawater temperature and causing some thermal pollution in the local

ecosystem.

In this study, a hybrid plant annexed to a power station (fossil or nuclear) was designed,

which generates additional electric power without additional emissions and desalinates

seawater, based on the principle of Ocean Thermal Energy Conversion. It uses an ammonia

Rankine cycle whose heat source is the discharge of thermal station cooling system and

whose cooling source is a flow of cold water captured from the depths of the sea. This

hybrid plant would be able to mitigate the thermal impact of the direct discharge into the

ocean.

Implementation of the system at national level is particularly attractive. More than 60% of

the Chilean electric grid is based on fossil fuels. Thermal capacity is expected to increase,

making it convenient to introduce technologies for both improving the operation of the

power plants and reducing their global and local environmental impacts.

As a case study, an OTEC system was simulated for Punta Alcalde power station, a 740

MW coal-fired plant in the region of Atacama. The optimal design requires cold seawater

capture at 600 m depth, generating from 25 MW (August) to 37 MW (February) of

additional power, increasing the efficiency of the station and reducing CO2 emissions. The

desalinated flow varies month to month, amounting 5.8 million tons per year.

Keywords: OTEC, thermal power plant, desalination

1

1. INTRODUCCIÓN

1.1. Generalidades

A nivel mundial, la participación de los combustibles fósiles en la energía

primaria alcanza un 81%. En la generación eléctrica la dependencia es igualmente

alta: 41% de la matriz es carbón, 21% gas natural y 5% petróleo. (IEA, 2011)

El mayor problema de la dependencia fósil es el impacto ambiental en los

procesos de transformación a otras formas de energía, siendo el más relevante la

emisión de CO2, un producto de la reacción de combustión. Éste es un gas de

efecto invernadero (GEI), responsable de un cambio climático en curso. Las

proyecciones indican que de continuar la actual trayectoria de emisiones, se

podría alcanzar una concentración entre 500 hasta más de 1000 ppm hacia fines

de siglo, lo que se traduciría en un aumento de temperatura global de 3 a 6 °C

(IPCC, 2007).

Los estudios del IPCC aseguran que un aumento del promedio de la temperatura

global mayor a 2 ºC introduciría riesgos considerables para la sociedad y los

ecosistemas. También confirman que un aumento de 1.4 ºC respecto a la era

preindustrial es inevitable. El informe de Copenhagen (2009) establece como

meta no superar una concentración de CO2 de 450 ppm, que incluyendo el efecto

inverso de los aerosoles limitaría el aumento de temperatura a 2 ºC. Para ello se

necesita una reducción inmediata y dramática de las emisiones de GEI.

Los productos de combustión incompleta también generan un daño ambiental.

Las emisiones de óxidos de nitrógeno (NOx), óxidos de azufre (SOx) y material

particulado (MP) son consideradas fuentes de contaminación atmosférica, y a

diferencia del CO2, su impacto es a nivel local. Las plantas termoeléctricas a

carbón son las que producen los mayores impactos.

2

La energía nucleoeléctrica aparece como una alternativa para sustituir parte de la

generación fósil, sin emisiones gaseosas locales ni de efecto invernadero.

Actualmente la energía nuclear alcanza un 13% de la generación eléctrica

mundial, con 436 reactores operando y otros 60 en camino, la mayoría del tipo

LWR (reactor de agua liviana).

Un impacto ambiental con menor atención está igualmente presente en plantas

termoeléctricas (carbón y diesel) y en plantas nucleares. Las centrales térmicas

requieren de un medio de refrigeración para la etapa de condensación, donde se

libera el calor de desecho. Para este propósito se puede usar aire, mediante la

instalación de torres de enfriamiento, o agua de mar. En este último caso las

plantas se ubican en la costa, usando un flujo de agua de 2 a 3 m3 por minuto por

MW. El flujo absorbe el calor residual de la planta (casi dos tercios del calor

liberado en la combustión o en la fisión nuclear), incrementando su temperatura

en unos 10 °C, según el marco regulatorio. El retorno del agua al mar a una

mayor temperatura que la natural, aún cuando no existan alteraciones en la

composición, constituye un impacto ambiental adverso para el ecosistema local,

conocido como contaminación térmica. Ésta se entiende como un cambio

perjudicial (incremento o disminución) en la temperatura de un cuerpo de agua

como resultado de actividades humanas (Kennedy, 2004). Los impactos en el

medio acuático dependen naturalmente del volumen de la descarga, del cambio

de temperatura provocado y del medio biótico expuesto.

Las condiciones básicas para la supervivencia de organismos marinos son la

temperatura y el oxígeno. Existe una relación entre ambos parámetros: los

incrementos en flujos de calor horizontal y vertical producen una disminución del

oxígeno disuelto (Ahn et al., 2006). Pequeños cambios en la temperatura del agua

(1 ó 2 °C) son considerados impactos ambientales (KEPCL report, 1994). Según

Langford (1990) este aumento altera los sistemas biológicos, físicos (ej.

salinidad) y químicos de los cuerpos de agua, factores promotores de cambios

fisiológicos en los organismos marinos, dado que algunos organismos son

3

sensibles a los gradientes de temperatura (Ahn et al., 2006). Esto se agrava

cuando los cambios son bruscos (KORDI report, 2003). El resultado puede ser la

desaparición de ciertos organismos sensibles, posiblemente alterando la

estabilidad ecológica del ecosistema cuando la temperatura sobrepasa un límite

específico. Los impactos pueden ser mayores en las aguas costeras, dado que

éstas son el hogar de una gran cantidad de microorganismos que llevan a cabo

numerosas funciones ecológicas. Muchos de ellos son fundamentales desde el

punto de vista de los ciclos de nutrientes (Saravanan et al., 2008).

Se han llevado a cabo algunos estudios experimentales en zonas tropicales y

subtropicales afectadas por efluentes térmicos descargados por plantas de energía.

Varios de ellos se han centrado en los cambios en el fitoplancton, que se

encuentra en la base de la cadena alimentaria de los ecosistemas acuáticos,

realizando la parte más importante de la producción primaria (Poornima et al.,

2006). La carga térmica perturba la población de microalgas, alterando la

composición de comunidades de fitoplancton y la tasa de fotosíntesis (Morgan y

Stross, 1969; Hamilton et al., 1970; Sellner et al., 1984). Poornima et al.

estudiaron estos impactos en el fitoplancton afectado en los sistemas de

enfriamiento en las costas cercanas a Madras Atomic Power Station en

Kalpakkam, India. El estudio reveló una reducción en la biomasa y una caída en

la productividad primaria bruta respecto del estado intacto. Chuang et al. (2009)

estudiaron los efectos de las descargas en el perifiton (habitual productor primario

en ecosistemas costeros) en las costas subtropicales de Taiwán, encontrando que

su productividad se ve también afectada por el aumento en la temperatura del

mar. El estudio de laboratorio de Jiang et al. (2009) determinó los límites de

temperatura letales y los potenciales impactos de las descargas en especies de

copépodos1 en costas subtropicales. Los resultados mostraron que el aumento de

temperatura del mar producto de las descargas induce un aumento de mortalidad

1 Entre el plancton marino, los copépodos representan el principal grupo de productores secundarios, jugando un rol clave en los ciclos de nutrientes y energía en los ecosistemas marinos, por la formación de un enlace entre producción primaria (ej. fitoplancton) y terciaria (ej. peces planctívoros) (De-Young et al., 2004).

4

de copépodos, una reducción en la diversidad y una mayor tolerancia de estas

especies a los impactos térmicos en comparación con otras presentes en

medioambientes marinos estables. Existen otros estudios sobre comunidades de

peces, como el de Teixeira et al. (2009), realizado en las costas tropicales de la

Bahía de Ilha Grande en Brasil. Este estudio mostró diferencias significativas en

la composición, riqueza y diversidad de las comunidades de peces en las zonas

impactadas respecto de las zonas no impactadas. Por último, el aumento de

temperatura causado por el calentamiento global podría agravar los impactos de

la contaminación térmica en el plancton en sistemas de enfriamiento,

sobrepasando la capacidad de tolerancia de muchas especies (Smith y Reynolds,

2009).2

1.2. Energía eléctrica en Chile

La matriz eléctrica chilena está conformada por cuatro sistemas de generación,

estos son: el Sistema Interconectado del Norte Grande (SING), el Sistema

Interconectado Central (SIC), el Sistema Eléctrico de Aysén (SA) y el Sistema

Eléctrico de Magallanes (SM). Los dos primeros son sin duda los más

importantes, juntos constituyen el 99% de la capacidad instalada del país.

Según datos de la Comisión Nacional de Energía (CNE) de octubre de 2011, el

SIC cuenta con una capacidad instalada de generación de 12488 MW, de los

cuales 6511 MW son de origen termoeléctrico, equivalentes al 52.1%. El resto es

principalmente hidroeléctrico. El SING, en cambio, cuenta con una capacidad

total de 4344 MW, de los cuales el 99.7% es termoeléctrico. La Tabla 1.1 muestra

la capacidad total a nivel nacional. Considerando todos los sistemas, se tiene que

un 64.6% de la capacidad instalada del país se compone de centrales

termoeléctricas.

2 Si bien el aumento de temperatura del mar constituye un daño para la mayoría de los organismos presentes en ecosistemas costeros, no todos los efectos son negativos. Existen instalaciones de producción de abalones

5

Tabla 1.1: Capacidad instalada de generación en Chile (CNE, 2011)

Sistema Potencia total

instalada (MW) Capacidad

termoeléctrica (MW) Participación termoeléctrica

SING 4343.8 4328.9 99.7 %

SIC 12487.9 6510.5 52.1 %

SA 49.0 28.0 57.2 %

SM 89.1 89.1 100.0 %

Total 16969.8 10956.5 64.56 %

Resulta más interesante, sin embargo, estudiar la generación por sistema. En la

Tabla 1.2 se muestra la generación eléctrica total del año 2010 (CNE, 2011). Un

61.8% de la generación fue en base a termoelectricidad. El carbón representó el

57.9% de la generación del SING y un 20.5% de la del SIC, siendo un 30% de la

generación bruta del país. La generación eléctrica total del año 2010 suma 58.7

TWh. El informe de la Comisión Asesora para el Desarrollo Eléctrico (CADE)

proyecta un consumo de 136 TWh para el año 2030 y una demanda máxima de

20 GW (Ministerio de Energía, 2011).

Tabla 1.2: Generación bruta año 2010 en Chile (CNE, 2011)

Generación termoeléctrica (GWh)

Participación termoeléctrica Sistema

Generación bruta

(GWh) Carbón Otros fósiles

Total fósil Carbón Otros fósiles

Total fósil

SING 15100 8736 6306 15042 57.9 % 41.8 % 99.6 %

SIC 43157 8835 11958 20793 20.5 % 27.7 % 48.2 %

SA 135 0 128 128 0.0 % 94.9 % 94.9 %

SM 269 0 269 269 0.0 % 100.0 % 100.0 %

Total 58661 17571 18661 36232 30.0 % 31.8 % 61.8 %

La tendencia sugiere que, aun cuando casi todos los sectores coinciden en la

necesidad de apuntar hacia formas de energía más sustentables, y aunque su

(haliotidae) que aprovechan y se benefician de las zonas con agua a mayor temperatura.

6

participación en la matriz eventualmente se reduzca, la capacidad térmica, en

especial la de carbón, seguirá aumentando y jugando un rol clave en el futuro, en

respuesta al aumento regular de la demanda y a la dificultad de adopción de otras

fuentes. De hecho, varios proyectos termoeléctricos importantes se encuentran

actualmente ingresados en el Sistema de Evaluación de Impacto Ambiental. De

los proyectos de generación hoy en construcción el 62% son centrales térmicas y

94% de esta capacidad térmica en construcción corresponde a plantas en base a

carbón (Ministerio de Energía, 2010).

La núcleo-electricidad no está presente en Chile. Sin embargo, los estudios

realizados por el Ministerio de Energía (2010) concluyeron que un programa

nuclear de potencia correctamente ejecutado sería seguro para las personas y el

medio ambiente, económicamente interesante (mejoraría la seguridad de

suministro y ayudaría a la estabilidad de costos), de bajo impacto ambiental local

y global (ayudaría a moderar el alza observada de nuestra huella de CO2) y un

aporte significativo y económicamente competitivo a partir de mediados de la

década de 2020. El reciente informe CADE consideró conveniente completar el

proceso de evaluación y preparación para que el país pueda tomar una decisión

informada en esta materia, y estimó que el terremoto de Japón señalará a la

industria formas para mejorar aún más la tecnología, siendo Chile en su

condición de país sísmico un beneficiado de tales mejoras.

La mayoría de las centrales termoeléctricas del país están ubicadas en la costa,

usando el mar como sumidero de enfriamiento. La Tabla 1.3 muestra las

principales centrales termoeléctricas costeras del SIC con refrigeración mediante

agua de mar (centrales a carbón y diesel), de acuerdo a datos de la CNE. Las

principales centrales costeras del SING se muestran en la Tabla 1.4, divididas

esta vez por unidad de generación.

7

Tabla 1.3: Centrales costeras a carbón y diesel con capacidad mayor a 100 MW en el SIC (CNE, 2009)

Central Empresa Año Tipo Capacidad Ubicación Región

Guacolda Guacolda S.A. 1995 Carbón 422.9 MW Huasco III

Ventanas AES Gener 1964 Carbón 322.0 MW Puchuncaví V

Los Espinos Colbún S.A. 2009 Diesel 122.0 MW Los Vilos IV

Bocamina Endesa 1970 Carbón 120.3 MW Coronel VIII

Total 987.2 MW

Tabla 1.4: Unidades generadoras de centrales costeras a carbón y diesel con capacidad mayor a 100 MW en el SING (CNE, 2009)

Central Empresa Año Tipo Capacidad Ubicación Región

Mejillones (CTM2) Edelnor 1998 Carbón 175.0 MW Mejillones II

Mejillones (CTM1) Edelnor 1996 Carbón 165.9 MW Mejillones II

Tarapacá (CTTAR) Celta 1999 Carbón 158.0 MW Iquique I

Norgener (NTO2) Norgener 1997 Carbón 141.1 MW Tocopilla II

Tocopilla (U14) Electroandina 1987 Carbón 136.3 MW Tocopilla II

Norgener (NTO1) Norgener 1995 Carbón 136.3 MW Tocopilla II

Tocopilla (U15) Electroandina 1990 Carbón 132.4 MW Tocopilla II

Tamaya Electroandina 2009 Diesel 103.7 MW Tocopilla II

Total 1148.7 MW

Las descargas térmicas de las centrales enumeradas son proporcionales a su

capacidad de generación, y por lo tanto son fuentes de impactos ambientales en

las zonas costeras donde se ubican. Si bien se identificaron sólo las plantas con

una capacidad instalada superior a 100 MW con sumidero marítimo, las

descargas de centrales costeras más pequeñas no deben ser olvidadas. A juzgar

por la ubicación y la capacidad de generación de estas plantas, las zonas críticas

(entendidas como las zonas que reciben las mayores descargas) son las costas de

las regiones II, III y V. En ellas se encuentra la mayor cantidad de plantas y las de

mayor capacidad.

8

La “Norma de emisión para la regulación de contaminantes asociados a las

descargas de residuos líquidos a aguas marinas y continentales superficiales”,

D.S. Nº 90 de 2000 del Ministerio Secretaría General de la Presidencia (DO

07.03.2001) establece un límite máximo de concentraciones y temperaturas de las

descargas líquidas según el tipo de cuerpo de agua donde se hace la descarga.

Ésta distingue límites para cuerpos de aguas fluviales, lacustres, marinos dentro

de la zona de protección litoral y marinos fuera de la zona de protección litoral.

La Tabla 1.5 resume los límites máximos permitidos para el parámetro de interés:

temperatura. Se desprende de aquí que las descargas de agua al mar de las plantas

termoeléctricas están limitadas a una temperatura máxima de 30 °C.

Tabla 1.5: Límites de temperatura para descargas líquidas a aguas marinas y continentales superficiales (DO 07.03.2001)

Cuerpos de agua Límite de

temperatura

Fluviales 35 °C

Lacustres 30 °C

Marinos (dentro de zona de protección) 30 °C

Marinos (fuera de zona de protección) -

Considerando que las descargas de las centrales pueden fácilmente alcanzar una

temperatura de 10 °C por sobre la TSM y que la norma de emisión de residuos

líquidos establece un máximo de 30 °C, es presumible que en algunas zonas las

descargas se mantienen muy cerca del límite máximo permitido. El monitoreo de

temperatura del agua de mar en los alrededores de una central depende de las

exigencias de la Resolución de Calificación Ambiental de cada instalación.

En ausencia de estudios locales, los daños observados en los estudios citados en

la sección 1.1 podrían ser indicios de los impactos en las costas de Chile. Es

necesario revisar las principales características de los ecosistemas marinos del

país, especialmente en lo que se refiere a flora y fauna.

9

Fariña, Ossa y Castilla (2008) sintetizaron información sobre la descripción de

los patrones de distribución y las características principales de la flora y fauna de

las costas de nuestro país. Respecto de la topografía, geografía y clima, y de

acuerdo a patrones de temperatura, precipitaciones y vientos, la costa de Chile ha

sido dividida en tres zonas (Brattström y Johanssen, 1983): la llamada “zona

seca” (desde Arica a Coquimbo), la “zona templada” (Coquimbo a Isla Mocha) y

la “zona lluviosa y patagónica” (Isla Mocha al Cabo de Hornos).

Respecto de la oceanografía, los autores sintetizaron trabajos relativos a

descripciones de las corrientes costeras, reconociendo ocho corrientes principales,

mostradas en la Figura 1.1.

Figura 1.1: Principales corrientes en la costa de Chile (Fariña, Ossa y Castilla, 2008)

10

Las corrientes transportan masas de agua con distintas características

fisicoquímicas, produciéndose confluencias que son llamadas convergencias

oceánicas. Entre estas convergencias se encuentran las llamadas “zonas

oceanográficas” que cuentan con características particulares de temperatura,

salinidad y contenido de oxígeno (Fariña, Ossa y Castilla, 2008).

Estos autores señalan que los patrones de distribución de las especies de flora y

fauna se corresponden con las descripciones basadas en los patrones de

circulación oceanográficos, climáticos y topográficos, especialmente en lo

referente a la distribución de corrientes y contracorrientes costeras superficiales y

subsuperficiales. Ellos también indican, apoyados en Santelices (1991), que en

términos generales la flora y fauna marina de Chile presenta un alto grado de

aislamiento geográfico existiendo pocas similitudes (especialmente de las

especies endémicas3) con las biotas marinas ecuatoriales cercanas. Esto sugiere

que las bajas temperaturas y la preponderancia de corrientes fluyendo desde el sur

hacia el norte habrían permitido un reducido intercambio con las otras biotas.

Además, la baja concentración de oxígeno de las aguas subsuperficiales del norte

podría actuar como barrera para la dispersión de especies de agua profunda. De

hecho, las aguas profundas de toda la zona norte del país son parte de una de las

“zonas de mínimo oxígeno” más grandes del planeta (Ulloa y Depol, 2004). Por

otro lado, las bajas salinidades que prevalecen durante todo el año en la zona

lluviosa y patagónica podrían actuar como barrera al ingreso de especies desde el

sur. Aparte del nivel de endemismo y “exclusividad” de las especies de

organismos marinos en Chile, otra posible consecuencia del aislamiento sería una

diversidad total menor que en áreas cercanas o de características físicas similares.

Esto se ha comprobado en algas, peces e invertebrados, que han mostrando

niveles de riqueza de especies bastante bajos en la costa de nuestro país

(Santelices, 1991).

3 Una especie es endémica de cierta región sólo si es posible encontrarla de forma natural en ese lugar.

11

En síntesis, ante un escenario energético local dominado por la generación

termoeléctrica, los impactos ambientales de las emisiones gaseosas de

contaminantes globales y locales, así como de las descargas líquidas en el mar,

son la mayor preocupación en la proyección al futuro. Una eventual sanción por

emisión de CO2 tendría gran impacto en el país. De acuerdo a la IEA, en el año

2009 Chile emitió 65 millones de toneladas de dióxido de carbono, cifra que

aumentará sustantivamente con los nuevos proyectos. El informe CADE, por

ejemplo, proyecta un impuesto a la emisión de 12 dólares por tonelada de CO2.

Respecto a los contaminantes locales, las tecnologías de reducción de emisión

utilizadas en las plantas actuales posibilitan cada vez mayores disminuciones de

SOx y NOx respecto a las centrales antiguas, cumpliendo las exigencias de la

normativa ambiental vigente. En el caso de las descargas de agua de

enfriamiento, el aislamiento geográfico, las pocas similitudes con biotas marinas

cercanas y la presencia de endemismo, impide una comparación directa del

impacto local con los estudios citados en la sección 1.1, pero es previsible un

daño equivalente en la biodiversidad y en la biomasa costera.

Al mismo tiempo, el rechazo de la opinión pública a la instalación de nuevas

plantas en defensa de las localidades donde se ubican, ha adquirido particular

fuerza en el último tiempo, llegando a influenciar decisiones políticas. Esto bajo

el argumento de las consecuencias ambientales de emisiones locales y descargas

en el mar. De manera que hoy la mayor dificultad de ingreso de las centrales no

responde a la evaluación del impacto ambiental y al cumplimiento de la ley, sino

al rechazo de sectores sociales. En agosto de 2010, en respuesta a una fuerte

oposición ciudadana, la empresa GDF Suez, a instancias del gobierno, detuvo la

instalación de la Central Barrancones, proyecto termoeléctrico a carbón de 540

MW en la región de Coquimbo.

12

1.3. Nuevas tecnologías

Ante el escenario expuesto, es un desafío y una necesidad introducir tecnologías

que contribuyan tanto a mejorar el uso de las plantas térmicas como a la

reducción de los impactos ambientales asociados a su operación. Existen, de

hecho, tecnologías que permiten que las centrales sean cada vez más eficientes y

emitan menos gases contaminantes. Para lo primero, es posible trabajar con vapor

a mayor temperatura y presión, utilizando aleaciones de mayor resistencia

mecánica y química. Por otro lado, una nueva tecnología conocida como ciclo

combinado con regasificación integrada (IGCC) opera gasificando el carbón. Esto

posibilita mayor eficiencia y a la vez reduce los residuos sólidos y las emisiones

gaseosas, con una posible simplificación de la captura de CO2.

Para conseguir menos emisiones contaminantes existen hoy las llamadas

tecnologías de limpieza de los gases de combustión. Entre ellas se cuentan la

desulfurización de gases (para SOx), los quemadores de bajo NOx, las técnicas de

requemado y los métodos de reducción catalítica selectiva de NOx, un proceso

post combustión. Para reducir el MP existen los filtros de partículas, los filtros de

mangas y los precipitadores electrostáticos.

El caso del CO2 es diferente. Existen tecnologías de captura y secuestro de

carbono (CSC) que podrían captar gran parte del dióxido de carbono posterior a

la combustión, transportarlo mediante gasoductos o buques, y almacenarlo en

depósitos geológicos, en el océano (a profundidades suficientes para su

contención) o en carbonatos minerales, aprovechando la reacción del CO2 con

óxidos metálicos. Estas tecnologías aún se encuentran en etapa piloto y de

investigación o demostración, pero se espera su introducción a gran escala en las

próximas décadas.

13

Respecto de los descargas del calor de desecho, los impactos pueden reducirse

utilizando torres de enfriamiento en vez de refrigeración por agua. Esto, sin

embargo, requiere mayores costos de inversión, que se traducen en un mayor

costo de la electricidad. En el caso de la refrigeración por agua, a su vez, una

reducción directa de los impactos térmicos se conseguiría disminuyendo el flujo

de refrigeración o bajando su temperatura. Dado que la energía residual que cada

central debe disipar es fija, una eventual reducción del flujo implica un aumento

de temperatura, y viceversa. Sin embargo, un uso adicional (con fines térmicos)

del calor de desecho bajaría la temperatura final. Esto se podría conseguir

aplicando tecnologías de cogeneración.

Dichas tecnologías son aplicables a industrias que se sustentan en procesos de

calor (conocido como calor de proceso), tales como la química, de pulpa y papel,

minería, producción y refinación de petróleo, fabricación de acero, procesamiento

de alimentos y textil. Estas industrias también consumen una gran cantidad de

energía eléctrica. Desde el punto de vista de la ingeniería es más económico

utilizar un mismo potencial de trabajo para ambos efectos. El resultado es una

central de cogeneración que produce electricidad mientras cubre ciertos

requerimientos de calor de procesos industriales. En general, la cogeneración es

“la producción de más de una forma útil de energía (como calor de proceso y

energía eléctrica) a partir de la misma fuente de energía”. En condiciones ideales

ninguna cantidad de calor se libera en esta central como calor de desecho.

(Cengel y Boles, 2009)

En este estudio, con el propósito de aumentar la eficiencia y reducir los impactos

térmicos, se diseñó una planta acoplada a una central termo o nucleoeléctrica que

provee simultáneamente de potencia eléctrica adicional y agua desalinizada bajo

el principio de Conversión de Energía Térmica del Océano (OTEC por sus siglas

en inglés). Consiste en un ciclo de potencia de vapor de baja temperatura, cuya

fuente de energía es la descarga de agua caliente de la central térmica y cuya

fuente de enfriamiento es un flujo de agua proveniente de las profundidades del

14

mar. El sistema aprovecha parte de la energía residual no utilizada en la central, y

devuelve el flujo de agua a una temperatura muy próxima a la de la superficie del

mar, evitando de este modo los impactos térmicos negativos.

El sistema se modeló usando principios termodinámicos y de transferencia de

calor. Como caso de estudio el modelo se aplicó a las condiciones de la Central

Termoeléctrica Punta Alcalde, proyecto de central a carbón de 740 MW que se

encuentra ingresado en el SEIA y que se ubicará en la región de Atacama. Las

condiciones locales de distribución temporal y espacial de temperaturas del

océano, y las propiedades físicas y termoquímicas del agua de mar fueron

estimadas con alta precisión, dada la sensibilidad del sistema a sus variaciones. El

tamaño de la planta y las variables de diseño fueron optimizadas de modo de

minimizar la razón entre costo y potencia neta.

1.4. Objetivo de la tesis

Objetivo principal

Evaluar el aumento potencial de eficiencia de una central térmica con la

incorporación de una planta OTEC híbrida.

Objetivos secundarios

1. Diseñar y modelar una planta OTEC híbrida acoplada a una central

termo o nucleoeléctrica costera.

2. Conocer los impactos térmicos y atmosféricos de las centrales actuales.

3. Estudiar el estado del arte de la tecnología OTEC, y distinguir el aporte

de este trabajo al conocimiento en el campo.

4. Evaluar el impacto potencial de la planta propuesta en una central

chilena, a través de la simulación del sistema bajo condiciones locales.

15

1.5. Organización del trabajo

Se comenzó evaluando en este capítulo la posibilidad de mejorar el desempeño de

las plantas termoeléctricas así como las opciones para reducir los impactos

ambientales en el mar, revisando el contexto energético global y nacional, y los

impactos ambientales de las descargas costeras, incluyendo además las

características del medio biótico marino de Chile.

El principio de trabajo y el estado del arte de la tecnología de Conversión de

Energía Océano Térmica se exponen en el capítulo 2, seguido por la descripción

del proyecto híbrido original propuesto (capítulo 3). La modelación del sistema es

explicada en detalle en el capítulo 4, incluyendo los fenómenos involucrados y

los procedimientos aplicados para simular el sistema.

Como caso de estudio, y enfatizando en que sólo constituye un ejemplo de

aplicación de un modelo general y flexible, en el capítulo 5 se presenta la

aplicación del proyecto a la Central Termoeléctrica Punta Alcalde. Ahí se

detallan las condiciones locales de temperatura, salinidad y geografía, así como la

información de operación de la central. Los resultados son presentados en el

capítulo 6. Un primer análisis considera una planta OTEC de 10 MW de potencia,

para determinar las profundidades óptimas de captación y retorno en la zona de

esta central. Una vez optimizada la captación, el sistema se escala para distintos

tamaños (potencia base) con las profundidades óptimas antes determinadas, con

el objetivo de establecer ahora el tamaño óptimo del sistema final. Los resultados

de la simulación de la operación anual de la planta según el diseño final son

expuestos como último resultado, incluyendo el impacto que tiene en el

desempeño global de esta central termoeléctrica.

En el capítulo 7, se lleva a cabo una estimación económica del proyecto. En el

capítulo 8, finalmente, se exponen las conclusiones y los impactos del trabajo.

16

2. CONVERSIÓN DE ENERGÍA OCÉANO TÉRMICA

La Conversión de Energía Térmica del Océano (OTEC) es una tecnología para generar

energía eléctrica usando como fuente de calor la energía térmica almacenada en el mar.

Para ello se utiliza un ciclo Rankine de vapor que aprovecha la diferencia de

temperatura entre la superficie y las profundidades del océano.

Existen dos tipos básicos de diseños OTEC: las plantas de ciclo cerrado utilizan la

evaporación de un fluido de trabajo para impulsar el sistema turbina-generador, y las

plantas de ciclo abierto usan agua de mar para impulsar la turbina (Magesh, 2010).

Ambos sistemas se explican a continuación. Otro diseño, conocido como planta

híbrida, consiste en una combinación de los anteriores.

2.1. Ciclo cerrado

El ciclo cerrado, mostrado en la Figura 2.1, utiliza un fluido de trabajo, tal como

amoníaco o freón (Bai et al., 2002) en un ciclo Rankine de baja temperatura.

~

EVAPORADOR

TURBINA

GENERADOR

CONDENSADOR

AGUA DE MAR SUPERFICIAL

AGUA DE MAR FRÍA (PROFUNDA)

∆T

BOMBA DE AGUA FRÍA

BOMBA DE AGUA CALIENTE

BOMBA DE REFRIGERANTE

AGUA DEVUELTA AL MAR


Figura 2.1: Ciclo OTEC cerrado (adaptado de Yamada et al., 2006)

17

Un flujo de agua de mar superficial atraviesa el evaporador del ciclo, entregando

energía suficiente al fluido refrigerante para que éste se evapore. Todo el flujo de

agua de mar superficial es devuelto al océano a una temperatura menor a la de

captación. El fluido refrigerante en forma de vapor impulsa el sistema turbina-

generador para generar electricidad. Al salir de la turbina, el fluido es enfriado y

condensado en un condensador, luego pasa por una bomba que recupera la

presión y el ciclo se repite. Un flujo de agua de mar captado desde una

profundidad suficiente (usualmente no más de 1000 metros) actúa como sumidero

de refrigeración para el condensador. Este flujo frío incrementa su temperatura y

es devuelto al mar a nivel superficial o a una profundidad intermedia.

2.2. Ciclo abierto

En el ciclo abierto el fluido de trabajo es vapor de agua, que puede ser vertido

después de su uso. El flujo de agua de mar superficial es bombeado a una cámara

en la cual la presión se reduce mediante una bomba de vacío hasta un valor

suficientemente bajo para causar evaporación.

~

TURBINA

GENERADOR


AGUA DE MAR (PROFUNDA)

∆T

AGUA DESALINIZADA

EVAPORADOR FLASH

CONDENSADOR

BOMBA DE AGUA FRÍA




Figura 2.2: Ciclo OTEC abierto (adaptado de Kim et al., 2009)

18

El vapor a baja presión, después de pasar por la turbina, puede en principio ser

descargado directamente en el océano. Pero en vez de ello, es posible también

conducir el vapor a un condensador enfriado por un flujo de agua de mar, como

en el sistema mostrado en la Figura 2.2. En este caso el vapor condensado puede

constituir una fuente de agua desalinizada. (Avery y Wu, 1994)

2.3. Historia

El concepto de OTEC es muy antiguo, a pesar de ello la tecnología no ha

alcanzado madurez industrial. La primera formulación de la idea de una planta

para generar electricidad a partir de la energía térmica del mar fue hecha por J.

D’Arsenoval en Francia en 1881 (Kobayashi et al., 2004; Uehara y Nakaoka,

2005). En 1930 su alumno G. Claude construyó una planta experimental de ciclo

abierto de 22 kW en Cuba (Meegahapola et al., 2007), y a partir de ese hito varios

diseños de pequeña y mediana escala fueron construidos y operados

experimentalmente.

Durante seis años (1993-1998) operó exitosamente una planta de 210 kW en la

isla de Hawai, produciendo 100 kW de energía neta (Magesh, 2010). El National

Institute of Ocean Technology (NIOT) en India, con el apoyo de Saga University

de Japón, construyó exitosamente una planta flotante piloto de 1 MW en 2001,

que operó durante el año 2002 (Kobayashi et al., 2004). El éxito de esta planta,

conocida como Sagar Shakthi y mostrada en la Figura 2.3, impulsó grandes

proyectos de diseño e implementación alrededor del mundo. Actualmente hay

cincuenta países, la mayoría en el Océano Pacífico, evaluando su implementación

como fuente de energía y como solución sustentable para la escasez de agua

(Tchanche et al., 2011).

19

Figura 2.3: Planta Sagar Shakthi en India (IOES, 2001)

En Estados Unidos se trabaja en el diseño final de una planta piloto de 10 MW en

Hawai y se espera que entre en operación en 2012-2013. El sistema está siendo

diseñado para ser expandido a plantas comerciales de 100 MW en el futuro

cercano. De hecho, la evaluación económica de plantas OTEC indica que su

futuro comercial se encuentra en plantas flotantes de alrededor de 100 MW de

capacidad para países industrializados, y en plantas más chicas para islas

pequeñas de países en desarrollo. (Magesh, 2010)

2.4. Eficiencia

La diferencia de temperatura entre el flujo caliente y el flujo frío tiene un fuerte

impacto en la eficiencia del sistema. Es por eso que antes de implementar una

nueva planta, es necesario para su diseño realizar meticulosas simulaciones de la

operación (Uehara e Ikegami, 1990). Debido a lo pequeñas que son estas

diferencias de temperatura (entre 15 y 25 ºC), la eficiencia usual del ciclo

Rankine es de sólo 3 a 5% (Yamada et al., 2006; Nakaoka y Uehara, 1988).

Como se aprecia en la Figura 2.4, gradientes mayores a 20 ºC sólo se alcanzan en

regiones cercanas al Ecuador (Tchanche et al., 2011). Esta diferencia de

temperatura depende fuertemente de las variaciones de la temperatura superficial

del mar, pero también de la temperatura a la que es captado el flujo frío. El agua

disminuye su temperatura conforme aumenta la profundidad, hasta alcanzar 800 a

20

1000 metros (dependiendo de la zona), región donde alcanza una temperatura casi

invariante cercana a los 4 ºC. Por debajo de esta profundidad, la disminución de

temperatura es mínima hasta alcanzar el fondo del océano (Avery y Wu, 1994).

Figura 2.4: Temperatura superficial del mar global (NOAA, 2011)

2.5. Otros ciclos

En 1985 A. Kalina propuso un nuevo ciclo, el que se conoce como ciclo Kalina

(Figura 2.5), y que utiliza como fluido de trabajo una mezcla de agua y amoníaco

(Kobayashi et al., 2004). Requiere la incorporación de un separador y de un

regenerador. Este ciclo es útil en un amplio rango de aplicaciones para sistemas

de energía de bajas temperaturas. Para sistemas OTEC éste incrementa la

eficiencia térmica teórica, sin embargo al usar un fluido binario se reduce el

desempeño del evaporador y del condensador respecto el ciclo Rankine (Bai et

al., 2002), además de ser más complejo en su arreglo.

21

EVAPORADOR

TURBINA

CONDENSADOR

SEPARADOR

REGENERADOR

MEZCLADOR

VÁLVULA

~


BOMBA

BOMBA

GENERADOR

∆T


AGUA DEVUELTA AL MAR AGUA DE

MAR FRÍA (PROFUNDA)


Figura 2.5: Ciclo Kalina OTEC (adaptado de Kim et al., 2009)

Un ciclo más avanzado y complejo, mostrado en la Figura 2.6, fue inventado en

1994 por H. Uehara. Se conoce como ciclo Uehara y también asegura eficiencias

teóricas mayores a las del ciclo Rankine, utilizando una mezcla de agua y

amoníaco como fluido de trabajo, y extrayendo parte del vapor de la turbina para

reducir la carga del condensador (Kobayashi et al., 2004).

Yamada et al. (2006) propuso un sistema OTEC que utiliza no sólo la energía

térmica del océano como fuente de calor, sino también la energía solar térmica, a

través de la incorporación de colectores solares, en un ciclo llamado SOTEC

(Figura 2.7). La eficiencia térmica podría ser 1.5 veces mayor que la del ciclo

OTEC cerrado (según simulaciones para las condiciones de Japón), pero sujeta a

variaciones climáticas.

22

EVAPORADOR

TURBINA 1SEPARADOR

CONDENSADOR

VÁLVULA

~


BOMBA

GENERADOR

∆T


AGUA DEVUELTA AL MAR AGUA DE

MAR FRÍA (PROFUNDA)


TURBINA 2

REGENERADOR CALENTADOR

ABSORBEDOR

BOMBAS

Figura 2.6: Ciclo Uehara (adaptado de Uehara y Nakaoka, 2005)

~

EVAPORADOR

TURBINA

BOMBA

BOMBA

BOMBA

GENERADOR

∆T



AGUA DE MAR FRÍA

(PROFUNDA)


CONDENSADOR

COLECTOR SOLAR

Figura 2.7: Componentes del sistema SOTEC (adaptado de Yamada et al., 2009)

23

Se han propuesto usos adicionales a la generación eléctrica. Dado que se eleva

una enorme cantidad de agua de mar fría, libre de agentes patógenos y rica en

nutrientes, desde las profundidades del océano, ésta podría ser usada en

acuicultura para el cultivo de organismos marinos de alto valor biológico (Dylan,

1995), también para la producción de agua mineral como subproducto y para la

extracción de litio (Kobayashi et al., 2004). La baja temperatura de este flujo

admite además su uso para refrigeración y aire acondicionado (Yeh et al., 2005;

Syed et al., 1991). Se ha planteado también la producción de hidrógeno mediante

el acoplamiento de un sistema OTEC y un electrolizador PEM (Kazim, 2005).

Una forma de aumentar la eficiencia del ciclo es usar un flujo caliente de mayor

temperatura que el de la superficie. Con este propósito, Kim et al. (2009) propuso

usar la descarga de agua caliente del condensador de una planta nuclear para un

sistema OTEC, en vez del flujo de agua de mar superficial. Haciendo uso de

simulaciones computacionales, estos autores evaluaron el desempeño

termodinámico de este sistema OTEC para varios fluidos de trabajo, y para un

ciclo cerrado, un ciclo regenerativo, un ciclo abierto, un ciclo Kalina y un ciclo

híbrido. Los resultados mostraron que el sistema puede generar electricidad

cuando la diferencia de temperatura entre el flujo caliente y el flujo frío es mayor

a 15 ºC. El sistema se simuló para usar como fuente de calor el efluente de la

planta nuclear Wolsong en la costa este de Corea, resultando en un aumento de

eficiencia de aproximadamente 2% respecto al sistema que usa directamente el

agua de mar superficial como fuente de calor.

2.6. Ciclo híbrido y desalinización

En el ciclo híbrido, propuesto por Uehara et al. (1990), además de generar

electricidad se aprovechan los mismos flujos para desalinizar una parte del agua

de mar del flujo caliente, por medio de la introducción al ciclo de un evaporador

flash y un condensador adicional.

24

Este ciclo, esquematizado en la Figura 2.8, combina atributos del ciclo cerrado y

del ciclo abierto. Luego de atravesar el evaporador, el flujo de agua superficial

ingresa a una cámara flash, donde la presión es suficientemente baja para que una

parte de él se evapore. Al condensar este vapor se obtiene agua desalinizada. El

flujo frío extraído de las profundidades es usado tanto para la condensación del

fluido del ciclo cerrado como para la condensación del flujo desalinizado.

~

EVAPORADOR

TURBINA

GENERADOR

CONDENSADOR I


∆T

AGUA DESALINIZADA

EVAPORADOR FLASH

CONDENSADOR II

BOMBA DE AGUA FRÍA






Figura 2.8: Ciclo OTEC híbrido (adaptado de Uehara et al., 1990)

La desalinización mediante evaporación flash ha sido estudiada con especial

atención en los últimos años (Goto et al., 2008; Mutair e Ikegami, 2010a;

Nakamura et al., 2009; Mutair e Ikegami, 2010b), porque el sistema es efectivo

para resolver problemas de energía y de agua de manera simultánea (Nakamura et

al., 2009), mediante un proceso sustentable y amigable con el medioambiente,

dado que no requiere precalentar el flujo de agua. Se reconoce como uno de los

métodos de desalinización térmica de baja temperatura (LTTD por sus siglas en

25

inglés) y resulta particularmente atractivo para islas y áreas remotas poco

pobladas.

Cabe mencionar que la desalinización por evaporación flash puede también ser

aplicada por sí sola, es decir, sin el ciclo Rankine de generación de energía

eléctrica, tal como se muestra en la Figura 2.9. Una planta de desalinización que

está basada en este concepto opera desde 2005 en la isla de Kavaratti en India. La

planta fue desarrollada por el National Institute of Ocean Technology (NIOT) y

produce agua dulce a una tasa de 100 toneladas por día. El flujo de agua caliente

es de 145 kg/s y se obtiene de las capas superficiales del océano a una

temperatura promedio de 28 ºC. El flujo de agua fría es de 186 kg/s y es captado

desde una profundidad de 350 m a una temperatura promedio de 13 ºC. La

cámara flash se mantiene a una presión de 2.5 kPa. (Mutair e Ikegami, 2010a)

~


∆T

AGUA DESALINIZADA

EVAPORADOR FLASH

CONDENSADOR II

BOMBA DE AGUA FRÍA





Figura 2.9: Ciclo OTEC para evaporación flash

26

3. DESCRIPCIÓN DEL PROYECTO

La Figura 3.1 esquematiza el sistema de enfriamiento de una central termo o

nucleoeléctrica costera. El agua de mar es captada a nivel superficial, y luego de

circular por los condensadores de la central, es devuelta al océano a una temperatura

mayor. Prácticamente toda la energía que es producida en la planta y que no es

convertida en electricidad es traspasada al flujo de agua, con impactos térmicos

adversos, según lo señalado en el capítulo 1.

Figura 3.1: Esquema de una central termoeléctrica o nuclear refrigerada por agua

Se propone la incorporación de un sistema OTEC como parte anexa de la central, tal

como se muestra en el esquema de la Figura 3.2. El ciclo OTEC es un ciclo híbrido

como el de la Figura 2.8. La diferencia es que el flujo de agua caliente no es un flujo de

agua superficial del mar, sino el efluente de la central térmica que transporta la energía

residual de la planta.


RETORNO A LA SUPERFICIE DEL MAR

27

Figura 3.2: Esquema del sistema propuesto (central con planta OTEC)

Una vez que atraviesa el ciclo Rankine, este flujo ingresa a un evaporador flash, donde

se evapora y desaliniza una fracción de él. El resto del flujo es devuelto a la superficie

del mar a una temperatura menor a la del efluente en el caso de la Figura 3.1 y cercana

a la temperatura de la superficie (mínimo impacto térmico). El flujo frío proviene de

una profundidad de captación fija. Este flujo atraviesa los condensadores de la planta

para luego ser devuelto al mar a una profundidad de retorno diferente. La profundidad

de captación debe ser suficiente para conseguir una diferencia de temperatura adecuada

para la operación del ciclo OTEC. La profundidad de retorno, por su parte, debe tomar

en cuenta el impacto térmico de devolver agua más fría al de la zona del mar donde se

descarga.

No aumenta el consumo de combustible ni cambian las emisiones totales de la central

térmica, disminuyendo así el factor de emisión de los gases contaminantes. Aparte del

beneficio de aumentar la energía producida sin emisión de GEI, se reduce el impacto

térmico de la descarga de agua.


RETORNO A LA SUPERFICIE DEL MAR

AGUA DE MAR PROFUNDA

RETORNO A PROFUNDIDAD INTERMEDIA

28

El sistema debe entenderse como una modificación propuesta para la central

termoeléctrica, aumentando la potencia neta e incluyendo una tasa de producción de

agua, sin que ello constituya una modificación o perturbación mayor en el diseño de

ésta. En el caso que el sistema OTEC se construya junto con la central térmica, existirá

un aumento en el costo de inversión de la planta y en los costos de operación y

mantención. También es posible incorporar la planta OTEC a centrales existentes. En

ese caso el proyecto debe entenderse como una inversión en una tecnología nueva, que

aumentará la capacidad actual y reducirá los impactos ambientales, alterando los costos

de generación.

29

4. MODELACIÓN DEL SISTEMA

La Figura 4.1 muestra el ciclo híbrido usado para este estudio, basado en el diseño de

Uehara et al. (1990), que usa el efluente de la planta termoeléctrica o nuclear en vez de

agua superficial. Consiste en un ciclo Rankine cerrado de vapor (1-2-3-4), un ciclo

abierto de flujo caliente de agua de mar proveniente de la planta térmica, que es

devuelto a la superficie (5-6-11), y un ciclo abierto de agua de mar fría extraída de las

profundidades y que es también devuelta al mar, pero a una profundidad intermedia (7-

8-10).4

~

EVAPORADOR

TURBINA GENERADOR

CONDENSADOR I

AGUA DE MAR (PROFUNDA)

∆T

AGUA DESALINIZADA

EVAPORADOR FLASH

CONDENSADOR II

BOMBA DE AGUA FRÍA





1

2

3

4

5

6

11

9

7

8

10


CONDENSADOR DE LA CENTRAL

mC

mR

mF

Figura 4.1: Ciclo OTEC híbrido usado en la modelación

Los intercambios de calor hacia y desde el ciclo Rankine ocurren en el evaporador y

condensador respectivamente. El flujo caliente, después de pasar por el evaporador,

ingresa a una cámara flash de baja presión, donde una parte de él es evaporada y luego

condensada (II), produciendo así agua desalinizada.

30

Las propiedades en cada etapa del ciclo cerrado de vapor se determinan usando el

software PROPATH 13.1 (PROPATH Group, 2002) y aplicando balances de masa,

energía y entropía al fluido de trabajo. Se emplean además principios de transferencia

de calor en el evaporador y condensador. Algunas consideraciones propias de cada

componente son necesarias para resolver el ciclo completo, las cuales se detallan en

este capítulo.

Las propiedades físicas y termoquímicas del agua de mar son estimadas como función

de la temperatura y la salinidad usando la aplicación en Matlab de SEAWATER

Properties Software desarrollado por el Massachusetts Institute of Technology

(Sharqawy, 2009) y basado en las correlaciones de Sharqawy et al. (2010).

4.1. Temperatura del mar y del efluente

Con la intención de diseñar el ciclo de potencia interesa conocer la temperatura

superficial del mar (TSM) y la distribución de la temperatura con la profundidad.

A su vez, es también necesario disponer de información de sus variaciones a lo

largo del año.

A fin de disponer de datos precisos y completos se usa el Atlas Marino Global

Argo, donde más de 3200 estaciones de monitoreo flotantes alrededor del mundo

son complementados con los datos del satélite Jason de la Misión Oceanográfica

de la NASA. En el proyecto colaboran 23 países, incluido Chile. El software

entrega perfiles de distribución de temperatura con la profundidad para la zona y

fecha de interés. Conociendo las coordenadas de la central, se identifica y define

la región del mar donde se hace la captura y descarga de agua. Con ello se

obtienen las temperaturas del mar en promedios mensuales para el nivel

superficial y para las distintas profundidades de captación propuestas.

4 El evaporador flash requiere de una bomba de vacío. Ésta no fue dibujada para simplificar el diagrama.

31

La temperatura del efluente de la planta PT se obtiene a partir de la información

de la operación. En general, esta descarga tiene un aumento constante de

temperatura respecto al flujo captado, PT∆ , cercano a los 10 ºC. Esta captación es

normalmente a nivel superficial. De modo que la temperatura del efluente puede

ser calculada en promedios mensuales como:

P z 0 P PT T T TSM T== + ∆ = + ∆ (4.1)

Donde TSM es el promedio mensual de la temperatura superficial del mar en la

zona. La menor diferencia entre el promedio mensual de temperatura del efluente

de la planta PT y el flujo frío captado desde las profundidades zT representa el

escenario de menor eficiencia termodinámica. El mes de menor temperatura es,

por consiguiente, la base para el dimensionamiento del sistema.

4.2. Consideraciones iniciales

4.2.1. Flujo caliente

Se supone que todo el efluente de la planta térmica se utiliza en el ciclo

OTEC y que su temperatura PT se mantiene hasta la entrada del evaporador.

5 P PT T TSM T= = + ∆ (4.2)

El flujo másico Cmɺ se obtiene al multiplicar el flujo volumétrico CVɺ y la

densidad del agua de mar amρ . Esta última es función, en este caso, de la

temperatura superficial TSM y de la salinidad superficial 0 z 0S S ==

(promedios anuales). El flujo volumétrico es el del efluente de la planta y

como tal es un parámetro que se obtiene de los datos de operación de la

central.

32

( ) ( )C C am z 0 z 0 C am 0m V T ,S V TSM,S= == ρ = ρɺ ɺɺ (4.3)

4.2.2. Flujo frío

El flujo de agua de mar fría es captado a una profundidad z . Se supone que

la temperatura de captación a dicha profundidad 7T se mantiene hasta su

ingreso al condensador. La profundidad de captación z y el flujo másico de

agua fría Fmɺ son parámetros variables del sistema, teniendo en cuenta, no

obstante, que existe un flujo másico frío mínimo F,minmɺ para satisfacer el

intercambio de energía en el condensador, que será precisado en la sección

4.3.4. Este flujo se optimiza de acuerdo a los criterios que serán presentados

en la sección 4.3.13.

Para cada profundidad de captación de interés z se determina el largo del

ducto FL necesario para llegar hasta ella, analizando el perfil batimétrico de

la zona obtenido de Google Earth. Esto es porque el ducto se diseña para

mantener la forma del relieve submarino.

4.2.3. Evaporador y condensador

Nakaoka y Uehara (1988) determinaron que el evaporador y el condensador

del ciclo representan entre 20 y 50% de los costos de una planta OTEC5.

Analizando diferentes tipos de evaporadores y condensadores, concluyeron

que los intercambiadores de placas (Figura 4.2) son los que tienen el mejor

desempeño en una planta de este tipo, requiriendo menores áreas de

transferencia por unidad de potencia neta del sistema.

5 En general, los estudios de sistemas OTEC contemplan plantas flotantes en el interior del océano. En este trabajo se plantea una planta ubicada en la costa, lo cual dificulta comparar distribuciones de costos, especialmente en lo que se refiere al ducto de captación, aspecto que será discutido en el capítulo 7.

33

Figura 4.2: Esquema de un intercambiador de placas (Gut y Pinto, 2003)

Para la simulación del ciclo se considera como condición de diseño que la

temperatura de evaporación 1T es un ET∆ menor que la temperatura de

entrada del flujo caliente 5T . Yamada et al. (2006), por ejemplo, consideró

una diferencia de 4 ºC. Del mismo modo, en el condensador se considera

que la temperatura 3T es CT∆ por sobre la temperatura del flujo frío 7T .6

E 1 5 ET T T T= = − ∆ (4.4)

C 2 3 7 CT T T T T= = = + ∆ (4.5)

4.2.4. Eficiencias turbina, generador y bombas

Se consideran valores usuales de eficiencia isentrópica de la turbina Tη ,

eficiencia de conversión del generador Gη y eficiencia de alimentación de

las bombas Bη .

34

4.3. Ciclo híbrido

4.3.1. Propiedades

Para el ciclo cerrado de vapor, se establece inicialmente el refrigerante o

fluido de trabajo. Consideraciones y balances propios de un ciclo Rankine

saturado deben ser planteados para la resolución completa del ciclo. Las

propiedades termodinámicas se obtienen usando el software PROPATH.

Este procedimiento se repite para cada sistema propuesto y para cada mes

del año, basado en los promedios mensuales de temperatura de los flujos

caliente y frío. En la Figura 4.3 se muestra el diagrama temperatura-entropía

para el ciclo de vapor.

Figura 4.3: Diagrama T-S del ciclo Rankine

En el estado 1, a la salida del evaporador, se tiene vapor saturado a ET .

1 E 5 ET T T T= = − ∆ (4.6)

6 Para efectos de la simulación se consideraron inicialmente valores fijos de ∆TE y ∆TC. Un análisis posterior del impacto de su variación se resume en el Anexo A.

T1

T2

s1 s2 s3

T4

QC

QE

PG

2

1

3

4 PBR

35

Dada la condición de vapor saturado, se determinan la presión 1p , entalpía

específica 1h y entropía específica 1s en forma directa, ingresando con la

temperatura 1T .

( )1 sat 1p p T= (4.7)

( ) ( )1 vap sat 1 vap sat 1h h p h T= = (4.8)

( ) ( )1 vap sat 1 vap sat 1s s p s T= = (4.9)

El estado 2s es el estado ficticio isentrópico, que supone una eficiencia de

100% en la turbina. En él hay mezcla líquido-vapor a temperatura de

condensación CT , y supone conservación de entropía respecto al estado 1.

2s 2 C 3T T T T= = = (4.10)

2s 1s s= (4.11)

Se determinan la presión 2sp con la temperatura de condensación 2T . Se

determina la calidad del vapor 2sx y la entalpía específica 2sh ingresando

los datos secuencialmente.

( )2s 2 sat 2p p p T= = (4.12)

( )2s 2s 2sx x T ,s= (4.13)

( )2s 2 2sh h p , x= (4.14)

El trabajo específico realizado en la turbina Tw se obtiene con la diferencia

de entalpía específica entre los estado 1 y 2s, y con la eficiencia isentrópica

de la turbina Tη .

( )T 1 2 1 2s Tw w h h−= = − η (4.15)

36

Habiendo determinado el trabajo específico real en la turbina Tw , se calcula

la entalpía específica del estado 2, 2h , mediante un balance de energía.

2 1 Th h w= − (4.16)

En el estado 2, a la salida de la turbina, hay mezcla líquido-vapor, que queda

ahora completamente determinado. Se calcula la calidad del vapor 2x y la

entropía específica 2s , secuencialmente.

( )2 2 2x x p , h= (4.17)

( )2 2 2s s T , x= (4.18)

En el estado 3 hay líquido saturado a la temperatura de condensación CT , de

modo que es posible calcular directamente la presión 3p , la entalpía

específica 3h y la entropía específica 3s .

3 2 CT T T= = (4.19)

( )3 2 sat 2p p p T= = (4.20)

( ) ( )3 liq sat 3 liq sat 3h h p h T= = (4.21)

( ) ( )3 liq sat 3 liq sat 3s s p s T= = (4.22)

Además, para efectos de calcular el trabajo en la bomba, se determina el

volumen específico 3v .

( ) ( )3 liq sat 3 liq sat 3v v p v T= = (4.23)

37

El trabajo específico efectuado por la bomba del refrigerante BRw para

producir el aumento de presión requerido, se obtiene con la diferencia de

presión p∆ y el volumen específico 3v (Cengel y Boles, 2009).

( ) ( )BR 3 4 3 3 4 3 3 1 3w w v p v p p v p p−= = ∆ = − = − (4.24)

En el estado 4 hay líquido subenfriado. La presión 4p es la del evaporador y

la entalpía 4h se obtiene al sumar el trabajo específico ejercido por la

bomba BRw a la entalpía del estado 3:

( )4 1 sat 1p p p T= = (4.25)

4 3 BRh h w= + (4.26)

Con estos dos datos se determina la temperatura 4T y el ciclo de vapor

queda determinado por completo.

( )4 4 4T T p , h= (4.27)

4.3.2. Flujo de refrigerante

La potencia finalmente generada depende del flujo de refrigerante en el

ciclo Rmɺ , el trabajo específico de la turbina Tw y la eficiencia del

generador Gη .

G G R TP m w= η ɺ (4.28)

De modo que al fijar la potencia base que se generará G,baseP , se determina el

flujo másico de refrigerante del ciclo Rmɺ . Este flujo es un parámetro fijo,

38

que no cambia durante el año, aún cuando las temperaturas, y por lo tanto la

potencia generada, varían mensualmente. Se calcula de la siguiente forma:

( )G,base G,base

RG T,base G 1,base 2,base

P Pm

w h h= =

η η −ɺ (4.29)

Donde T,basew es el trabajo real realizado en la turbina en el mes de menor

diferencia de temperatura entre flujo caliente y frío (mes base).

4.3.3. Evaporador

La energía específica intercambiada en el evaporador Eq se calcula

mediante un balance de energía. Es la diferencia de entalpía específica del

fluido refrigerante a la salida del evaporador 1h y a la entrada 4h .

E 1 4q h h= − (4.30)

El calor intercambiado en el evaporador EQɺ se calcula con el flujo de

refrigerante Rmɺ y la energía específica intercambiada en el evaporador Eq .

( )E R E R 1 4Q m q m h h= = −ɺ ɺ ɺ (4.31)

En el evaporador el intercambio se supone en condiciones adiabáticas. El

balance de energía aplicado al flujo de agua de mar fría indica que:

( )( )C p, am P 0 5 6 Em c T ,S T T Q− = ɺɺ (4.32)

Donde Cmɺ es el flujo másico de agua de mar caliente (efluente de la planta),

p, amc la capacidad calórica específica del agua de mar a la temperatura del

39

efluente y a la salinidad superficial del océano (promedios anuales), 5T la

temperatura del flujo caliente cuando ingresa al evaporador y 6T la

temperatura a la salida del evaporador. Esta temperatura 6T con que el flujo

caliente sale del evaporador e ingresa a la cámara flash se obtiene entonces

del balance anterior.

( )E

6 5

C p, am P 0

QT T

m c T ,S= −

ɺ

ɺ (4.33)

Con miras a dimensionar el evaporador, las diferencias de temperatura en la

entrada y la salida, e,ET∆ y s,ET∆ se definen utilizando las relaciones de

temperaturas de un intercambiador de calor con flujo contracorriente.7

e,E 5 1T T T∆ = − (4.34)

s,E 6 4T T T∆ = − (4.35)

Luego, la diferencia de temperatura media logarítmica en el evaporador

m,ET∆ se define de la siguiente forma (Incropera y DeWitt, 1999).

( )e ,E

s,E

e,E s,Em,E T

T

T TT

ln ∆∆

∆ − ∆∆ = (4.36)

Para el dimensionamiento del evaporador se considera la siguiente relación

general (Incropera y DeWitt, 1999).

E E E m,EQ U A T= ∆ɺ (4.37)

40

Donde EU es el coeficiente global de transferencia de calor en el

evaporador y EA el área de transferencia. Ésta última se obtiene de la

relación anterior aplicada al mes base.

E,baseE

E m,E,base

QA

U T=

∆

ɺ

(4.38)

4.3.4. Condensador

La energía específica intercambiada en el condensador Cq se obtiene, al

igual que en el evaporador, mediante un balance de energía. Pero esta vez se

calcula como la diferencia entre la entalpía específica del fluido refrigerante

a la entrada del condensador 2h y a la salida 3h . El calor intercambiado en

el evaporador CQɺ se obtiene con el flujo de refrigerante Rmɺ y la energía

específica intercambiada Cq .

C 2 3q h h= − (4.39)

( )C R C R 2 3Q m q m h h= = −ɺ ɺ ɺ (4.40)

Haciendo un balance de energía al flujo de agua fría en el condensador y en

condiciones adiabáticas, se tiene:

( )( )F p, am z z 8 7 Cm c T ,S T T Q− = ɺɺ (4.41)

Donde Fmɺ es el flujo másico de agua de mar fría, p, amc la capacidad

calórica específica del agua de mar a la temperatura y salinidad de captación

(promedios anuales), 7T la temperatura del flujo frío cuando ingresa al

7 Para simplificar el diagrama, en la Figura 4.1 el condensador se dibujó como intercambiador de flujo

41

condensador y 8T la temperatura cuando sale de él. Esta temperatura 8T con

la que el flujo frío es devuelto al mar, se determina a partir del balance

anterior.

( )C

8 7

F p, am z z

QT T

m c T ,S= +

ɺ

ɺ (4.42)

Para el intercambio de energía, la temperatura de condensación 2T debe ser

mayor a la temperatura de salida del flujo frío 8T , de modo que existe un

flujo mínimo de agua fría F,minmɺ para el sistema, dado por:

( )( )C

F,min

p, am z z 2 7

Qm

c T ,S T T=

−

ɺ

ɺ (4.43)

Para dimensionar el condensador, las diferencias de temperatura en la

entrada y salida del intercambiador, e,CT∆ y s,CT∆ se definen como sigue.

e,C 2 8T T T∆ = − (4.44)

s,C 3 7T T T∆ = − (4.45)

La diferencia de temperatura media logarítmica en el condensador m,CT∆ es

entonces (Incropera y DeWitt, 1999):

( )e,C

s,C

e,C s,Cm,C T

T

T TT

ln ∆∆

∆ − ∆∆ = (4.46)

Para el dimensionamiento se considera la relación de intercambiadores de

calor usada también en el evaporador, esto es:

paralelo, pero la modelación contempla flujo en contracorriente.

42

C C C m,CQ U A T= ∆ɺ (4.47)

Donde CU es el coeficiente global de transferencia de calor en el

condensador y CA el área de transferencia. Esta última se obtiene de la

relación anterior aplicada al mes base.

C,baseC

C m,C,base

QA

U T=

∆

ɺ

(4.48)

Esta área depende de m,CT∆ , que a su vez depende de T8, y esta última del

flujo Fmɺ . De modo que para la selección del flujo másico de agua fría se

debe analizar el impacto final de Fmɺ en el desempeño de la planta.

4.3.5. Potencia de la bomba del refrigerante

La potencia de alimentación de la bomba del refrigerante BRP se calcula con

el flujo másico de refrigerante Rmɺ , el trabajo específico BRw y la eficiencia

de la bomba Bη . El trabajo específico BRw es el producto entre el volumen

específico del fluido de trabajo 3v y la diferencia de presión BRp∆ . Ésta a

su vez se calcula como la diferencia de presión que se necesita inducir en el

ciclo, despreciando otros efectos menores.

( )R 3 4 3R 3 BRR BR

BRB B B

m v p pm v pm wP

−∆= = =η η η

ɺɺɺ (4.49)

43

4.3.6. Ciclo de desalinización

El método de evaporación spray flash es la opción que mejor se ajusta a los

rangos de temperatura y de flujo de los sistemas OTEC. La evaporación

ocurre cuando el líquido sufre una repentina reducción de la presión del

medio, al momento de ingresar en una cámara a presión controlada,

esquematizada en la Figura 4.4. Para mantener el equilibrio una parte del

líquido se convierte en vapor. Bajo condiciones adiabáticas, el vapor

generado recibe el calor latente de evaporación, y tanto el vapor como el

líquido residual son enfriados a la temperatura de saturación

correspondiente a la presión de la cámara. (Mutair e Ikegami, 2010b)

Figura 4.4: Diagrama de un evaporador flash (Mutair e Ikegami, 2010b)

La cámara del evaporador flash debe tener una presión EFp menor a la de

saturación del flujo de agua de mar a la temperatura de salida del

evaporador ( )sat 6p T .

La capacidad del evaporador flash, esto es, el flujo másico de vapor

generado y luego condensado Dmɺ , se obtiene con la siguiente relación, que

44

resulta de aplicar un balance de energía en la cámara de evaporación (Goto

et al., 2008; Mutair e Ikegami, 2010a; Mutair e Ikegami, 2010b).

( )

( )C p, am EF z s,EF

D 9fg EF

m c T ,S Tm m

h T

∆= =

ɺ

ɺ ɺ (4.50)

Donde Cmɺ es el flujo másico de agua de mar caliente, p, amc la capacidad

calórica específica del agua de mar a la temperatura de la cámara y a la

salinidad de captación, s,EFT∆ el grado de sobrecalentamiento, definido

como la diferencia entre la temperatura del flujo que ingresa 6T y la

temperatura de saturación a la presión de la cámara ( )sat EFT p , y ( )fg EFh T el

calor latente de evaporación del agua de mar a las condiciones de la cámara.

La temperatura con que el flujo evaporado abandona la cámara flash 9T es

igual a la temperatura del flujo que no es evaporado y que es devuelto al

mar ( 11T ) e igual a la temperatura de saturación a la presión EFp .

( )9 11 sat EFT T T p= = (4.51)

La fracción del flujo total que es efectivamente evaporado en la cámara

flash EFr se propone como medida de la capacidad de desalinización y se

calcula como la razón entre el flujo evaporado Dmɺ y el flujo total de agua

de mar caliente Cmɺ .

D 11EF

C C

m mr 1

m m= = −ɺ ɺ

ɺ ɺ (4.52)

45

4.3.7. Potencia de la bomba de vacío

Para mantener la presión EFp en la cámara flash se requiere de una bomba

de vacío cuya potencia vP depende principalmente del flujo másico total

entrante Cmɺ . Esta relación, para el rango de presión de interés, se puede

estimar a partir de los resultados de Uehara et al. (1990) como:

5v1

C

P MW1.6 10

m kg s−

−= ⋅ɺ

(4.53)

4.3.8. Ducto flujo de agua fría

Para alcanzar la profundidad de captación z se debe recorrer

horizontalmente una distancia mucho mayor a z, dada la pequeña pendiente

de descenso del fondo marino. El ducto recorre el fondo costero, siguiendo

su forma, hasta alcanzar la profundidad de interés. El largo del ducto FL es

la suma del segmento de captación F1L , el segmento de paso por el sistema

F2L y el segmento de retorno al mar F3L . Este último devuelve el flujo

cuando éste ya ha circulado por todo el ciclo. Tal como el segmento de

captación, el segmento de retorno recorre el relieve del fondo del mar hasta

alcanzar la profundidad a la que se realiza la descarga. El perfil batimétrico

del fondo marino en la zona de interés se obtiene por medio de Google

Earth.

F F1 F2 F3L L L L= + + (4.54)

Una vez fijado el flujo másico de agua fría Fmɺ , el flujo volumétrico FVɺ se

obtiene como:

( )F

F

am z z

mV

T ,S=

ρɺ

ɺ (4.55)

46

Donde ( )am z zT ,Sρ es la densidad del agua de mar a la temperatura y

salinidad de captación (promedios anuales). La velocidad del flujo frío FV

está dada por:

12i,FF

F FDF

DVV V

A 4

− π

= =

ɺɺ (4.56)

Donde DFA es el área transversal y i,FD el diámetro interno del ducto de

agua fría. La velocidad FV es una limitante en el diseño del ducto.

Velocidades muy altas tienen efectos indeseables, como ruido, golpe de

ariete, cavitación, erosión y pérdida de carga por fricción (y en

consecuencia, mayores potencias y costos de bombeo). Por otro lado,

diseñar el ducto para conseguir velocidades muy bajas involucra tuberías

grandes y altos costos de instalación. ASHRAE (2009) limita la velocidad

para bombas de succión y líneas de drenaje a un mínimo de 1.2 m/s y un

máximo de 2.1 m/s. Vega (2002) sugiere que la velocidad promedio del

flujo de agua de mar en un sistema OTEC sea menor a 2 m/s.

En base a la limitación de FV , ésta es fijada a priori para evitar efectos

indeseados8, y el diámetro interno i,FD es calculado despejando la ecuación

de FV , es decir:

1

2F

i,FF

VD 2

V

= π

ɺ

(4.57)

El espesor del ducto Ft depende de la presión externa máxima máxp a la que

es sometido el material, según la siguiente expresión, cuya derivación

8 Los resultados de un enfoque alternativo, donde se selecciona la velocidad VF óptima desconociendo las limitaciones recomendadas, se resume en el Anexo B.

47

proviene de la integración de la fuerza distribuida ejercida por el agua sobre

el material9.

( )máx i,F

Fa máx

p Dt

2 p=

σ − (4.58)

Donde aσ es el esfuerzo admisible, calculado como la razón entre el

esfuerzo máximo del material uσ y el factor de seguridad n.

ua n

σσ = (4.59)

La presión externa máxima máxp corresponde a la presión hidrostática a la

profundidad de captación, calculada como:

( ) ( ) ( )máx 0 z am 0 0 am z z

1 1p g z T ,S T ,S g z

2 2 = ρ + ρ = ρ + ρ (4.60)

Donde 0ρ es la densidad del agua de mar promedio a nivel superficial, zρ la

densidad del agua de mar promedio a la profundidad de captación z , g la

aceleración de gravedad y z la distancia vertical de captación.

La selección del material del ducto debe considerar los problemas de

corrosión en medios marinos. Ciertos materiales no-metálicos con alta

resistencia a la corrosión proveen buenas soluciones para tuberías en

aplicaciones tales como las de este estudio. En particular, la fibra de vidrio

reforzada en plástico (GFRP) y la fibra de vidrio reforzada en resina epóxica

(GFRE) han demostrado ser muy exitosas en un amplio rango de

9 El ducto sumergido no se somete normalmente a tales esfuerzos, porque el interior y el exterior están en un estado cercano al equilibrio. El análisis para determinar el espesor apunta a la etapa de instalación o a la eventual interrupción del flujo, como caso extremo de solicitaciones para el material.

48

aplicaciones que involucran medios agresivos y altas presiones (Sherir,

Jarman y Burstein, 1994).

4.3.9. Potencia de la bomba de agua fría

La potencia de alimentación de la bomba de agua de mar fría FP se calcula

con el flujo másico Fmɺ , el trabajo específico realizado por la bomba BFw y

la eficiencia de la bomba Bη .

F BFF

B

m wP =

ηɺ

(4.61)

El trabajo específico de la bomba BFw se obtiene con la diferencia de

presión total en el ducto de agua fría BFp∆ y la densidad del agua de mar

( )am z zT ,Sρ a la temperatura y salinidad de captación (promedios anuales).

La diferencia de presión BFp∆ es la suma de la caída de presión asociada a

la fricción en la tubería BF,tp∆ , la caída de presión del flujo en su paso por el

condensador BF,Cp∆ y la caída de presión inducida por la diferencia de

densidad entre la zona de captación y la zona de descarga BF,p ∆ρ∆ . Se

desprecia la caída de presión del flujo en su paso por el condensador de

desalinización10.

( ) ( )BF,t BF,C BF,BF

BF

am z z am z z

p p ppw

T ,S T ,S∆ρ∆ + ∆ + ∆∆= =

ρ ρ (4.62)

La caída de presión por la fricción del flujo en la tubería BF,tp∆ se calcula

como (ASHRAE, 2009):

49

( ) 2

am z z FFBF,t F,t

i,F

T ,S VLp f

D 2

ρ ∆ =

(4.63)

Donde F,tf es el factor de fricción en el ducto de agua fría, FL el largo total

del ducto, i,FD el diámetro interno, ( )am z zT ,Sρ la densidad del agua de mar

a la temperatura y salinidad de captación, y FV la velocidad del flujo de

agua fría.

El factor de fricción F,tf se determina con la ecuación de Churchill (Menon

y Menon, 2010). La elección se basa en su validez para cualquier valor del

número de Reynolds y en que no es iterativa, facilitando su aplicación en

algoritmos.

( )

112 12

3

2F,t

F,t

8f A B

Re

− = + +

(4.64)

Los parámetros A y B se definen como sigue.

160.9

F,t

F,t i,F

7A 2.457 ln 0.27

Re D

ε = − +

(4.65)

16

F,t

37530B

Re

=

(4.66)

10 El condensador de desalinización es un equipo de tamaño insignificante en comparación con los otros intercambiadores.

50

Donde F,tε es la rugosidad absoluta del interior de la tubería, i,FD el

diámetro interno del ducto y F,tRe el número de Reynolds del flujo de agua

fría en su paso por la tubería, dado por:

( )

( )i,F F am z z

F,t

am z z

D V T ,SRe

T ,S

ρ=

µ (4.67)

Donde FV la velocidad del flujo frío, ( )am z zT ,Sρ la densidad del fluido a la

profundidad de captación y ( )am z zT ,Sµ la viscosidad dinámica del agua de

mar a la temperatura y salinidad de captación (promedios anuales).

La caída de presión del flujo de agua fría en su paso por el condensador

BF,Cp∆ se calcula con la siguiente relación para intercambiadores de calor de

placas (ecuación adaptada de Gut y Pinto, 2004).

2

F,C P,C F,C FBF,C F,C P,C

F,C e,C c / p,C canal,C

4 f L P mp g L

2 D N A

∆ = + ρ ρ

ɺ (4.68)

El primer término representa la pérdida por fricción dentro de los canales.11

Donde F,Cf es el factor de fricción en el condensador (Fanning factor), P,CL

la distancia vertical entre los centros de los puertos de cada placa del

condensador (Figura 4.5), F,CP el número de pasos del condensador, F,Cρ la

densidad del flujo de agua fría en el condensador, e,CD el diámetro

equivalente de cada canal del condensador, Fmɺ el flujo másico de agua fría,

c / p,CN el número de canales por paso en el condensador y canal,CA el área de

11 En este contexto, se entiende por “canal” el volumen de sección rectangular formado entre las placas del intercambiador, por el cual circulan los fluidos.

51

la sección transversal de cada canal, que puede ser calculado como el

producto entre el espaciamiento Cx∆ y el ancho de cada placa placa ,CD .

canal,C C placa,CA x D= ∆ (4.69)

El segundo término en la ecuación de BF,Cp∆ es la variación de la presión

por efecto gravitacional, donde g es la aceleración de gravedad. Gut y Pinto

(2004) consideran además la caída de presión debido al paso del fluido por

los puertos del intercambiador, efecto que acá no será considerado.

PL

puertoA

placaA

x∆

placaL

placaDplacat

Figura 4.5: Dimensiones de las placas del intercambiador

El factor de fricción del flujo de agua fría en las placas del condensador R,Cf

se obtiene con la ecuación de Churchill (Menon y Menon, 2010).

52

( )

112 12

3

2F,C

F,C

8f A B

Re

− = + +

(4.70)

Donde los parámetros A y B se definen como sigue.

160.9

C

F,C e,C

7A 2.457 ln 0.27

Re D

ε = − +

(4.71)

16

F,C

37530B

Re

=

(4.72)

Donde Cε es la rugosidad absoluta del material de las placas del

condensador, e,CD el diámetro equivalente de cada canal y F,CRe el número

de Reynolds del flujo de agua fría en su paso por el condensador, calculado

como sigue.

e,C F,C F,CF,C

F,C

D VRe

ρ=

µ (4.73)

Donde F,Cµ es la viscosidad dinámica del flujo de agua fría en el

condensador y F,CV la velocidad del flujo en su paso por los canales del

condensador, calculada como:

FF,C

c / p,C F,C canal,C

mV

N A=

ρɺ

(4.74)

En el condensador, el diámetro equivalente e,CD puede ser aproximado al

doble del espaciamiento entre las placas Cx∆ (Shah y Sekulić, 2003).

53

e,C CD 2 x= ∆ (4.75)

Igualmente, el número de canales en el condensador canales,CN se puede

obtener conociendo el área de transferencia CA y el área de cada placa

placa,CA (Gut y Pinto, 2004).

Ccanales,C

placa ,C

AN 1

A= + (4.76)

Finalmente, el número de canales por paso c / p,CN en el condensador se

puede obtener dividiendo el número de canales canales,CN y el número de

pasos F,CP (Gut y Pinto, 2004).

canales,Cc / p,C

F,C

NN

P= (4.77)

Volviendo a BFw (ecuación 4.62), la caída de presión provocada por la

diferencia de densidad entre el agua en la zona de captación y el agua en la

zona de descarga BF,p ∆ρ∆ se calcula a partir de la siguiente relación (Uehara

et al., 1987).

( ) ( ) ( ) ( )( )r r

BF,am z z am z z

am z z am z z

p 1 1z T ,S T ,S z

T ,S g T ,S 2∆ρ∆ = ∆ − ρ + ρ ∆ ρ ρ

(4.78)

Donde rz z z∆ = − es la diferencia entre la profundidad de captación y de

descarga, ( )am z zT ,Sρ la densidad del agua de mar a la temperatura y

salinidad de captación (promedios anuales), ( )r ram z zT ,Sρ la densidad del

54

agua de mar a la temperatura y salinidad promedio del mar a la profundidad

en que se realiza la descarga, y g la aceleración de gravedad.

4.3.10. Potencia de la bomba de agua caliente

La potencia de alimentación de la bomba de agua de mar caliente CP se

calcula con el flujo másico Cmɺ , el trabajo específico realizado por la bomba

BCw y la eficiencia de la bomba Bη .

C BCC

B

m wP =

ηɺ

(4.79)

El trabajo específico de la bomba BCw se obtiene con la caída de presión

total en el ducto de agua caliente BCp∆ y la densidad del agua de mar

( )am P 0TSM T ,Sρ + ∆ a la temperatura del efluente y a la salinidad

superficial (promedios anuales).

( )BC

BC

am P 0

pw

TSM T ,S

∆=ρ + ∆

(4.80)

La diferencia de presión BCp∆ es igual a la caída de presión del flujo en su

paso por el evaporador BC,Ep∆ . Otros efectos son despreciados, dado que a

diferencia del flujo frío, la conducción del flujo desde la planta

termoeléctrica a la planta OTEC ocurre a nivel de la superficie. La caída de

presión en el evaporador BC,Ep∆ se obtiene, al igual que en el condensador,

con la relación reducida de Gut y Pinto (2004).

55

2

C,E P,E C,E CBC,E C,E P,E

C,E e,E c / p,E canal,E

4 f L P mp g L

2 D N A

∆ = + ρ ρ

ɺ (4.81)

Donde C,Ef es el factor de fricción (Fanning factor), P,EL la distancia

vertical entre los centros de los puertos de cada placa del evaporador, C,EP el

número de pasos del evaporador, C,Eρ la densidad promedio del flujo de

agua caliente en el evaporador, e,ED el diámetro equivalente de cada canal

del evaporador, Cmɺ el flujo másico de agua, c / p,EN el número de canales

por paso en el evaporador y canal,EA el área de la sección transversal de cada

canal, que puede ser calculado como el producto entre el espaciamiento

Ex∆ y el ancho de cada placa placa,ED .

canal,E E placa,EA x D= ∆ (4.82)

El factor de fricción del flujo de agua caliente en las placas del evaporador

C,Ef se obtiene con la ecuación de Churchill (Menon y Menon, 2010).

( )

112 12

3

2C,E

C,E

8f A B

Re

− = + +

(4.83)

Donde los parámetros A y B se definen como sigue.

160.9

E

C,E e,E

7A 2.457 ln 0.27

Re D

ε = − +

(4.84)

16

C,E

37530B

Re

=

(4.85)

56

Donde Eε es la rugosidad absoluta del material de las placas del evaporador

y C,ERe el número de Reynolds del flujo caliente en su paso por las placas

del evaporador, calculado como sigue.

e,E C,E C,EC,E

C,E

D VRe

ρ=

µ (4.86)

Donde C,Eµ es la viscosidad dinámica promedio del flujo de agua caliente

en el evaporador y C,EV la velocidad del flujo en su paso por los canales del

evaporador, calculada como:

CC,E

c / p,E C,E canal,E

mV

N A=

ρɺ

(4.87)

Volviendo a BC,Ep∆ (ecuación 4.81), el diámetro equivalente e,ED puede ser

aproximado al doble del espaciamiento entre las placas Ex∆ (Shah y

Sekulić, 2003).

e,E ED 2 x= ∆ (4.88)

El número de canales en el evaporador canales,EN se puede obtener

conociendo el área de transferencia EA y el área de cada placa placa ,EA (Gut

y Pinto, 2004).

Ecanales,E

placa ,E

AN 1

A= + (4.89)

57

El número de canales por paso c / p,EN en el evaporador se puede obtener

dividiendo el número de canales canales,EN por el número de pasos C,EP (Gut

y Pinto, 2004).

canales,Ec / p,E

C,E

NN

P= (4.90)

4.3.11. Volumen del evaporador y condensador

El volumen total ocupado por el evaporador ( EV ) y por el condensador

( CV ) se puede estimar con el ancho de cada placa placaD , el largo placaL , el

espesor placat , el espaciamiento entre placas x∆ y el número de canales N.

( )E canales,E E placa ,E placa ,E placa,EV N x t D L= ∆ + (4.91)

( )C canales,C C placa ,C placa ,C placa,CV N x t D L= ∆ + (4.92)

4.3.12. Eficiencia de la planta OTEC

La eficiencia de la planta OTEC, pη , se obtiene como la potencia eléctrica

final en el generador GP , menos la potencia de la bomba del refrigerante

BRP , la potencia de la bomba de agua fría FP , la potencia de la bomba de

agua caliente CP y la potencia de la bomba de vacío vP , dividido por la

energía intercambiada en el evaporador EQɺ .

neta G BR F C vp

E E

P P P P P P

Q Q

− − − −η = =ɺ ɺ

(4.93)

58

4.3.13. Función ψ

Para la selección del flujo Fmɺ y para la comparación de los sistemas

propuestos con miras a su optimización se propone un indicador de

desempeño definido como:

( )I E C III II

neta G BR F C v

c A A c VC C

P P P P P P

+ ++ψ = =− − − −

(4.94)

Donde Ic es el costo de las placas de los intercambiadores por unidad de

área de transferencia, IIc el costo del ducto de agua fría por unidad de

volumen, y V el volumen total de material usado en el ducto.

El costo Ic se estima con el precio del material de las placas, las

dimensiones de cada placa y la densidad del material. El costo IIc se estima

con el precio promedio por unidad de longitud de ductos de distintas

dimensiones, la densidad del material y las dimensiones. Ese precio incluye,

por ejemplo, los costos de procesamiento. El volumen V se calcula como

( )2 2i,F F i,F FV D t D L

4

π = + −

(4.95)

Donde i,FD es el diámetro interno, Ft el espesor del ducto y FL el largo

total. La función ψ tiene unidades de costo dividido por potencia, y

representa el costo de los ítems principales y variables de un sistema a otro

por unidad de potencia neta de la planta.

59

5. DISEÑO DE UN SISTEMA OTEC HÍBRIDO

El sistema modelado en el capítulo 4 admite su aplicación a plantas térmicas y

nucleares costeras, y eventualmente a otros procesos industriales con efluentes

térmicos. En este capítulo se realiza una simulación del sistema para la Central Punta

Alcalde. La selección de esta planta como caso de estudio es sólo por conveniencia y a

modo de ejemplo.

5.1. Central Termoeléctrica Punta Alcalde

La Central Termoeléctrica Punta Alcalde es un proyecto de Endesa actualmente

en calificación en el Sistema de Evaluación de Impacto Ambiental (SEIA).

Contempla la instalación de una planta en la localidad costera de Punta Alcalde

en Huasco en la Región de Atacama (Figura 5.1), con dos unidades de generación

de 370 MW cada una, para inyectar 740 MW al Sistema Interconectado Central

(SIC). Utilizará como combustible carbón subbituminoso y la tecnología de

carbón pulverizado (GAC, 2009).

Figura 5.1: Ubicación Central Punta Alcalde (Google Earth)

El medio de refrigeración de la planta termoeléctrica es agua de mar. Según la

Modelación de Descarga del Efluente el caudal principal será de 25.61 m3/s que

60

será extraído mediante sifones a una distancia aproximada de 200 m de la costa.

La diferencia de temperatura entre el agua captada y devuelta al mar se estima en

10 ºC, siendo la descarga a nivel superficial (canal a 2 m de profundidad) y

mediante un difusor de 160 m (GAC, 2009).

5.2. Temperatura del mar

Según consta en el Estudio de Impacto Ambiental, la empresa realizó dos

campañas de mediciones de la TSM en la zona de captación, registrándose un

promedio de 12.4 ºC en septiembre de 2007 y 12.98 ºC en junio de 2008 (GAC,

2009). Por otro lado, el Servicio Hidrográfico y Oceanográfico de la Armada de

Chile (SHOA) dispone de puntos de medición y datos históricos de la TSM en

ciertas zonas a lo largo del país. La estación de medición más cercana medida por

el SHOA es la de Caldera, a más de 260 km de distancia de esta central.

Para la simulación se usó el Atlas Marino Global Argo. La ubicación de la

descarga de la central es 28°33’S 71°17’O. Se usaron los datos de temperatura del

mar del Atlas Argo en las coordenadas 28°33’S 71°50’O, en promedios

mensuales del año 2010. La Figura 5.2 muestra dos perfiles de temperatura

representativos de la zona en función de la profundidad (meses extremos).

En la Figura 5.3 se compara la TSM medida por el SHOA en Caldera y la

entregada por el Atlas Argo en la zona de Punta Alcalde, ambos para el año

201012. La TSM oscila entre 12.35 °C (agosto) y 17.91 °C (enero). Se incluyó

además la temperatura estimada del efluente, considerando de acuerdo al EIA un

aumento de 10 ºC respecto del flujo captado.

12 La temperatura en Caldera de febrero de 2010 se reemplazó por el promedio histórico (dada la ausencia del dato por causa del terremoto)

61

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

1800

2000

0 5 10 15 20

Temperatura (°C)

Pro

fund

idad

(m

)

Figura 5.2: Perfiles mensuales de temperatura del mar en Punta Alcalde para enero y agosto de

2010 (Argo)

0

5

10

15

20

25

30

Ene Feb Mar Abr May Jun Jul Ago Sep Oct Nov Dic

Tem

pera

tura

(ºC

) .

Figura 5.3: Temperatura superficial del mar en 2010 y temperatura estimada del efluente en Punta Alcalde

Enero

Agosto

Efluente de la planta

Caldera (SHOA)

Punta Alcalde (Argo)

62

La distribución de temperatura en las profundidades del mar tiene en general

menos variaciones estacionales y geográficas a medida que aumenta la

profundidad, tal como se aprecia en los perfiles de ejemplo de la Figura 5.2

(enero y agosto). La variación de la temperatura con la coordenada vertical en la

zona de Punta Alcalde para el año 2010 se muestra en la Figura 5.4. La variación

anual de la temperatura para tres profundidades seleccionadas se muestra en la

Figura 5.5.

Figura 5.4: Variación de la temperatura del mar en zona de Punta Alcalde año 2010 (Argo)

La diferencia de temperatura entre la superficie y las profundidades es una

medida de la eficiencia del sistema. La menor diferencia, que representa el

escenario de menor desempeño, se registra en agosto, cuando por ejemplo a 800

m de profundidad la temperatura es 4.81 °C, la TSM es 12.35 °C y la del efluente

22.35 °C. Por lo tanto, agosto se consideró el mes base de la simulación.

63

0

1

2

3

4

5

6

7


Tem

pera

tura

(°C

)

Figura 5.5: Temperatura del mar en tres profundidades de interés en Punta Alcalde año 2010 (Argo)

5.3. Salinidad del mar

Tal como se señaló en el capítulo 4, las propiedades físicas y termoquímicas del

agua de mar pueden ser estimadas con suficiente precisión como función de la

temperatura y la salinidad. En la sección anterior se estableció la temperatura

superficial y de las profundidades del mar para cada mes del año. El Atlas Marino

Argo entrega también perfiles de salinidad. Sin embargo la variación durante el

año es pequeña, de modo que sólo se considerarán los promedios anuales para las

profundidades de interés, los cuales se muestran la Tabla 5.1.13

Tabla 5.1: Salinidad promedio del mar en Punta Alcalde a las profundidades de interés año 2010 (Argo)

0 m 100 m 150 m 200m 600 m 800 m 1000 m

Salinidad (g/kg) 34.46 34.64 34.74 34.70 34.41 34.44 34.49

13 Las propiedades del agua de mar utilizadas para la simulación confirman una variación insignificante ante los cambios de salinidad. El parámetro dominante en su variación es la temperatura.

600 m

800 m

1000 m

64

5.4. Perfil batimétrico

La Figura 5.6 muestra la vista aérea de la línea de captación del flujo de agua fría

para la central y la Figura 5.7 muestra el perfil batimétrico del fondo marino de

esta misma trayectoria, ambos obtenidos de Google Earth. El ducto de captación

y el ducto de retorno del agua de mar fría se diseñan para seguir la forma del

fondo. Para alcanzar las profundidades de interés se requieren tuberías con un

largo igual a la distancia recorrida por sobre el perfil batimétrico hasta tales

profundidades. La Tabla 5.2 resume el largo del ducto (para captación o retorno)

para algunas profundidades. Es claro que debido a la pequeña pendiente de la

costa, para alcanzar por ejemplo una profundidad de 1000 m se requiere un ducto

de más de 12 km de largo.

Figura 5.6: Vista aérea de la dirección de captación del flujo frío (Google Earth)

Figura 5.7: Perfil batimétrico de la costa en la zona de descarga (Google Earth)

65

Tabla 5.2: Largo del ducto para alcanzar cada profundidad de interés

z L (m) z' L (m)

600 m 7395 100 m 1320

800 m 9910 150 m 1980

1000 m 12417 200 m 2509

5.5. Sistemas propuestos

5.5.1. Profundidades de captación y retorno

Para el diseño de la planta OTEC se propuso como profundidad de

captación z: 600 m, 800 m y 1000 m, y como profundidad de retorno z’: 100

m, 150 m y 200 m. Esto representa 9 diseños distintos para una misma

potencia base (Figura 5.8). Profundidades de captación menores a 600 m

fueron también evaluadas, a z = 400 m el sistema no es capaz de operar,

pues las diferencias de temperatura del ciclo Rankine son insuficientes. Por

otro lado, se consideró como profundidad mínima de retorno z’ = 100 m,

dado que a esa profundidad el impacto térmico del retorno del flujo frío

( z ' 8T T− ) puede alcanzar hasta 4 ºC. Esto aumenta en forma rápida

conforme z’ se aproxima a la superficie. Como la operación de la planta se

simuló mensualmente, los 9 sistemas propuestos son el resultado de 108

simulaciones de la operación del sistema para cada potencia base.

Figura 5.8: Sistemas propuestos para la simulación

z = 1000 m z’= 100 m

z = 1000 m z’= 150 m

z = 1000 m z’= 200 m

z = 800 m z’= 100 m

z = 800 m z’= 150 m

z = 800 m z’= 200 m

z = 600 m z’= 100 m

z = 600 m z’= 150 m

z = 600 m z’= 200 m

66

Para cierta potencia fija, los nueve sistemas se compararon usando la

función ψ definida en la sección 4.3.13. De modo que el par ( )z, z ' óptimo

será el del sistema con el mínimo valor de ψ .

5.5.2. Potencia base del sistema

Para la selección de z y z’ se utilizó una potencia base G,baseP de 10 MW.

Una vez determinada las profundidades de mejor desempeño, se llevó a

cabo un escalamiento del sistema para distintas potencias base manteniendo

las profundidades seleccionadas. Nuevamente la función ψ es el indicador

usado para la comparación. De modo que la potencia base óptima será la del

sistema cuya razón ψ es la mínima.

5.5.3. Parámetros de diseño

La Tabla 5.3 resume los parámetros de diseño comunes a todos los sistemas

simulados. El fluido refrigerante del ciclo de vapor es amoníaco y la

potencia eléctrica base G,baseP , esto es, la potencia en el generador en el mes

base, es igual a 10 MW. Los coeficientes globales de trasferencia de calor

en el evaporador y condensador, EU y CU , fueron obtenidos de Ikegami et

al. (1998). El flujo volumétrico de agua de mar caliente CVɺ es el flujo del

efluente de la planta termoeléctrica, obtenido de los datos de operación de la

central (GAC, 2009). La velocidad en el ducto de agua de mar fría FV fue

fijada en 1.9 m s (cumpliendo criterios de la sección 4.3.8), siendo el

diámetro i,FD uno de los resultados de la simulación. El material del ducto

es fibra de vidrio reforzada en plástico (GFRP), en particular GFRE, cuyas

propiedades mecánicas fueron obtenidas de Hamed et al. (2008).

67

Tabla 5.3: Parámetros de diseño comunes a todos los sistemas propuestos

Parámetro Símbolo Valor Unidad

Fluido de trabajo ciclo Rankine NH3 amoníaco

Eficiencia isentrópica de la turbina Tη 0.90

Eficiencia de conversión del generador Gη 0.95

Eficiencia de alimentación de las bombas Bη 0.80

Coeficiente global evaporador EU 4.90 2 1kW m K− −

Coeficiente global condensador CU 4.42 2 1kW m K− −

Caída de temperatura en evaporador ET∆ 3.0 ºC

Aumento de temperatura en condensador CT∆ 3.0 ºC

Aumento de temperatura del efluente PT∆ 10.0 ºC

Flujo volumétrico agua caliente CVɺ 25.61 3 1m s−

Rugosidad absoluta en ducto frío (GFRE) F,tε 0.000004 m

Velocidad del flujo en ducto de agua fría FV 1.90 1ms−

Esfuerzo máximo del material del ducto uσ 618.9 MPa

Factor de seguridad en el ducto n 1.3

Material de las placas en intercambiadores Ti titanio

Distancia entre puertos en condensador P,CL 0.80 m

Número de pasos del condensador F,CP 1

Área efectiva de cada placa del condensador placa ,CA 3.20 2m

Espaciamiento entre placas del condensador Cx∆ 0.005 m

Ancho de cada placa del condensador placa,CD 4.0 m

Espesor de las placas del condensador placa,Ct 0.001 m

Rugosidad absoluta en placas del condensador Cε 0.00135 m

Distancia entre puertos en evaporador P,EL 0.80 m

Número de pasos del evaporador F,EP 1

Área efectiva de cada placa del evaporador placa ,EA 3.20 2m

Espaciamiento entre placas del evaporador Ex∆ 0.005 m

Ancho de cada placa del evaporador placa,ED 4.0 m

Espesor de las placas del evaporador placa,Et 0.001 m

Rugosidad absoluta en placas del evaporador Eε 0.00135 m

Presión en el evaporador flash EFp 1.5 kPa

68

Las dimensiones de las placas del evaporador son iguales a las del

condensador, aunque podrían ser distintas. La presión interior de la cámara

flash EFp es fijada teniendo en cuenta, por un lado, que debe ser menor a la

presión de saturación del flujo entrante en el mes de menor diferencia de

temperatura (agosto). Por otro lado, esta presión debe corresponderse con la

presión de condensación en el segundo condensador más un pequeño

incremento asociado a pérdidas de carga.

Para el cálculo de la función ψ se usó un costo Ic de 122 US$/m2 y un

costo IIc de 12000 US$/m3, obtenidos de acuerdo a lo explicado en la

sección 4.3.13.

69

6. RESULTADOS Y DISCUSIÓN

6.1. Selección de profundidades de captación y retorno para 10 MW

6.1.1. Flujo de agua fría

Para cada sistema propuesto de 10 MW se estableció el flujo másico de

agua de mar fría Fmɺ como el valor óptimo que minimiza la razón ψ . La

Figura 6.1 muestra, a modo de ejemplo, la relación entre la razón ψ y el

flujo Fmɺ cuando z es 800 m y z’ es 150 m. El mínimo valor de ψ es 4.26

US$/W cuando el flujo frío es 25700 kg s y el diámetro interno del ducto

frío i,FD es 4.10 m. La Figura 6.2 muestra los valores óptimos del flujo Fmɺ

y la Tabla 6.1 el valor óptimo del diámetro i,FD para cada sistema, obtenido

bajo el mismo criterio. El flujo óptimo disminuye levemente conforme z’

aumenta y disminuye sustantivamente conforme z aumenta.

3.8

4.0

4.2

4.4

4.6

4.8

5.0

23000 25000 27000 29000 31000

Flujo de agua fría (kg/s)

US

$/W

.

Figura 6.1: Relación entre la razón ψ y el flujo Fmɺ

PG = 10 MW z = 800 m z’ = 150 m

ψ

70

20000

22000

24000

26000

28000

30000

32000

z' = 100 m z' = 150 m z' = 200 m

Flu

jo d

e ag

ua f

ría

(kg/

s)

Figura 6.2: Flujo Fmɺ óptimo para cada sistema de 10 MW

Tabla 6.1: Diámetro óptimo del ducto frío (m) para 10 MW

( )i,FD m z ' 100 m= z ' 150 m= z ' 200 m=

z 600 m= 4.37 4.36 4.35

z 800 m= 4.10 4.10 4.10

z 1000 m= 3.93 3.92 3.92

Para efectos de implementación, sin embargo, el diámetro final estará

determinado por la disponibilidad comercial o de manufactura, siendo en lo

posible cercano al valor óptimo.

6.1.2. Flujo de refrigerante

El flujo másico de refrigerante Rmɺ es fijado en el mes base y no cambia con

z’. La Tabla 6.2 muestra el valor de Rmɺ para cada valor de z. A mayor

profundidad de captación, menor es el flujo másico de amoníaco en el ciclo

Rankine.

Z = 600 m

Z = 800 m

Z = 1000 m

71

Tabla 6.2: Flujo másico de refrigerante para 10 MW

z 600 m= z 800 m= z 1000 m=

( )Rm kg sɺ 264.61 241.45 226.14

6.1.3. Caída de presión en flujo de agua fría

La potencia de alimentación de la bomba de agua fría FP depende de la

diderencia de presión BFp∆ , que a su vez se compone de la caída de presión

por la fricción en la tubería BF,tp∆ , la caída de presión en el condensador

BF,Cp∆ y la diferencia de presión por el efecto de la diferencia de densidades

BF,p ∆ρ∆ , de acuerdo a lo descrito en la sección 4.3. La Figura 6.3, la Figura

6.4 y la Figura 6.5 muestran la composición de BFp∆ para los sistemas con

captación a 600 m, 800 m y 1000 m, para cada profundidad de retorno z’.

La diferencia BF,tp∆ crece con el aumento del largo total del ducto, tanto por

el aumento de z como por el aumento de z’, y representa entre el 69.1 y el

79.2% de BFp∆ .

0

10

20

30

40

50

60

z' = 100 z' = 150 z' = 200

∆p B

F (k

Pa)

Densidad

Condensador

Fricción tubería

Figura 6.3: Caída de presión BFp∆ en el flujo de agua fría para z = 600 m

72

0

10

20

30

40

50

60

z' = 100 z' = 150 z' = 200

∆p B

F (k

Pa)

Densidad

Condensador

Fricción tubería


0

10

20

30

40

50

60

z' = 100 z' = 150 z' = 200

∆p B

F (k

Pa)

Densidad

Condensador

Fricción tubería


En la Figura 6.6 se compara BFp∆ , esta vez para distintos valores de z

habiendo fijado la descarga en z’ = 100 m. La caída de presión del flujo va

de 31.13 kPa ( z 600 m= ) a 50.16 kPa ( z 1000 m= ). El efecto de la

densidad BF,p ∆ρ∆ aumenta conforme crece la diferencia entre z y z’. No

obstante, la mayor influencia en la variación de BFp∆ es la fricción en la

tubería BF,tp∆ .

73

0

10

20

30

40

50

60

z = 600 z = 800 z = 1000

∆p B

F (k

Pa)

Densidad

Condensador

Fricción tubería

Figura 6.6: Caída de presión BFp∆ en el flujo de agua fría para z’ = 100 m

6.1.4. Potencia de las bombas

La Figura 6.7, la Figura 6.8 y la Figura 6.9 muestran el consumo eléctrico

(potencia eléctrica requerida) de las cuatro bombas del sistema para una

profundidad de captación z de 600 m, 800 m y 1000 m respectivamente. El

consumo total va de 2.04 a 2.48 MW. Para una profundidad z fija, el único

cambio con z’ ocurre en el consumo de la bomba de agua fría FP , de

acuerdo a la variación de BFp∆ .

0.0

0.5

1.0

1.5

2.0

2.5

3.0

z' = 100 z' = 150 z' = 200

Pot

enci

a (M

W)

Bomba de vacío

Bomba agua caliente

Bomba agua fría

Bomba refrigerante

Figura 6.7: Consumo de las bombas para z = 600 m

74

0.0

0.5

1.0

1.5

2.0

2.5

3.0

z' = 100 z' = 150 z' = 200

Pote

ncia

(M

W)

Bomba de vacío

Bomba agua caliente

Bomba agua fría

Bomba refrigerante


0.0

0.5

1.0

1.5

2.0

2.5

3.0

z' = 100 z' = 150 z' = 200

Pot

enci

a (M

W)

Bomba de vacío

Bomba agua caliente

Bomba agua fría

Bomba refrigerante


En la Figura 6.10 se compara en un mismo gráfico el consumo de las

bombas para distintas profundidades de captación z, manteniendo un

retorno a profundidad z’ = 100 m. El consumo de la bomba del refrigerante

BRP disminuye levemente con el aumento de z, desde 0.17 a 0.16 MW,

representando entre 6.6 y 8.3% del consumo total. El consumo de la bomba

75

de agua fría FP aumenta significativamente con el aumento de z, desde 1.11

a 1.45 MW, equivalentes respectivamente a 54.4 y 59.6% del total. El

consumo de la bomba de agua caliente CP aumenta con z desde 0.34 a 0.40

MW, pero disminuye porcentualmente desde 16.8 a 16.5%. El consumo de

la bomba de vacío vP no cambia con z y se mantiene en 0.42 MW, esto es,

entre 20.6 y 17.3% del consumo total.

0.0

0.5

1.0

1.5

2.0

2.5

3.0

z = 600 z = 800 z = 1000

Pot

enci

a (M

W)

Bomba de vacío

Bomba agua caliente

Bomba agua fría

Bomba refrigerante

Figura 6.10: Consumo de las bombas para z’ = 100 m

6.1.5. Eficiencia de la planta OTEC en Punta Alcalde

La eficiencia de la planta pη , definida como la potencia neta netaP dividida

por la energía intercambiada en el evaporador EQɺ , se compara en la Figura

6.11 para todos los sistemas de 10 MW propuestos. Es claro que a mayor

profundidad de captación z mayor es la eficiencia de la planta, lo que se

explica en parte por las mayores diferencias de temperatura. Sin embargo la

tasa de crecimiento de pη disminuye con el aumento de z (cambio en la

pendiente). Para z fijo la eficiencia disminuye levemente con el aumento de

76

z’. El menor valor de pη es 3.09% cuando z es 600 m y z’ es 200 m. La

máxima eficiencia es 3.37% y se consigue con z 1000 m= y z ' 100 m= .

3.00%

3.05%

3.10%

3.15%

3.20%

3.25%

3.30%

3.35%

3.40%

z = 600 m z = 800 m z = 1000 m

z' = 100 m

z' = 150 m

z' = 200 m

Figura 6.11: Eficiencia de la planta pη para los sistemas propuestos de 10 MW

6.1.6. Función ψ

La eficiencia de la planta OTEC, pη , es un buen indicador del desempeño

de la planta en términos de operación, pero no toma en cuenta otros

aspectos tales como implementación y tamaño de los equipos. En la sección

4.3 se definió la función ψ como el costo de los elementos variables y

dominantes del sistema por unidad de potencia neta y se propuso este

indicador como criterio para la selección del mejor sistema. En la Figura

6.12 se comparan los valores de ψ para los sistemas propuestos, usando los

costos Ic y IIc determinados en la sección 5.5.3. La razón ψ crece con z y

con z’. Como interesa minimizar ψ , el sistema óptimo es finalmente el que

tiene una captación z a 600 m y una descarga z’ a 100 m.

ηp

77

0.0

1.0

2.0

3.0

4.0

5.0

6.0

7.0

z = 600 m z = 800 m z = 1000 m

US

$/W

z' = 100 m

z' = 150 m

z' = 200 m

Figura 6.12: Función ψ para los sistemas propuestos de 10 MW

6.1.7. Diseño final de 10 MW

De acuerdo a los criterios anteriores, el mejor sistema es el que tiene una

profundidad de captación z 600 m= y una profundidad de retorno de

z ' 100 m= . En la Tabla 6.3 y en la Tabla 6.4 se resumen los resultados

finales para el diseño de la planta de 10 MW.

Tabla 6.3: Resultados para el diseño final de la planta de 10 MW


Potencia base en el generador (agosto) G,baseP 10.0 MW

Potencia promedio anual en el generador GP 12.2 MW

Potencia neta promedio anual netaP 10.2 MW

Profundidad de captación del flujo frío z 600 m

Profundidad de retorno del flujo frío z ' 100 m

Flujo másico de refrigerante (amoníaco) Rmɺ 264.6 1kg s−

Flujo másico de agua de mar caliente Cmɺ 26265.6 1kg s−

Flujo másico de agua de mar fría (óptimo) Fmɺ 29300 1kg s−

ψ

78



Temperatura superficial del mar promedio TSM 14.98 º C

Temperatura promedio del efluente 5T 24.98 º C

Temperatura promedio a profundidad z 7T 5.90 º C

Temperatura promedio de evaporación ET 21.98 º C

Temperatura promedio de condensación CT 8.90 º C

Temperatura promedio de salida en evaporador 6T 21.86 º C

Temperatura promedio de salida en condensador 8T 8.59 º C

Presión promedio en el evaporador 1p 911.56 kPa

Presión promedio en el condensador 2p 590.38 kPa

Trabajo específico promedio turbina Tw 48.7 1kJ kg−

Energía específica promedio evaporador Eq 1239.3 1kJ kg−

Energía específica promedio condensador Cq 1191.1 1kJ kg−

DTML promedio en evaporador m,ET∆ 6.77 º C

DTML promedio en condensador m,CT∆ 1.18 º C

Temperatura en evaporador flash (constante) EFT 13.02 º C

Sobrecalentamiento promedio evaporador flash s,EFT∆ 8.84 º C

Diferencia de presión en bomba del refrigerante BRp∆ 321.18 kPa

Diferencia de presión en bomba de agua fría BFp∆ 31.13 kPa

Diferencia de presión en bomba de agua caliente BCp∆ 10.66 kPa

Largo total del ducto de agua fría FL 8815 m

Diámetro interno del ducto de agua fría i,FD 4.37 m

Espesor del ducto de agua fría Ft 0.028 m

Área de transferencia en evaporador EA 11242.2 2m

Área de transferencia en condensador CA 61817.3 2m

Número de canales en evaporador EN 3514 -

Número de canales en condensador CN 19319 -

Volumen total del evaporador EV 84.3 3m

Volumen total del condensador CV 463.7 3m

Eficiencia promedio de la planta pη 3.11 %

Flujo promedio de agua desalinizada Dmɺ 33640 ton día

79

Estos valores son el resultado de la simulación del sistema mes a mes, de

manera que algunos parámetros corresponden al promedio de las doce

simulaciones mensuales.

En la Figura 6.13 se muestra la optimización del flujo de agua fría Fmɺ para

el diseño seleccionado, siendo el óptimo 29300 kg/s.

2.6

2.8

3.0

3.2

3.4

3.6

3.8

25000 27000 29000 31000 33000 35000 37000 39000


US$

/W

Figura 6.13: Optimización del flujo Fmɺ para el diseño final de 10 MW

En la Figura 6.14 se muestra la distribución anual de la potencia eléctrica

generada y la distribución de la fracción que se consume en la alimentación

de las bombas. La variación mes a mes de la potencia del sistema responde a

la variación de las diferencias de temperatura del mar, siendo mayor en

verano y menor en invierno. La potencia eléctrica total generada GP va de

10.00 MW en agosto a 14.64 MW en febrero. El promedio anual del

consumo de las bombas es 2.04 MW, siendo el promedio de la potencia neta

igual a 10.21 MW.

PG = 10 MW z = 600 m z’ = 100 m

ψ

80

0

2

4

6

8

10

12

14

16


Pot

enci

a el

éctr

ica

(MW

e) . Consumo bombas Potencia neta

Figura 6.14: Distribución anual de GP para el diseño final de 10 MW

En la Figura 6.15 se compara la variación anual de la eficiencia de la planta

pη . Esta última va de 2.44% en agosto a 3.82% en febrero, siendo el

promedio anual 3.11%.

0.0%

1.0%

2.0%

3.0%

4.0%

5.0%


Figura 6.15: Distribución anual pη para el diseño final de 10 MW

ηp

81

El flujo de agua de mar que es finalmente desalinizado en el evaporador

flash, Dmɺ , tiene una fuerte variación anual, tal como se ve en la Figura 6.16.

El flujo varía de 23652 ton/día en agosto a 44792 ton/día en enero,

ajustándose bien al perfil de demanda de agua (el consumo es mayor en los

meses de verano). El promedio anual es 33639 ton/día, equivalente a 1.48%

del flujo caliente Cmɺ (efluente inicial).

0

10000

20000

30000

40000

50000


ton/

día.

Figura 6.16: Distribución anual de Dmɺ para el diseño final de 10 MW

6.2. Optimización de la potencia base

Habiendo determinado las profundidades de captación que minimizan la función

ψ , se llevó a cabo un escalamiento del sistema desde 5 a 50 MW de potencia

base, con incrementos de 5 MW entre cada uno, lo cual representa 10 escenarios

que mantienen los parámetros de diseño de la Tabla 5.3. De acuerdo a los

resultados de la sección 6.1, se utilizó una profundidad de captación z de 600 m y

una profundidad de descarga z’ de 100 m. Los resultados muestran que

termodinámicamente el sistema no opera por sobre 40 MW.

Dmɺ

82

6.2.1. Flujos de agua y refrigerante

En la Tabla 6.5 se muestra el flujo másico de amoniaco Rmɺ , el flujo de agua

de mar fría (optimizado según función ψ ) y el diámetro interno del ducto de

agua fría i,FD , para cada potencia evaluada. El flujo de agua de mar caliente

Cmɺ es fijo e igual al efluente de la central termoeléctrica ( 26265.6 kg s ).

Tabla 6.5: Flujos de agua fría Fmɺ y refrigerante Rmɺ

G,baseP ( )Rm kg sɺ ( )Fm kg sɺ ( )i,FD m

5 MW 132.3 14600 3.09

10 MW 264.6 29300 4.37

15 MW 396.9 44000 5.36

20 MW 529.2 58700 6.19

25 MW 661.5 73400 6.92

30 MW 793.8 88100 7.58

35 MW 926.1 102800 8.19

40 MW 1058.5 117400 8.75

6.2.2. Área de transferencia en evaporador y condensador

Las área de transferencia del evaporador EA y del condensador CA

depende fuertemente de la potencia base del sistema, tal como se ve en la

Figura 6.17. El crecimiento de EA con G,baseP es más acentuado que el de

CA . Sin embargo el área del condensador es en todos los casos mucho

mayor que el del evaporador, variando de 31230 m2 para 5 MW a 246023

m2 para 40 MW.

83

0

50000

100000

150000

200000

250000

5 10 15 20 25 30 35 40PG,base (MW)

m2

Área evaporador

Área condensador

Figura 6.17: Áreas de transferencia EA y CA

6.2.3. Caída de presión en ducto de agua fría

La distribución de la caída de presión BFp∆ para cada potencia base se

muestra en la Figura 6.18. La pérdida de carga por fricción del flujo en el

ducto BF,tp∆ es el componente principal de BFp∆ .

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

5 10 15 20 25 30 35 40PG,base (MW)

∆p B

F (k

Pa)

Densidad

Condensador

Fricción tubería

Figura 6.18: Caída de presión en ducto de agua fría ( BFp∆ )

84

Sin embargo, al aumentar el tamaño del sistema BF,tp∆ disminuye, porque el

diámetro del ducto aumenta. El efecto de la densidad BF,p ∆ρ∆ no cambia,

dado que se mantiene z y z’. La variación de la caída de presión en el

condensador BF,Cp∆ con la potencia base es muy pequeña.

6.2.4. Consumo de las bombas

En la Figura 6.19 se compara la potencia eléctrica consumida por las

bombas para los distintos tamaños del sistema. El consumo total varía de

1.90 MW para el sistema de 5 MW a 4.14 MW para el de 40 MW.

0.0

0.5

1.0

1.5

2.0

2.5

3.0

3.5

4.0

4.5

5 10 15 20 25 30 35 40

PG,base (MW)

Pot

enci

a (M

W)

Bomba de vacío

Bomba agua caliente

Bomba agua fría

Bomba refrigerante

Figura 6.19: Distribución del consumo de las bombas

La potencia de la bomba de vacío no depende de GP y en todos los casos es

igual a 0.42 MW. A pesar de que la caída de presión en el ducto de agua fría

BFp∆ disminuye con G,baseP , la potencia de la bomba de agua de mar fría FP

aumenta con la potencia base. Esto se explica con el significativo

85

incremento del flujo Fmɺ conforme crece G,baseP . La potencia de la bomba de

agua caliente decrece con el tamaño de la planta. Esto es porque el flujo Cmɺ

nunca cambia, pero sí aumenta el tamaño del evaporador, que es atravesado

por el flujo caliente.

6.2.5. Flujo de agua desalinizada

El flujo de agua de mar que es desalinizado en el evaporador flash Dmɺ

disminuye con el aumento de la potencia base. Esto se ve en la Figura 6.20 y

se explica por la mayor transferencia de energía en el evaporador cuando

aumenta G,baseP . La temperatura de salida del flujo caliente 6T es menor

cuando el tamaño del sistema crece, lo que provoca un sobrecalentamiento

s,EFT∆ menor en la cámara flash y por consiguiente un flujo evaporado Dmɺ

menor. En otras palabras, cuanto mayor es la energía transferida al ciclo de

amoníaco, menor es la energía disponible en el flujo para la evaporación

flash.

0

5000

10000

15000

20000

25000

30000

35000

40000

45000

5 10 15 20 25 30 35 40PG,base (MW)

ton/

día

Figura 6.20: Flujo másico de agua de mar evaporada Dmɺ

Dmɺ

86

A partir de los 30 MW de potencia base el sistema no alcanza el

sobrecalentamiento en todos los meses, es decir, la temperatura 6T es menor

a la temperatura de saturación a la presión de la cámara EFp . De hecho,

cuando G,baseP es 30 MW no se consigue desalinizar agua en agosto. Para el

sistema de 40 MW sólo hay desalinización en enero, febrero y marzo.

6.2.6. Eficiencia de la planta

La eficiencia de la planta pη crece con el aumento de la potencia base, tal

como se ve en la Figura 6.21. El sistema de 5 MW tiene una eficiencia de

2.57% y el sistema de 40 MW alcanza un 3.42%. Bajo este parámetro el

mejor sistema es el de mayor tamaño, pero a medida que aumenta G,baseP el

aumento de pη es menor.

2.4%

2.6%

2.8%

3.0%

3.2%

3.4%

3.6%

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45PG,base (MW)

Figura 6.21: Eficiencia de la planta pη

ηp

87

6.2.7. Función ψ

En la Figura 6.22 se aprecia el comportamiento de la función ψ ante la

variación de la potencia base del sistema G,baseP . El valor máximo es igual a

3.47 US$/W y se obtiene cuando la potencia base es 5 MW. El valor

mínimo se alcanza con una potencia de 25 MW cuando ψ es igual a 2.72

US$/W. Dado que se estableció como sistema óptimo el que minimiza ψ , la

potencia óptima es finalmente 25 MW.

2.4

2.6

2.8

3.0

3.2

3.4

3.6

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

PG,base (MW)

US

$/W

Figura 6.22: Variación de la función ψ con el tamaño del sistema

6.2.8. Diseño final de 25 MW

De acuerdo a los criterios anteriormente enunciados para la selección de las

profundidades y para la selección de la potencia base, el mejor sistema es el

que tienen una profundidad de captación z = 600 m, una profundidad de

retorno de z’ = 100 m y una potencia base G,baseP de 25 MW. En la Tabla 6.6

y en la Tabla 6.7 se resumen los resultados finales para el diseño de la

planta de acuerdo a los parámetros definidos en la Tabla 5.3. Nuevamente,

ψ

88

estos valores son el resultado de la simulación del sistema mes a mes,

siendo algunos parámetros el promedio de las doce simulaciones mensuales.










Flujo másico de agua de mar fría (óptimo) Fmɺ 73400 1kg s−

Temperatura superficial del mar promedio TSM 14.98 º C

Temperatura promedio del efluente 5T 24.98 º C

Temperatura promedio a profundidad z 7T 5.90 º C

Temperatura promedio de evaporación ET 21.98 º C

Temperatura promedio de condensación CT 8.90 º C

Temperatura promedio de salida en evaporador 6T 17.18 º C

Temperatura promedio de salida en condensador 8T 8.59 º C

Presión promedio en el evaporador 1p 911.56 kPa

Presión promedio en el condensador 2p 590.38 kPa

Trabajo específico promedio turbina Tw 48.7 1kJ kg−

Energía específica promedio evaporador Eq 1239.3 1kJ kg−

Energía específica promedio condensador Cq 1191.1 1kJ kg−

DTML promedio en evaporador m,ET∆ 5.16 º C

DTML promedio en condensador m,CT∆ 1.19 º C






89






Área de transferencia en evaporador EA 39688.8 2m

Área de transferencia en condensador CA 153610.5 2m

Número de canales en evaporador EN 12404 -

Número de canales en condensador CN 48004 -





En la Figura 6.23 se muestra la optimización del flujo de agua de mar fría

Fmɺ para el diseño seleccionado. El mínimo valor de ψ es 2.72 US$/W para

un flujo de 73400 kg/s.

2.5

2.7

2.9

3.1

3.3

65000 70000 75000 80000 85000


US

$/W

.

Figura 6.23: Optimización del flujo Fmɺ para el diseño final de 25 MW

PG = 25 MW z = 600 m z’ = 100 m

ψ

90

Las propiedades del amoníaco en el ciclo Rankine varían mes a mes. A

modo de ejemplo, se muestra en la Figura 6.24 el diagrama T-S para el

diseño final de 25 MW para el mes de enero.

Figura 6.24: Diagrama T-S del ciclo Rankine en enero para 25 MW

El equipo más grande es el condensador. Una estimación de tamaño, de

acuerdo a los resultados, se muestra en la Figura 6.25, donde se propone, a

modo de ejemplo, la división en doce módulos paralelos de 96 m3. El área

transversal de cada módulo es aproximadamente el área total de las placas

(4 m2). El evaporador, según los resultados, equivaldría a un cuarto del

tamaño del condensador, esto es equivalente a tres de los módulos paralelos

de 96 m3 (298 m3).

2

1

3

4

24.91

9.11 9.20

T (ºC)

0.53 MW

820.4 MW

782.4 MW

36.5 MW

10.02 10.04 s (kJ/kgK) 5.85

91

Figura 6.25: Ilustración del tamaño del condensador para 25 MW

En la Figura 6.26 se muestran la variación anual de la potencia eléctrica

generada y la variación de la fracción que se consume en la alimentación de

las bombas. La potencia total en el generador GP va de 25.00 MW en agosto

a 36.60 MW en febrero. El promedio anual del consumo de las bombas es

3.11 MW, siendo el promedio de la potencia neta igual a 27.51 MW.

0

5

10

15

20

25

30

35

40


Pot

enci

a el

éctr

ica

(MW

e) .

Consumo bombas Potencia neta

Figura 6.26: Distribución anual de GP para el diseño final de 25 MW

4 m

1 m

12 m

4 m 24 m

92

En la Figura 6.27 se compara la variación anual de la eficiencia de la planta

pη . Esta última va de 2.68% en agosto a 4.07% en febrero, siendo el

promedio anual 3.35%.

0.0%

1.0%

2.0%

3.0%

4.0%

5.0%


Figura 6.27: Distribución anual de pη para el diseño final de 25 MW

El flujo de agua de mar que es finalmente desalinizado en el evaporador

flash, Dmɺ , tiene una fuerte variación anual, tal como se ve en la Figura 6.28.

El flujo varía de 5869 ton/día en agosto a 26939 ton/día en enero. El

promedio anual es 15839 ton/día, equivalente a 0.70% del flujo caliente Cmɺ

(efluente inicial). Esto representa una producción anual de agua de 5.78

millones de toneladas. En la alta variación estacional de Dmɺ debe tomarse

en cuenta que la mayor producción de agua coincide con los meses de

verano, donde la demanda es probablemente mayor.

ηp

93

0

5000

10000

15000

20000

25000

30000


ton/

día

.

Figura 6.28: Distribución anual de Dmɺ para el diseño final de 25 MW

6.3. Impacto en la central termoeléctrica

6.3.1. Eficiencia de la central

La Central Termoeléctrica Punta Alcalde tendrá dos unidades de generación

mediante calderas de carbón pulverizado, de 370 MW cada una, y utilizará

como combustible carbón subbituminoso de poder calorífico superior (PCS)

igual a 4200 kcal kg (4.8846 kWh/kg). Se estima que el consumo mensual

de combustible de ambas unidades será de 331200 toneladas por mes

(GAC, 2009). Con estos datos se puede estimar la eficiencia de la central

centralη , obteniéndose:

central ton kWhmes kg

740 MW0.3403 34.03 %

331200 4.8846η = = =

⋅ (6.1)

La eficiencia de la central con la planta OTEC incorporada *centralη se obtiene

al sumar a la potencia original de la central (740 MW) la potencia neta

promedio de la planta OTEC ( netaP 27.51 MW= ).

Dmɺ

94

( )*

central ton kWhmes kg

740 27.51 MW0.3530 35.30 %

331200 4.8846

+η = = =

⋅ (6.2)

De modo que el aumento promedio de la eficiencia de la central gracias a la

incorporación de la planta OTEC es

*central central central 1.27 %∆η = η − η = (6.3)

6.3.2. Factor de emisión

De acuerdo al Panel Intergubernamental para el Cambio Climático (IPCC),

el uso de carbón subbituminoso para generación eléctrica tiene un factor de

emisión de 296.2 kgCO GJ . De modo que las emisiones anuales de CO2 de

la central Punta Alcalde sin la incorporación de la planta OTEC son:

2

62 2CO

kgCO tCOMWhm 96.2 6482400 = 2.2450 10

GJ año año= ⋅ (6.4)

El sistema OTEC no emite gases a la atmósfera. Como al incluir este

sistema se aumenta la potencia generada en la central sin que haya aumento

de las emisiones totales, existen un nuevo factor de emisión dado por:

2

2

tCO6CO año 2 2

MWhneta año

m 2.2450 10 tCO kgCO0.333907 92.75

P 6723387.6 MWh GJ

⋅= = = (6.5)

La reducción en la emisión por unidad de energía gracias a la incorporación

de la planta OTEC es entonces la diferencia entre el factor inicial y final,

esto es:

2 22

kgCO kgCOCO 3.45 12.42

GJ MWh∆ = = (6.6)

95

Es decir, con la incorporación del sistema OTEC a la central termoeléctrica

se reducen 12.42 kg de CO2 por cada MWh producido, respecto del

proyecto original. Igualmente, habrá una reducción en el factor de emisión

de los otros gases y contaminantes emitidos (NOx, SOx, PM10 y CO).

96

7. ANÁLISIS ECONÓMICO

7.1. Costo de inversión de la Central Punta Alcalde

Según el Estudio de Impacto Ambiental (GAC, 2009), el monto estimado de

inversión de la Central Termoeléctrica Punta Alcalde (1)invC es de 1,400 millones

de dólares, con una vida útil mínima estimada de 30 años, que eventualmente

puede ser aumentada con medidas de mantenimiento y reemplazo de equipos.

(1)invC 1, 400,000,000 US$= (7.1)

7.2. Costo de inversión de la planta OTEC

En el diseño final de la planta de 25 MW, descrito en la sección 6.2.8, se obtuvo

un costo IIC 51, 200,000 US$= (ducto de agua fría). Vega (2002) calculó el costo

de inversión de plantas OTEC flotantes en sistemas equivalentes al desarrollado

en este estudio, resultando en 4,200 US$/kW (en dinero de 1992). Para la

estimación del sistema propuesto se consideró el costo determinado por Vega

para plantas flotantes con la correspondiente corrección inflacionaria al año 2011,

y adicionando el costo del ducto IIC , puesto que la diferencia es la ubicación en

la costa y no en el mar. De acuerdo a lo señalado en el capítulo 5, esta diferencia

entre planta flotante y planta en la costa es relevante, dada la baja pendiente del

perfil batimétrico en la zona, que obliga a instalar un ducto de casi 9 kilómetros

para alcanzar una captación a 600 m de profundidad y un retorno a 100 m. La

potencia instalada, para efectos del costo de inversión, es el promedio anual de la

potencia bruta en el generador GP , e igual a 30.6 MW, obteniéndose finalmente:

(2)inv

US$C 6,772 30600 kW 51,200,000 US$ 258,423,200 US$

kW= ⋅ + = (7.2)

97

7.3. Costo nivelado de generación eléctrica

7.3.1. Estimación del costo nivelado de electricidad (LEC)

El costo nivelado de electricidad (LEC) se define como la suma de todos los

costos en que el inversionista debe incurrir para producir un kWh con una

cierta tecnología de generación y se estima con la siguiente relación (Short

et al., 1995; Pitz-Paal et al., 2004).

inv OM comb

neta

crf C C CLEC

E

⋅ + += (7.3)

Donde invC es el costo total de inversión, OMC el costo de operación y

mantención, combC el costo del combustible, netaE la energía eléctrica neta

producida y crf el factor anual de retorno de capital, que se calcula como:

( )

( )

n

d din

d

k 1 kcrf k

1 k 1

+= +

+ − (7.4)

Donde dk es la tasa de interés anual, ik la tasa de seguridad y n el número

de periodos.

7.3.2. LEC Central Punta Alcalde

El costo nivelado de electricidad de la Central Punta Alcalde CLEC , sin la

incorporación de la planta OTEC, se obtiene con el procedimiento antes

descrito, considerando el costo de inversión de la sección 7.1, una tasa de

interés dk de 10%, una tasa de seguridad ik de 1% y un número de

períodos n de 30 (años).

98

(1) (1) (1)inv OM comb

C (1)neta

crf C C CLEC

E

⋅ + += (7.5)

Los costos de combustible combC fueron estimados de acuerdo a información

actual del mercado del carbón y los costos de operación y mantención OMC

fueron obtenidos de Kaplan (2008) para plantas de carbón pulverizado. Los

resultados se muestran en la Tabla 7.1.

7.3.3. LEC Central con planta OTEC

El costo nivelado de electricidad de la Central incluyendo la incorporación

de la planta OTEC se obtiene de la misma forma que la de la central sola,

pero sumando ahora el aumento de la energía generada y el aumento en los

costos de inversión, operación y mantención, debido a la adición de la

planta OTEC. El análisis supone la implementación simultánea de la central

térmica y la planta OTEC, iniciando las operaciones en el mismo período.

(1) (1) (1) (2) (2) (2)inv OM comb inv OM comb

C P

crf C C C crf C C CLEC +

⋅ + + + ⋅ + +=

(1) (2)neta netaE E+

(7.6)

El subíndice (1) se refiere a la Central Punta Alcalde sin alteración y el

subíndice (2) se refiere a la planta OTEC. El costo de inversión (2)invC es el de

la sección 7.2 y el crf es el mismo que en CLEC . El costo (2)OMC se calculó de

acuerdo a la estimación de Vega (2002) como 1% del costo de inversión

(2)invC (anual). La energía neta (2)

netaE de la planta OTEC es 240.9 GWh (para

27.5 MW), de modo que la energía total en el segundo caso ( (1) (2)neta netaE E+ ) es

igual a 6723.3 GWh.

99

En la Tabla 7.1 se comparan los resultados totales. El LEC de la central

termoeléctrica con la planta OTEC supera en 2.1 US$ por MWh al de la

central original, lo cual a priori no justifica el proyecto OTEC. Este

resultado, sin embargo, es altamente sensible al costo del combustible, que a

su vez es el ítem de mayor variabilidad.

Tabla 7.1: Costo nivelado de la electricidad (LEC)

Costo Sin OTEC Con OTEC Unidad

Inversión inv

neta

crf C

E

⋅ 25.1 28.6 US$/MWh

Operación y mantención

OM

neta

C

E 11.1 11.1 US$/MWh

Combustible comb

neta

C

E 40.0 38.6 US$/MWh

TOTAL LEC 76.2 78.3 US$/MWh

7.3.4. Producción de agua

Si en el costo final se incluye también el ingreso asociado a la producción

anual de agua desalinizada en el evaporador flash, (2)aguaI , entonces se puede

hablar de un costo neto netoC igual al costo nivelado (LEC) menos el ingreso

por producción de agua, expresado también por unidad de energía del

sistema. Para evaluar esta contribución se consideró, de acuerdo a los

resultados de la sección 6.2.8, un total de 5,781,213.1 toneladas anuales

(183.32 kg/s), a un precio referencial de agua industrial de 2 US$/m3.

En la Tabla 7.2 se comparan los costos de la central original y los costos de

la central con la planta OTEC, incluyendo esta vez el ingreso por la

producción anual de agua. Éste reduce el costo neto en 1.7 US$/MWh,

acercando el LEC de la central con OTEC al costo original, bajo los

escenarios de costos considerados para la estimación. La central con OTEC

100

es ahora sólo 0.4 US$/MWh mayor. De manera que ante eventuales bajas en

los costos de combustible, la contribución del ingreso por producción de

agua puede jugar un rol determinante en la competitividad de la

implementación del sistema híbrido. De hecho, si (1)combC es mayor a 53

US$/MWh la central original sin OTEC exhibe un costo nivelado mayor al

del sistema con planta OTEC, justificando el proyecto.

Tabla 7.2: Costo neto nivelado

Costo Sin OTEC Con OTEC Unidad

LEC i

neta

C

E∑

76.2 78.3 US$/MWh

Producción de agua

agua

neta

I

E 0.0 1.7 US$/MWh

COSTO NETO Cneto 76.2 76.6 US$/MWh

7.3.5. Análisis de sensibilidad

En el cálculo del LEC intervienen variables sujetas a variabilidades e

imprecisiones, como es el caso del costo de inversión de la central original

(1)invC y el costo del combustible (1)

combC . Además, se espera que en el futuro se

implemente un impuesto a la emisión de CO2, que el informe CADE

proyecta en 12 US$ por tonelada. En la Tabla 7.3 se proponen ocho

escenarios distintos, donde se combinan variaciones de (1)invC y (1)

combC , y se

incluye además un eventual impuesto al CO2. El cálculo previo (resumido

en la Tabla 7.2) corresponde al escenario A1-0.

101

Tabla 7.3: Escenarios de costos

Escenario Inversión de la central (US$)

Combustible (US$/MWh)

Impuesto CO2 (US$/ton)

A1-0 1,400,000,000 40 0

A1-C 1,400,000,000 40 12

A2-0 1,400,000,000 60 0

A2-C 1,400,000,000 60 12

B1-0 2,000,000,000 40 0

B1-C 2,000,000,000 40 12

B2-0 2,000,000,000 60 0

B2-C 2,000,000,000 60 12

El costo neto nivelado netoC , definido como el LEC menos el ingreso por la

producción de agua (en el caso OTEC) y más el eventual costo de emitir

CO2, se calculó para cada escenario propuesto, distinguiendo entre la central

sin y con la planta OTEC. Los resultados se comparan en la Tabla 7.4 y en

la Figura 7.1, donde la diferencia C∆ es igual al costo de la central sin la

planta OTEC acoplada menos el de la central con la planta. Cuando C∆ es

mayor a cero la incorporación de la planta OTEC reduciría el costo de la

electricidad, justificando el proyecto.

Tabla 7.4: Costo neto nivelado

Escenario Sin OTEC Con OTEC ∆C Unidad

A1-0 76.2 76.6 -0.4 US$/MWh

A1-C 80.4 80.8 -0.4 US$/MWh

A2-0 96.2 95.9 0.3 US$/MWh

A2-C 100.4 100.1 0.3 US$/MWh

B1-0 86.9 87.0 -0.1 US$/MWh

B1-C 91.1 91.1 -0.1 US$/MWh

B2-0 106.9 106.3 0.7 US$/MWh

B2-C 111.1 110.4 0.7 US$/MWh

102

0

20

40

60

80

100

120

A1-0 A1-C A2-0 A2-C B1-0 B1-C B2-0 B2-C

Cos

to n

eto

(US

$/M

Wh)

.

Sin OTEC

Con OTEC

Figura 7.1: Costo neto nivelado

El factor determinante en la decisión de implementación del proyecto OTEC

es el costo del combustible (carbón). Los escenarios A2 y B2 son los que

contemplan un costo alto del carbón y los que con la incorporación de la

planta OTEC tienen finalmente un costo menor al del proyecto original.

103

8. CONCLUSIONES

Las evidencias cada vez más convincentes de un cambio climático en curso y las

señales de una eventual escasez de petróleo y gas natural en las próximas décadas, han

llevado a casi todos los sectores de la sociedad a reflexionar sobre la incapacidad de

continuar con el actual modelo de desarrollo, altamente dependiente de los

combustibles fósiles.

En el sector eléctrico, las tecnologías conocidas como no convencionales aparecen

como una solución atractiva. Sin embargo, aspectos como capacidad, seguridad y

disponibilidad de la energía hacen imposible llevar a cabo una transición rápida y

completa hacia tecnologías emergentes. La evolución hacia un modelo menos

dependiente de la generación fósil y con una matriz más diversificada, debe considerar

la convivencia sustentable con las plantas térmicas, entendiendo esta convivencia como

la introducción de tecnologías que contribuyan a aprovechar mejor el recurso fósil

(mejora de eficiencia) y a reducir los impactos ambientales de la operación. El sistema

propuesto en este estudio responde simultáneamente a estas dos necesidades.

La conversión de energía océano térmica constituye un modo de generar electricidad a

través de un proceso libre de emisiones, utilizando una fuente de energía renovable. El

estado del arte de la tecnología, no obstante, señala que su factibilidad está limitada a

regiones cercanas al Ecuador, donde las temperaturas superficiales del mar son

suficientemente altas para la operación del ciclo. La planta OTEC acoplada a una

central térmica que aquí se propuso, extiende la aplicabilidad de esta tecnología a casi

cualquier región en donde existan descargas térmicas. La aplicación en Chile, tal como

se mostró, confirma cierta factibilidad en zonas de agua fría, un potencial que no había

sido considerado antes.

La planta OTEC diseñada para la Central Punta Alcalde permite aumentar la potencia

neta en un promedio de 27.5 MW, incrementando la eficiencia de la central en 1.27%,

sin alterar el consumo de combustible. Al mismo tiempo, la descarga final del efluente

104

al mar a una temperatura aproximada de 13 ºC reduce de manera sustantiva el impacto

térmico sobre el ecosistema costero.

Si el sistema propuesto se aplicara a efluentes de centrales térmicas en regiones

caribeñas, donde las temperaturas del océano son por sí solas aptas para OTEC, se

conseguirían mayores eficiencias de la planta híbrida y, por consiguiente, mayores

incrementos de eficiencia en la central térmica. De hecho, el modelo desarrollado para

la simulación de la planta admite su aplicación a cualquier central térmica costera, y

ante cualquier escenario de temperaturas.

En las centrales nucleares, por su parte, los flujos de agua de refrigeración por unidad

de energía producida superan en promedio a los de las plantas de carbón. La aplicación

del sistema OTEC entregaría, por lo tanto, mayores incrementos de eficiencia en las

centrales nucleares que en las plantas a carbón. Cuanto mayor es la capacidad de la

central, mayor es la energía residual, y por lo tanto, mayor el potencial de

aprovechamiento mediante el ciclo híbrido.

Para la implementación del sistema se deben tomar en cuenta ciertos elementos de

seguridad. Ésta no debe afectar o gatillar problemas en el funcionamiento de la central

térmica. Es por eso que el diseño debe contemplar la posibilidad de dirigir el efluente

térmico original directamente al mar en caso de problemas en el sistema OTEC, de

modo que una eventual falla en este último no perturbe la operación normal de la

central térmica. Esto es particularmente relevante en el caso nuclear.

El diseño para la Central Punta Alcalde supuso la implementación conjunta de la planta

OTEC y la planta de carbón, pero sin alterar la operación de esta última, según su

diseño original. Por eso, en la evaluación económica se agregó al costo de inversión de

la planta original el del ciclo OTEC, constituyendo un nuevo costo de inversión. No

obstante, y dada la naturaleza independiente del ciclo OTEC, es razonable plantear su

implementación en plantas termo o nucleoeléctricas existentes, sin alteraciones en la

operación básica de la central. En este caso el análisis económico es diferente.

105

La flexibilidad de aplicación, atribuible principalmente a su condición de sistema semi-

independiente, es uno de las características destacables de la planta. Su operación se

podría complementar con otras tecnologías emergentes para centrales termoeléctricas,

como es el caso de la captura y secuestro de carbono. Así, en el futuro se podrían

aplicar en conjunto tecnologías de limpieza de gases de combustión, sistemas de

captura de CO2, y aumentos de eficiencia y reducción de impactos térmicos mediante

OTEC, acercando las tecnologías de generación a carbón a un camino sustentable.

Aun cuando la estimación de costos del caso de estudio señaló que la justificación

económica del proyecto está sujeta a ciertas fluctuaciones impredecibles, la decisión de

implementación podría no necesariamente responder al comportamiento del costo de

generación. La señal positiva hacia distintas instituciones y sectores sociales, en

relación a una preocupación por los impactos ambientales, así como su afinidad con

ciertos incentivos y exigencias legales, podrían ser suficiente argumento para tomar en

cuenta un proyecto como éste.

106

BIBLIOGRAFÍA

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112

A N E X O S

113

ANEXO A: EFECTO DE LA VARIACIÓN DE ∆TE Y ∆TC EN LA FUNCIÓN Ψ

En la sección 4.2.3 se definió ET∆ como la diferencia entre la temperatura del agua de

mar en su ingreso al evaporador ( 5T ) y la temperatura del fluido refrigerante a la salida

de éste ( 1T ), y se definió CT∆ como la diferencia entre la temperatura del fluido

refrigerante a la salida del condensador ( 3T ) y la temperatura del agua de mar fría al

ingresar a él ( 7T ). En la sección 5.5.3 se estableció como parámetro de diseño que

tanto ET∆ como CT∆ fueran fijos e igual a 3 °C. Dado que 5T y 7T dependen sólo de

las variaciones de la temperatura del océano, al fijar ET∆ y CT∆ , el valor de 1T y 3T

queda sujeto también a esa variación. No obstante, estas temperaturas 1T y 3T podrían

no ser las más adecuadas para el desempeño del ciclo Rankine.

Un análisis de sensibilidad de ET∆ y CT∆ fue llevado a cabo para el diseño final de 25

MW de potencia base, con la intención de determinar el efecto de la variación de dicha

restricción en el valor de la función ψ . En otras palabras, se quiso comprobar si un

cambio en el valor fijado para ET∆ y CT∆ (por separado) podría ofrecer un desempeño

de la planta incluso mejor al óptimo descrito en la sección 6.2.8.

La Figura A.1 muestra el impacto de la variación de ET∆ en el valor de ψ para el

diseño de 25 MW de potencia base para el mes de agosto, manteniendo el valor del

resto de los parámetros según lo establecido en la Tabla 5.3. El valor mínimo de ψ es

3.12 US$/W y se alcanza con ET∆ en el rango de 0.5 a 1 °C. Con el valor de ET∆ igual

a 3 °C usado en la sección 6.2.8 se obtiene un ψ de 3.40 US$/W, esto es, unos 0.28

US$/W por sobre el mínimo.

114

0.0

1.0

2.0

3.0

4.0

5.0

0 1 2 3 4 5∆TE (°C)

US$

/W

Figura A.1: Efecto de ET∆ en el valor de ψ

La Figura A.2 muestra ahora el impacto de CT∆ en el valor de ψ en equivalentes

condiciones a las de la variación de ET∆ , es decir, manteniendo el resto de los

parámetros establecidos en la Tabla 5.3. Esta vez el rango en que CT∆ puede variar es

pequeño, debido a limitaciones termodinámicas. En efecto, si la diferencia de

temperatura es menor a 3 °C el modelo arroja que 2T tendría que ser menor a 8T , lo

cual no es posible. Igualmente, si CT∆ es mayor a 5 °C el modelo arroja que 4T sería

mayor a 6T , que tampoco es posible. El mínimo valor de ψ es 3.14 US$/W y se

obtiene con CT∆ igual a 4 °C. Recordando que con el valor de CT∆ igual a 3 °C usado

en la sección 6.2.8 se consigue un valor de ψ igual a 3.40 US$/W, éste se encuentra

unos 0.26 US$/W por sobre el óptimo.

ψ

115

0.0

1.0

2.0

3.0

4.0

5.0

0 1 2 3 4 5 6∆TC (°C)

US

$/W

Figura A.2: Efecto de ET∆ en el valor de ψ

En resumen, el diseño final de 25 MW de potencia base presentado en la sección 6.2.8

puede ser mejorado si se ajustan los valores de ET∆ y CT∆ a los valores óptimos

ilustrados en las Figuras A.1 y A.2. Sin embargo, la reducción que dicho cambio

conlleva en el valor de ψ es pequeña si se compara con las variaciones asociadas a

otras variables ya optimizadas. Podría ser de interés para futuros estudios incluir la

optimización de ET∆ y CT∆ . No obstante, dado lo poco significativo del impacto, es de

esperar que aspectos determinantes del diseño, tales como las profundidades de

captación y de retorno, y la potencia base del sistema, no cambien respecto al diseño

finalmente escogido, razón por la cual este análisis no fue incluido en la optimización

de la planta.

ψ

116

ANEXO B: EFECTO DE LA VARIACIÓN DE VF EN LA FUNCIÓN Ψ

Para el diseño de la planta, se establecieron en la sección 5.5.3 los parámetros comunes

a todos los sistemas simulados. La velocidad en el ducto de agua de mar fría FV fue

fijada en 1.9 m/s, para cumplir los criterios establecidos en la sección 4.3.8, que limitan

la velocidad al interior de ductos con el propósito de evitar efectos indeseados tales

como ruido, golpe de ariete, cavitación, erosión y excesivas pérdidas de carga por

fricción.

Un enfoque alternativo podría tolerar la existencia de efectos indeseados en el ducto,

con tal de que el desempeño de la planta, medido por la función ψ, sea mejor. Un

análisis del impacto de la variación de la velocidad FV en el valor de ψ se realizó para

el diseño de 25 MW de potencia base propuesto en la sección 6.2.8. El resultado se

muestra en la Figura B.1.

0.0

1.0

2.0

3.0

4.0

5.0

6.0

7.0

0.0 1.0 2.0 3.0 4.0 5.0

VF (m/s)

US

$/W

Figura B.1: Efecto de FV en el valor de ψ

ψ

117

El mínimo valor de ψ es igual a 2.22 US$/W y se alcanza con una velocidad FV de

3.4 m/s. En el diseño descrito en la sección 6.2.8, bajo el criterio de velocidad fija en

1.9 m/s, se obtuvo un valor de ψ igual a 2.72 US$/W, esto es, unos 0.5 US$/W por

sobre el óptimo (desconociendo limitaciones a la velocidad).

Si la planta se vuelve a diseñar considerando ahora la velocidad óptima de 3.4 m/s en el

ducto de agua fría, se obtienen los resultados resumidos en la Tabla B.1.

Tabla B.1: Resultados para el diseño modificado de la planta de 25 MW









Flujo másico de agua de mar fría Fmɺ 73400 1kg s−













118

La Figura B.2 muestra la variación anual de la potencia eléctrica generada y el

consumo de las bombas. La principal diferencia con el diseño de la sección 6.2.8 es el

aumento de la potencia de bombeo desde 3.11 a 7.04 MW, atribuible al incremento

sustantivo de la diferencia de presión de la bomba de agua fría, causado sólo por el

aumento de la velocidad FV . El resultado es una disminución de la potencia neta desde

27.51 a 23.6 MW. Por la misma razón, la eficiencia promedio de la planta baja de 3.35

a 2.88%.

0

5

10

15

20

25

30

35

40


Pot

enci

a el

éctr

ica

(MW

e) .

Consumo bombas Potencia neta

Figura B.2: Distribución anual de GP para el diseño final de 25 MW

El costo del ducto de agua fría IIC es de 28,600,000 US$, que constituye una reducción

importante respecto al diseño de la sección 6.2.8 (igual a 51,200,000 US$). Esto se

traduce en una reducción del costo de inversión de la planta OTEC desde 258,423,200

US$ a 235,823,200 US$. Sin embargo, al considerar el sistema completo, esto es, la

central a carbón más la planta OTEC, el incremento de potencia aportado por esta

última es menor, debido al aumento de la potencia de la bomba de agua fría. El costo

de inversión del sistema se reduce de 28.6 a 28.4 US$/MWh. El costo del combustible,

sin embargo, aumenta de 38.6 a 38.8 US$/MWh (debido a la reducción de la potencia

aportada por la unidad OTEC), lo cual se traduce finalmente en un costo nivelado de la

119

electricidad de 76.6 US$/MWh (incluyendo la producción de agua), prácticamente

igual al de la planta de la sección 6.2.8.

En síntesis, al introducir el cambio de la velocidad en el ducto de agua fría FV desde

1.9 a 3.4 m/s, se consigue una reducción en la función ψ , que representa una

disminución en el costo de implementación por unidad de potencia neta generada. Sin

embargo, este cambio aumenta la potencia de la bomba de agua fría, reduciendo el

aporte neto de potencia de la planta OTEC a la central a carbón. La reducción en el

costo de inversión del sistema completo es compensada por el aumento del costo de

combustible (por unidad de potencia), resultando en un costo neto nivelado final igual

al considerado en el diseño de la sección 6.2.8. Por lo tanto, bajo el escenario de costos

considerado, el aumento de la velocidad FV no se justifica.

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