ES2625284T3 - Método de almacenamiento de energía y sistema de almacenamiento de energía criogénica - Google Patents

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Abstract

Método de almacenamiento de energía mediante un sistema de almacenamiento de energía criogénica que tiene unos intercambiadores de calor primero (340) y segundo (350), comprendiendo dicho método: proporcionar un insumo gaseoso (120); producir un criógeno (250) a partir del insumo gaseoso; almacenar el criógeno; bombear el criógeno para formar un criógeno presurizado; calentar el criógeno presurizado en el segundo intercambiador de calor (350) utilizando el calor del insumo gaseoso; sobrecalentar el criógeno presurizado calentado en el primer intercambiador de calor (340) utilizando el calor del insumo gaseoso; expandir el criógeno sobrecalentado a través de una turbina (320) para accionar la turbina; y recuperar la energía fría reciclando al menos una parte de la energía fría contenida en el criógeno extrayendo dicha energía fría a través de dichos intercambiadores de calor primero (340) y segundo (350) para enfriar el insumo gaseoso, utilizando así la energía fría recuperada para reforzar la producción de más criógeno.

Description

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Metodo de almacenamiento de energia y sistema de almacenamiento de energia criogenica Descripcion
CAMPO DE LA INVENCION
La presente invencion se refiere a sistemas para almacenar ene^a y utilizar la energia almacenada para generar energia electrica o impulsar una helice.
ANTECEDENTES DE LA INVENCION
Los sistemas de almacenamiento de energia electrica almacenan energia de base durante los periodos de baja demanda y utilizan la energia almacenada para proporcionar energia electrica durante los periodos de maxima demanda. Tales sistemas son esenciales para las industrias de generacion de energia. En los sistemas convencionales de generacion de energia, un sistema de almacenamiento de energia puede proporcionar beneficios sustanciales, incluidos seguimiento de la carga, potencia maxima y reserva auxiliar. Al proporcionar una capacidad de reserva inmediatamente disponible y una carga repartida, los sistemas de almacenamiento de energia electrica pueden aumentar la eficiencia neta de las fuentes de energia termica y reducir las emisiones nocivas.
Los sistemas de almacenamiento de energia electrica son de importancia crucial para sistemas de suministro de energia renovable intermitente tales como los sistemas de suministro de energia solar fotovoltaica y aerogeneradores. Esto se debe al caracter intermitente de las fuentes de energia renovable; la fuente no siempre esta disponible durante un periodo de tiempo prolongado. Esta desventaja se ha convertido en un obstaculo para la industria de la electricidad verde. Por lo tanto, existe la necesidad de un sistema de almacenamiento de energia adecuado. Ademas, existe la necesidad de que el sistema de almacenamiento de electricidad sea ecologico.
Ademas, los sistemas de almacenamiento de energia electrica se consideran una tecnologfa clave en las redes de distribucion de energia con generadores distribuidos, con el fin de compensar cualquier fluctuacion de potencia y proporcionar alimentacion ininterrumpida durante los periodos de cafda de tension debida, por ejemplo, a fallos en la lmea.
En el pasado se han desarrollado varios sistemas de almacenamiento de energia electrica. Estos incluyen sistemas de almacenamiento de energia mediante el bombeo de agua, sistemas de almacenamiento de energia mediante aire comprimido (CAES), acumuladores, sistemas de almacenamiento de energia mediante bobinas superconductoras (SMES), volantes de inercia y condensadores.
El almacenamiento por bombeo de agua es la forma de sistema de almacenamiento de energia de uso mas generalizado. Almacena la energia potencial hidraulica bombeando agua desde un embalse inferior hasta un embalse mas elevado. La cantidad de energia almacenada es proporcional a la diferencia de altura entre los dos embalses y el volumen de agua almacenada. Durante periodos de alta demanda de electricidad, el agua cae desde el embalse mas elevado hasta el embalse inferior a traves de un turbogenerador de manera similar a las instalaciones hidroelectricas tradicionales. El almacenamiento por bombeo de agua es una tecnologfa madura de alta eficiencia, gran volumen, largo periodo de almacenamiento y un coste de inversion relativamente bajo por unidad de energia. Sin embargo, la escasez de sitios disponibles para dos grandes embalses y una o mas presas es el principal inconveniente del almacenamiento por bombeo de agua. Un gran tiempo de ejecucion para la construccion (por lo general ~ 10 anos) y los aspectos medioambientales (por ejemplo, la eliminacion de arboles y vegetacion de la tierra antes de llenar el embalse) son otros dos inconvenientes principales del sistema de almacenamiento por bombeo de agua.
El almacenamiento de energia mediante aire comprimido (CAES) se basa en la tecnologfa convencional de turbina de gas. Utiliza la energia potencial elastica del aire comprimido. La energia se almacena comprimiendo el aire en un espacio hermetico, tal como una caverna subterranea de almacenamiento. Para extraer la energia almacenada, se saca el aire comprimido del deposito de almacenamiento, se calienta y, a continuacion, se expande a traves de una turbina de alta presion, que captura parte de la energia del aire comprimido. A continuacion, el aire se mezcla con combustible y se quema, expandiendose el escape a traves de una turbina de baja presion. Las turbinas de alta y de baja presion estan conectadas a un generador para producir electricidad. El CAEs tiene una densidad energetica relativamente alta, un largo periodo de almacenamiento, bajos costes de inversion y alta eficiencia. En comparacion con el almacenamiento por bombeo de agua, y otros sistemas de almacenamiento de energia actualmente disponibles, el CAES no es un sistema independiente. Requiere combustion en la turbina de gas. No puede utilizarse en otros tipos de centrales electricas, tales como las centrales de carbon, nucleares, eolicas o solares fotovoltaicas. Ademas, la combustion de combustibles fosiles ocasiona la emision de contaminantes tales como oxidos de nitrogeno y oxidos de carbono, lo que hace que el CAES sea menos atractivo. Ademas, al igual que los sistemas de almacenamiento por bombeo de agua, el CAES adolece de una dependencia geografica favorable tal como las cavernas. El CAES solo puede ser economicamente viable para las centrales electricas que tengan cerca minas de roca, cavernas de sal, acrnferos o campos de gas agotados. Ademas, una barrera importante para el CAES son las presiones relativamente bajas que pueden alcanzarse, por lo general 40-60 bares.
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En la patente estadounidense 4.455.834 se describe un sistema en el que el aire comprimido por un compresor accionado por un generador eolico se almacena en forma de Ifquido en un tanque criogenico aislado subterraneo.
El aire presurizado liberado desde el tanque es vaporizado por un circuito de refrigeracion, calentado y utilizado para hacer funcionar un motor de aire que acciona un generador electrico.
En la patente estadounidense 3.830.326 se divulga una maquina autopropulsada que incluye un motor de turbina que acciona unas bombas para fluidos. La alimentacion a la turbina viene del cambio de fase y de la expansion del gas licuado que hace de agente de transferencia de energfa.
En el documento FR 2 489 411 se divulga un sistema de almacenamiento de energfa durante los penodos de baja demanda que comprende unidades de licuefaccion y vaporizacion de aire para permitir el almacenamiento de energfa en forma de aire lfquido en poco volumen. Un grupo electrogeno acciona un compresor de aire cuando no se necesita su energfa para producir energfa directa. El aire comprimido pasa por un licuefactor que incluye unos intercambiadores de calor y una maquina de expansion. El aire lfquido se almacena en un deposito con valvulas de entrada y salida controladas. Cuando se va a extraer energfa del deposito, se deja pasar el aire lfquido a una bomba que eleva su presion y lo lleva a un intercambiador de calor en el que se vaporiza. El aire a alta presion resultante acciona una serie de turbinas con unos recalentadores entre ellas. Las turbinas estan acopladas a un generador u otra carga.
Los sistemas de acumuladores son, de alguna manera, ideales para los sistemas de almacenamiento de energfa electrica. No solo proporcionan flexibilidad del combustible que utilizan y beneficios ambientales, sino que tambien ofrecen varias ventajas de funcionamiento importantes para la industria electrica. Pueden responder con gran rapidez a los cambios de carga, y pueden aceptar la cogeneracion y/o energfa de terceros, mejorando asf la estabilidad del sistema. La construccion de un sistema de acumuladores se ve facilitada por tiempos de ejecucion cortos, la ausencia de limitaciones geograficas en la ubicacion, y la modularidad de la tecnologfa. Sin embargo, hasta hace poco tiempo, el almacenamiento en batenas de uso general ha sido raro debido a las bajas densidades energeticas, los altos costes de mantenimiento, las cortas vidas utiles, las limitadas capacidades de descarga y los residuos toxicos asociados con tales sistemas. Existen varias nuevas tecnologfas de batenas que en la actualidad se consideran potencialmente competitivas con respecto a los sistemas de almacenamiento por bombeo de agua y CAES, incluidas las batenas de plomo-acido, batenas de sodio-azufre, batenas de zinc-bromo y batenas de flujo.
El almacenamiento de energfa mediante bobinas superconductoras (SMES) es el unico metodo conocido para el almacenamiento masivo de energfa directamente como electricidad. El SMES almacena la energfa electrica en forma de corriente electrica que pasa por un inductor. El inductor, hecho de un material superconductor, es circular, de manera que la corriente pueda circular indefinidamente practicamente sin perdidas. El SMES presenta una eficiencia de almacenamiento de energfa muy alta (por lo general ~ 90%) y rapida respuesta (< 1 segundo) con respecto a otros sistemas de almacenamiento de energfa. Los principales problemas a los que se enfrenta la implementacion de las unidades SMES son los altos costes y los aspectos medioambientales asociados con los fuertes campos magneticos empleados.
Los sistemas de volante de inercia son una forma de sistema de almacenamiento de energfa que se ha utilizado durante miles de anos. Las desventajas de estos sistemas son su corta duracion, unas perdidas por friccion relativamente altas (friccion del viento) y las bajas densidades energeticas. Los sistemas de volante de inercia tradicionales con rotores metalicos convencionales carecen de la densidad energetica necesaria para ser considerados seriamente para aplicaciones de almacenamiento de energfa a gran escala. Los avances recientes en la ciencia de los materiales han comenzado a cambiar este panorama. En particular, el desarrollo de composites de fibra, de baja densidad y alta resistencia, ha permitido el diseno y la construccion de sistemas de almacenamiento de energfa por volante de inercia con una densidad energetica comparable a otros sistemas. Ademas, se estan desarrollando nuevas tecnologfas de cojinetes, tales como los cojinetes de levitacion que utilizan superconductores de alta temperatura que tienen el potencial de reducir las perdidas por rozamiento con el aire que representan una gran parte de la perdida total de energfa.
Los condensadores son una forma de sistema de almacenamiento de energfa que se ha utilizado durante muchos anos en la industria electronica. Se han desarrollado condensadores de doble capa para una carga maxima diaria en verano inferior a 1 hora con capacidades pequenas. Los recientes avances en el campo de los supercondensadores redox podnan conducir al desarrollo de sistemas de mayor capacidad. Las principales desventajas de los condensadores como sistemas de almacenamiento de energfa son, al igual que los volantes de inercia, su corta duracion y alta disipacion de energfa debido a la perdida por autodescarga.
Por consiguiente, existe la necesidad de un sistema de almacenamiento de energfa electrica que tenga alta densidad energetica y potencia de salida potencial, alta eficiencia energetica, larga duracion, larga vida util, bajos costes de inversion y buen potencial comercial. El sistema debena poder utilizarse preferentemente con las actuales centrales electricas sin requerir grandes modificaciones en las centrales electricas, salvo en las entradas y las
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salidas de electricidad. Preferentemente, el sistema tambien debena poder trabajar totalmente por separado de la central electrica. La puesta en marcha y la suspension del sistema debenan ser preferentemente sencillas y fiables, y preferentemente el sistema debena poder utilizarse con la mayona de los tipos de centrales electricas de mediana a gran escala existentes, incluidas las centrales de carbon, de turbinas de gas, nucleares, eolicas y solares fotovoltaicas, independientemente de la ubicacion geografica de las centrales. Preferentemente, el sistema tampoco sera perjudicial para el medio ambiente, especialmente al utilizar el proceso junto con centrales electricas no contaminantes (sistema de cero emisiones), y puede incluso tener el potencial de revertir los impactos medioambientales asociados con la quema de combustibles fosiles.
Los autores de la presente invencion han intentado proporcionar un sistema de almacenamiento de energfa electrica que aborde estos requisitos.
Ademas, tambien existe la necesidad de un sistema de alimentacion mantimo mejorado y respetuoso con el medio ambiente que proporcione propulsion para embarcaciones. En el sector naval surgen constantemente cuestiones medioambientales con respecto a la contaminacion tanto del agua como del aire.
Un sistema de alimentacion tfpico para embarcaciones consiste en motores principales, helices, motores/generadores auxiliares, calderas, sistemas de transicion y control, etc. El motor principal es el componente mas importante. Se han desarrollado varios tipos de motores principales en el sector naval, incluidas turbinas de vapor, motores diesel, turbinas de gas y motores nucleares. Entre estos tipos, los motores diesel son los de uso mas generalizado y ocupan ~ 90% de la capacidad de potencia actual total. Sin embargo, todos estos motores presentan problemas medioambientales. Los motores diesel, las turbinas de vapor y las turbinas de gas necesitan quemar combustibles fosiles. En los procesos de combustion se producen, inevitablemente, contaminantes (por ejemplo, CO2, NOx y partfculas). Los sistemas de energfa nuclear no solo producen contaminacion por desechos nucleares y suponen un riesgo de radiacion, sino que tambien son al menos un orden de magnitud mas costosos que otros sistemas de alimentacion.
Por consiguiente, un sistema de alimentacion sin combustion con un escape no contaminante sena muy bien acogido por la industria naval y el publico en general. Tambien sena deseable si pudiera utilizarse un sistema de alimentacion mantimo de este tipo para generar electricidad para utilizarse dentro de la embarcacion y para calentar y/o enfriar la embarcacion segun sea necesario.
RESUMEN DE LA INVENCION
La presente invencion se refiere al uso de un fluido de trabajo criogenico para el almacenamiento de energfa, la generacion de energfa y la propulsion.
En particular, la presente invencion proporciona un metodo para almacenar energfa segun la reivindicacion 1, que comprende: proporcionar un insumo gaseoso; producir un criogeno a partir del insumo gaseoso; almacenar el criogeno; bombear el criogeno para formar un criogeno presurizado; calentar el criogeno presurizado en un primer intercambiador de calor utilizando el calor del insumo gaseoso; sobrecalentar el criogeno calentado presurizado en un segundo intercambiador de calor utilizando el calor del insumo gaseoso; expandir el criogeno sobrecalentado a traves de una turbina para accionar la turbina; y recuperar la energfa fna reciclando al menos una parte de la energfa fna contenida en el criogeno extrayendo dicha energfa fna a traves de dichos intercambiadores de calor primero y segundo para enfriar el insumo gaseoso, utilizando asf la energfa fna recuperada para reforzar la produccion de mas criogeno.
Tambien se proporciona un sistema de almacenamiento de energfa criogenica segun la reivindicacion 12 que comprende: un insumo gaseoso; unos medios para producir un criogeno a partir del insumo gaseoso; una instalacion de almacenamiento de criogeno; una bomba para aumentar la presion del criogeno; un primer intercambiador de calor dispuesto para calentar el criogeno utilizando el calor del insumo gaseoso despues de haber sido aumentada la presion por la bomba; un segundo intercambiador de calor dispuesto para sobrecalentar el criogeno utilizando el calor del insumo gaseoso; una turbina para expandir el criogeno y que puede ser accionada por el criogeno en expansion; y unos medios para recuperar energfa fna reciclando al menos una parte de la energfa fna contenida en el criogeno extrayendo dicha energfa fna a traves de dichos intercambiadores de calor primero y segundo para enfriar el insumo gaseoso, utilizando asf la energfa fna recuperada para reforzar la produccion de mas criogeno.
Las caractensticas preferentes de la invencion se especifican en las reivindicaciones dependientes.
Un sistema de almacenamiento de energfa criogenica (CES) segun una forma de realizacion de la presente invencion almacena un criogeno producido utilizando electricidad durante las horas de baja demanda, almacenando asf la energfa, y utiliza el criogeno almacenado para generar electricidad durante las horas de maxima demanda, liberando asf la energfa almacenada. El criogeno se bombea, se calienta y, a continuacion, se expande en una turbina.
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La turbina puede utilizarse para accionar un generador y asf generar electricidad.
Ademas, o como alternativa, la turbina puede utilizarse para accionar una helice, por ejemplo, para utilizarse en un motor marino. Por consiguiente, el CES puede utilizarse como sistema de propulsion criogenica (CPS).
La turbina puede comprender una turbina cuasi-isotermica multietapa. La turbina puede incluir recalentadores o recalentadores intermedios.
Pueden utilizarse varios criogenos adecuados. Preferentemente, el criogeno comprende aire lfquido. Como alternativa, el criogeno puede comprender aire en estado pastoso, nitrogeno lfquido, hidrogeno Kquido, gas natural Kquido (LNG) o cualquier otro criogeno.
El sistema de almacenamiento de energfa puede maximizar el uso de, y minimizar la modificacion de, las actuales tecnologfas maduras y disponibles para la formacion de criogenos, tales como las plantas de licuefaccion de aire.
Si el criogeno comprende aire lfquido, el aire lfquido puede producirse en una planta de licuefaccion de aire y suministrarse al CES en horas de baja demanda. Mientras tanto, podnan producirse otros productos tales como O2, N2, Ar y CO2 en estado gaseoso y lfquido como productos comerciales, de ser necesario. La eficiencia de la produccion del criogeno puede mejorarse utilizando el fno residual procedente de otras fuentes tales como la regasificacion de LNG (gas natural lfquido).
Las plantas modernas de produccion de oxfgeno criogenico de gran capacidad tienen bajos costes de funcionamiento de ~ 0,4 kWh/kg (1,44 MJ/kg). Se espera que este coste disminuya a ~ 0,3 kWh/kg (1,08 MJ/kg) en 2010-2020 ("Air separation and liquefaction: recent developments and prospects for the beginning of the new millennium", Castle W.F., International Journal of Refrigeration, 25, 158-172, 2002; "Energy analysis of cryogenic air separation", Cornelissen R.L. y Hirs G.G., "Energy Conservation and Management, 39, 1821-1826, 1998). El CES puede utilizar una carga de alimentacion de aire lfquido procedente de una planta criogenica pero trabajara completamente por separado de la planta criogenica; esta carga de alimentacion puede ser pequena dependiendo de la estrategia de funcionamiento y reciclaje de la "energfa fna". La produccion de aire lfquido puede consumir aproximadamente un 80% de la energfa necesaria para producir oxfgeno lfquido, dados los actuales metodos de produccion.
El criogeno puede expandirse por calentamiento. Por ejemplo, el criogeno puede calentarse mediante fuentes termicas, incluidas calor ambiente, geotermico, residual procedente de centrales electricas y/u otros recursos de calor residual para calentar el fluido de trabajo criogenico y generar electricidad durante las horas de maxima demanda. Las fuentes termicas pueden no haberse utilizado anteriormente para la generacion de electricidad porque la diferencia de temperatura entre el fluido de trabajo y la fuente de calor se habna considerado insuficiente. El fluido de trabajo puede sobrecalentarse mediante el calor residual. El calor residual puede haberse originado a partir de centrales electricas o del proceso de compresion del gas de entrada o incluso a partir del flujo de gas residual despues de ser calentado a temperatura ambiente por el aire ambiente. Para aumentar la densidad energetica del fluido de trabajo, el insumo gaseoso puede estar a alta presion antes de la expansion porque el trabajo ideal por unidad de masa de insumo gaseoso para una expansion isotermica para un gas ideal, Wt, viene dado por
P.
Wt=RT ln(—2-)'
. Pout
donde R, T, Pin y Pout son la constante universal, la temperatura del gas, y las presiones de inyeccion y de escape, respectivamente. Ademas, el criogeno puede bombearse en forma de lfquido a una alta presion de trabajo porque se consume poco trabajo en la presurizacion del lfquido. Por otra parte, la temperatura del gas puede ser tan alta como sea posible antes de la expansion. Podna utilizarse el calor residual contenido en el gas de combustion de las centrales electricas para calentar el criogeno. De manera mas eficaz, podna utilizarse el aire ambiente para calentar el criogeno hasta aproximadamente la temperatura ambiente y, a continuacion, podna utilizarse el calor residual para calentar el fluido de trabajo adicionalmente para mejorar la eficiencia energetica de todo el sistema. Debido a que la diferencia de temperatura entre el criogeno y la temperatura ambiente es alta, el calor residual que anteriormente se habna considerado una fuente pobre de energfa puede utilizarse como fuente de energfa para calentar el criogeno.
Utilizando el calor residual, el CES puede utilizarse como generador de energfa util. Por lo tanto, el CES puede funcionar como una planta independiente de almacenamiento de energfa que utiliza electricidad como insumo de energfa junto con el calor a temperatura ambiente de la atmosfera. El CES puede colocarse en el punto de generacion o en el punto de demanda.
La energfa “fna” contenida en el criogeno como fluido de trabajo es una energfa criogenica de muy alta calidad y al menos una parte es reciclada. En una forma de realizacion preferente, la energfa "fna" contenida en el fluido de trabajo se extrae para enfriar el insumo gaseoso (antes y/o despues de un compresor, un ventilador o un
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soplante) mediante los intercambiadores de calor. La ene^a fna puede extraerse a partir del gas de salida del sistema. Suponiendo que el criogeno se calienta a la temperatura ambiente en un proceso isobarico antes de la expansion, el calor absorbido de la atmosfera por el criogeno viene dado por Q = ho - hi donde ho y hi son la entalpfa a temperatura ambiente y a la temperatura del lfquido, respectivamente. Considerando un ciclo de Carnot operado entre un deposito a baja temperatura a Ti = 78,9 K y un deposito a alta temperatura a una temperatura ambiente de To = 300 K, la cantidad de trabajo viene dada por
T
Por lo tanto la cantidad de trabajo es proporcional a la diferencia de temperatura. La ecuacion anterior tambien implica que el trabajo necesario para conseguir la energfa fna Q es equivalente a varios multiplos de la energfa fna, que por lo tanto debena utilizarse eficazmente.
El aire de entrada puede comprimirse antes, despues o al mismo tiempo que pasa por los intercambiadores de calor dependiendo de las aplicaciones. Por lo tanto, el compresor puede estar situado antes del intercambiador de calor, despues del intercambiador de calor, o incluso dentro del intercambiador de calor. Si va a utilizarse aire fno para climatizacion o refrigeracion de alimentos y otros productos, resulta preferente que la compresion sea realizada por un soplante (baja presion) situado antes de los intercambiadores de calor. Como alternativa, si el aire de entrada se utiliza para producir criogeno lfquido, resulta preferente que haya un compresor colocado despues de los intercambiadores de calor. Tal compresor podna ser un compresor independiente unido al CES si la planta de licuefaccion esta lejos del CES. Como alternativa, si el CES es adyacente a la planta de licuefaccion, podna utilizarse el compresor de la planta de licuefaccion.
Si el criogeno fno se utiliza para enfriar el insumo gaseoso, a continuacion el insumo gaseoso enfriado puede retroalimentarse a la planta criogenica como carga de alimentacion o licuarse hasta obtener un criogeno en el interior del CES.
Ademas, o como alternativa, la energfa fna puede utilizarse para proporcionar aire enfriado para refrigeracion o climatizacion. Por ejemplo, en un sistema de alimentacion mantimo, el sistema de almacenamiento de energfa puede utilizarse para accionar una turbina para accionar una helice, asf como para proporcionar aire enfriado para climatizacion y/o refrigeracion.
Ademas, o como alternativa, el calor residual procedente del sistema podna utilizarse para proporcionar calor al entorno inmediato, por ejemplo, para proporcionar calefaccion y/o agua caliente en una embarcacion.
La presente invencion puede utilizar simultaneamente energfa “fna” y calor “residual”. Mediante la recuperacion de la energfa "fna" a partir de la expansion del criogeno almacenado y su utilizacion para reforzar la produccion de mas criogeno mientras el sistema esta funcionando en modo de generacion de electricidad, se incrementa la eficiencia del sistema en conjunto. La energfa fna es tan util en este sistema como la energfa caliente. Ademas, el CES utiliza la energfa del aire ambiente (calor) o del agua para calentar el criogeno hasta aproximadamente la temperatura ambiente, seguido de un calentamiento adicional con calor residual procedente, por ejemplo, de vapor y gas de combustion que se descarga al entorno desde una planta de generacion de energfa. Ademas, el calor liberado de la compresion del insumo gaseoso tambien puede recuperarse y utilizarse para calentar el criogeno. El calor aplicado al criogeno hace que se expanda y esto impulsa el criogeno.
Ya que siempre se producen perdidas de calor y cafdas de presion hidraulica, la presion del insumo gaseoso puede aumentarse antes o despues del uno o mas intercambiadores de calor, por ejemplo en la entrada, utilizando, por ejemplo, un soplante o un compresor. El proceso de compresion podna ser adiabatico o isotermico. Suponiendo un comportamiento ideal del aire, el trabajo necesario para el proceso isotermico viene dado por,
P
WT = RT\ n(-4
mientras que para el proceso adiabatico, Wq viene dado por
Jr p
WQ = h]-h0 =-—* -1)] k l xiJ)
donde k, Pi, Po son la relacion de los calores especfficos (= 1,4 para el aire), y las presiones de salida y de entrada del compresor o soplante, respectivamente. Por lo tanto, el trabajo necesario aumenta al aumentar la presion de salida Pi. Por lo tanto, Pi debe mantenerse lo mas bajo posible para ahorrar trabajo de compresion.
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El calor residual del compresor podna utilizarse para proporcionar calor al entorno proximo, por ejemplo, para proporcionar calefaccion y/o agua caliente, por ejemplo, a una embarcacion.
En una forma de realizacion preferente, la planta de produccion de criogeno puede estar integrada con el sistema de almacenamiento de energfa. Como alternativa, la planta de produccion de criogeno puede estar alejada del sistema de almacenamiento de energfa y el criogeno podna transportarse entre las dos plantas.
Puede resultar necesaria una pequena cantidad de criogeno para recargar el sistema despues de cada
ciclo.
Cuando se utiliza una fuente de energfa no contaminante para alimentar el sistema, el sistema es favorable para el medio ambiente, teniendo el potencial de revertir la contaminacion ambiental separando los gases perjudiciales para el medio ambiente, tales como el CO2 y otros contaminantes, asociados con la quema de combustibles fosiles procedentes del insumo gaseoso.
El sistema de la presente invencion no implica ningun proceso de combustion, por lo que no generara emisiones. El unico fluido de trabajo es el criogeno. El efecto sobre el medio ambiente tambien se minimiza porque se producen o utilizan menos CO2 y otros componentes de gases perjudiciales para el medio ambiente tales como NOx.
El sistema CES puede utilizarse para almacenar la energfa producida por la mayona de las plantas de generacion de energfa existentes.
Cuando el CES esta configurado como un CPS, el sistema puede utilizarse como un dispositivo de propulsion en lugar de en un sistema de generacion o almacenamiento de energfa estatico. Por lo tanto, el CPS podna utilizarse en un motor de embarcacion. El CES podna configurarse para accionar tanto una helice como un generador de manera que el sistema de alimentacion pudiera utilizarse para proporcionar propulsion y electricidad a una embarcacion.
Ademas, el CPS podna configurarse adicionalmente para proporcionar calor para calentar una embarcacion y/o su contenido. El CPS tambien podna configurarse para proporcionar fno para refrigeracion a bordo de la embarcacion, o para climatizacion de la embarcacion.
BREVE DESCRIPCION DE LOS DIBUJOS
A continuacion se describira con mas detalle la presente invencion con respecto a las siguientes figuras en
las que:
La figura 1 muestra un diagrama esquematico de un sistema de almacenamiento de energfa segun la presente invencion;
La figura 2 muestra un diagrama esquematico de una planta criogenica de separacion y licuefaccion de aire;
La figura 3 muestra un diagrama esquematico de un CES segun la presente invencion;
La figura 4 muestra un diagrama esquematico de un CPS segun la presente invencion;
La figura 5 muestra un diagrama T-S ideal de un CES segun la presente invencion para un caso de presion atmosferica ambiental;
La figura 6 muestra un diagrama T-S practico de un CES segun la presente invencion para un caso de presion atmosferica ambiental;
La figura 7 muestra un diagrama T-S practico de un CES con sobrecalentamiento segun la presente invencion para un caso de presion atmosferica ambiental;
La figura 8 muestra un diagrama T-S de un CES segun la presente invencion para un caso de relacion de presion baja;
La figura 9 muestra un diagrama T-S de un CES segun la presente invencion para un caso de relacion de presion alta;
La figura 10a muestra un ciclo termodinamico para un CPS segun la presente invencion;
La figura 10b muestra un ciclo termodinamico para un CPS segun la presente invencion cuando la aire de entrada 1 es superior a ~ 38 bares.
La figura 11 muestra cuatro eficiencias de los ciclos termodinamicos asociados con un CES segun invencion, cuando la presion del aire de entrada, Pi, es 0,1 MPa;
La figura 12 muestra cuatro eficiencias de los ciclos termodinamicos asociados con un CES segun invencion, cuando la presion del aire de entrada, Pi, es 0,2 MPa;
La figura 13 muestra cuatro eficiencias de los ciclos termodinamicos asociados con un CES segun invencion, cuando la presion del aire de entrada, Pi, es 0,4 MPa;
La figura 14 muestra cuatro eficiencias de los ciclos termodinamicos asociados con un CES segun invencion, cuando la presion del aire de entrada, Pi, es 1,0 MPa;
La figura 15 muestra cuatro eficiencias de los ciclos termodinamicos asociados con un CES segun invencion, cuando la presion del aire de entrada, Pi, es 2,0 MPa;
presion del la presente la presente la presente la presente la presente
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La figura 16 muestra cuatro eficiencias de los ciclos termodinamicos asociados con un CES segun la presente invencion, cuando la presion del aire de entrada, Pi, es 4,0 MPa;
La figura 17 muestra cuatro eficiencias de los ciclos termodinamicos asociados con un CES segun la presente invencion, cuando la presion del aire de entrada, Pi, es 10 MPa;
La figura 18 muestra cuatro eficiencias de los ciclos termodinamicos asociados con un CES segun la presente invencion, cuando la presion del aire de entrada, Pi, es 20 MPa;
La figura 19 muestra las eficiencias reales de un CES segun la presente invencion sin sobrecalentamiento cuando la presion del fluido de trabajo es 20 MPa;
La figura 20 muestra las eficiencias reales de un CES segun la presente invencion con sobrecalentamiento cuando la presion del fluido de trabajo es 20 MPa;
La figura 21 muestra las eficiencias de un CES segun la presente invencion a diferentes eficiencias de la turbina cuando no se utiliza calor residual;
La figura 22 muestra las eficiencias de un CES segun la presente invencion a diferentes eficiencias de la turbina cuando se utiliza calor residual;
La figura 23 muestra las eficiencias de un CES segun la presente invencion a diferentes eficiencias del compresor cuando no se utiliza calor residual;
La figura 24 muestra las eficiencias de un CES segun la presente invencion a diferentes eficiencias del compresor cuando se utiliza calor residual;
La figura 25 muestra las eficiencias de un CES segun la presente invencion a diferentes eficiencias de la bomba cuando no se utiliza calor residual;
La figura 26 muestra las eficiencias de un CES segun la presente invencion a diferentes eficiencias de la bomba cuando se utiliza calor residual;
La figura 27 muestra las eficiencias de un CES segun la presente invencion a diferentes consumos energeticos del criogeno cuando no se utiliza calor residual;
La figura 28 muestra las eficiencias de un CES segun la presente invencion a diferentes consumos energeticos del criogeno cuando se utiliza calor residual;
La figura 29 muestra las eficiencias de un CPS segun la presente invencion en funcion de la presion del aire de entrada 1;
La figura 30 muestra las eficiencias de un CPS segun la presente invencion en funcion de la temperatura ambiente;
La figura 31 muestra las eficiencias de un CPS segun la presente invencion en funcion de la eficiencia de la turbina;
La figura 32 muestra las eficiencias de un CPS segun la presente invencion en funcion de la eficiencia del compresor;
La figura 33 muestra las eficiencias de un CPS segun la presente invencion en funcion de la eficiencia de la bomba;
La figura 34 muestra las eficiencias de un CPS segun la presente invencion en funcion de los coeficientes politropicos del compresor;
La figura 35 muestra las eficiencias de un CPS segun la presente invencion en funcion de la isotermicidad de la expansion;
La figura 36 muestra las eficiencias de un CES segun la presente invencion en funcion de las diferencias de temperatura entre los fluidos caliente y fno en el intercambiador de calor cuando no se utiliza calor residual;
La figura 37 muestra las eficiencias de un CES segun la presente invencion en funcion de las diferencias de temperatura entre los fluidos caliente y fno en el intercambiador de calor cuando se utiliza calor residual;
La figura 38 muestra las eficiencias de un CES segun la presente invencion en funcion de la temperatura del calor residual utilizado;
La figura 39 muestra las eficiencias de un CES segun la presente invencion en funcion de la temperatura ambiente;
La figura 40 muestra las eficiencias de un CPS segun la presente invencion en funcion de la diferencia de temperatura entre los fluidos caliente y fno en un intercambiador de calor;
La figura 41 muestra las eficiencias de un CPS segun la presente invencion en funcion del tiempo;
La figura 42 muestra un sistema CES a escala de laboratorio ejemplar segun la presente invencion;
La figura 43 muestra un diagrama T-S del sistema experimental cEs de la figura 42;
La figura 44 muestra la salida de trabajo de una turbina para utilizarse en el CES de la figura 42 en funcion del numero de etapas;
La figura 45 muestra la relacion de expansion de cada etapa de una turbina para utilizarse en el CES de la figura 42 en funcion del numero de etapas;
La figura 46 muestra un tanque criogenico adecuado para utilizarse con el CES de la figura 42;
La figura 47 muestra una bomba adecuada para utilizarse con el CES de la figura 42;
La figura 48 muestra una turbina adecuada para utilizarse con el CES de la figura 42;
La figura 49 muestra las caractensticas de la potencia de salida y la duracion de la salida de varios sistemas de
almacenamiento de energfa;
La figura 50 muestra la relacion entre la eficiencia y el periodo dclico para varios sistemas de almacenamiento de energfa;
La figura 51 muestra las densidades de almacenamiento de energfa de varios sistemas de almacenamiento de energfa diferentes; y
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la figura 52 muestra la relacion entre la potencia de salida por coste de inversion y la capacidad de almacenamiento energetico por unidad de coste de inversion para varios sistemas de almacenamiento de energfa diferentes.
DESCRIPCION DETALLADA DE LA INVENCION
En la figura 1 se muestra un diseno conceptual del sistema de almacenamiento de energfa de la presente invencion. El sistema completo se muestra dentro del recuadro de puntos 100. El sistema 100 consiste en dos partes principales: una parte de licuefaccion de aire 200, y una unidad de almacenamiento de energfa criogenica (CES) 300. En las horas de baja demanda, la electricidad excedente se suministra a la planta de licuefaccion de aire 200 para producir aire lfquido, que a continuacion es utilizada en las horas de maxima demanda por el CES 300 para generar electricidad. La central electrica 400 y todo el sistema de almacenamiento de energfa 100 solo tienen que intercambiar electricidad, por lo que no es necesaria ninguna modificacion de la central electrica 400, asegurando asf la maxima flexibilidad. Al mismo tiempo, cualquier calor residual disponible 410 procedente del gas de combustion de la central electrica 400 puede ser utilizado por el CES 300 para calentar el fluido de trabajo.
Dentro del sistema de almacenamiento de energfa 100, hay dos grandes corrientes de aire. Una corriente 110 suministra aire a la planta de licuefaccion de aire 200 para ser licuado y se almacena como aire lfquido en un tanque criogenico. Durante las horas de maxima demanda se bombea el aire lfquido, se calienta y, a continuacion, se expande en el CES 300 para generar electricidad. Otra corriente de aire 120 es aire de entrada de la atmosfera. El aire de entrada 120 se suministra al CES 300 para suministrar calor para la expansion del aire lfquido de trabajo y para extraer la energfa “fria” del aire lfquido de trabajo. El aire de entrada enfriado 130 puede ser dirigido a la planta de licuefaccion de aire 200 como carga de alimentacion o ser estrangulado para producir aire lfquido dentro del CES 300 para reducir la cantidad necesaria de criogeno procedente de la planta de licuefaccion de aire 200. Al mismo tiempo, la planta de licuefaccion de aire 200 puede producir otros productos 210 tales como N2, O2, CO2, Ar, etc., de ser necesario.
El sistema criogenico de licuefaccion de aire 200 es una tecnologfa madura y pueden adquirirse facilmente en el mercado muchos tipos de sistemas criogenos de licuefaccion de aire. La figura 2 muestra un diagrama esquematico de una planta tfpica de licuefaccion de aire. Una planta de licuefaccion consiste en 5 unidades principales: una unidad de compresion de aire 220, una unidad de pretratamiento del aire 230, una unidad de enfriamiento del aire (no mostrada), una unidad de refrigeracion (no mostrada), y una unidad de rectificacion (no mostrada) (la unidad de rectificacion solo es necesaria si va a separarse el aire en diferentes productos). La unidad de pretratamiento del aire 230 esta aguas abajo de la unidad de compresion de aire 220 y las unidades de refrigeracion, y se utiliza para eliminar contaminantes tales como agua, dioxido de carbono e hidrocarburos. A continuacion, el aire purificado se enfna adicionalmente hasta la temperatura criogenica mediante intercambio de calor 240, y se destila. De ser necesario, se hace pasar por la unidad de rectificacion para producir, por ejemplo, oxfgeno, nitrogeno, o argon en forma de gas o productos lfquidos. De ser necesario (es decir, para la produccion de productos del aire), los productos pueden calentarse con el aire de alimentacion para conservar la refrigeracion, compensandose cualquier deficit expandiendo una pequena parte del aire presurizado.
En la figura 3 se muestra un CES 300 segun la presente invencion. El CES 300 comprende ocho componentes principales: un compresor 310, una turbina 320, un generador 330, un primer intercambiador de calor 340, un segundo intercambiador de calor 350, una valvula de estrangulamiento 360, un tanque criogenico 370 y una bomba 380.
El aire lfquido 250 procedente de una planta criogenica se introduce en el tanque criogenico 370 (en el estado 5 de la figura 3) que sera bombeado por la bomba 380 a una determinada presion (estado 7). El aire lfquido a presion se calienta en el segundo intercambiador de calor 350 (estado 8) y, a continuacion, se sobrecalienta en el primer intercambiador de calor 340 (estado 9). A continuacion, el aire lfquido, como fluido de trabajo, se expande para accionar la turbina 320 y el generador 330. La turbina 320 puede ser una turbina de gas multietapa con un suministro continuo de calor a fin de conseguir una expansion casi isotermica. Despues de la expansion y la alimentacion del generador 330, existen tres opciones para el fluido de trabajo (estado 10):
1) ser descargado directamente a la atmosfera y/o utilizado para enfriamiento o refrigeracion,
2) ser retroalimentado a la planta de licuefaccion de aire 200 como carga de alimentacion
3) ser introducido en la central electrica 400.
Hay tres posibles beneficios si se elige la opcion 3: recuperacion de calor de menor temperatura, de poder utilizarse, procedente del escape de la turbina; inyeccion en la camara de combustion de la turbina para reducir el NOx; y aumento de la potencia de salida de la turbina de gas, ya que el aire inyectado puede hacer de diluyente que permite un mayor consumo de combustible sin rebasar los lfmites de temperatura a la entrada de la turbina. Estos beneficios pueden ser marginales, pero podnan aumentar la eficiencia global si se utilizan de manera eficaz.
En la corriente de aire de entrada 120, el aire del entorno (estado 0) se comprime (estado 1), utilizando el compresor 310 y se introduce en el primer intercambiador de calor 340 (estado 2) para utilizarse en el calentamiento
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del fluido de trabajo. El compresor puede ser un compresor multietapa para aproximarse a una compresion adiabatica. Algunos de los componentes no deseados del aire de entrada, tales como el agua (que es mala para la turbina debido a la cavitacion), el dioxido de carbono, NOx y los hidrocarburos tambien pueden eliminarse durante este proceso.
A continuacion, el aire de entrada limpiado atraviesa el segundo intercambiador de calor 350 (estado 3) para extraer mas “energfa fna” del fluido de trabajo.
A continuacion, el aire de entrada enfriado se suministra a la planta de licuefaccion 200 como carga de alimentacion o a la valvula de estrangulamiento 360 para ser transformado en aire lfquido (estado 4) para recargar del tanque criogenico 370. Una pequena proporcion de aire despues de la estrangulacion se encuentra en estado gaseoso, pero todavfa se encuentra a baja temperatura (estado 6). Esta parte de la energfa fna se recupera introduciendo de nuevo el gas en el segundo intercambiador de calor 350. Esta parte del aire puede ser rica en oxfgeno por lo que puede utilizarse adicionalmente, por ejemplo, como oxidante en una turbina de gas o una turbina de gasificacion del carbon.
El primer intercambiador de calor 340 puede ser un intercambiador de calor integrado de manera que se produzcan dos procesos paralelos de intercambio de calor, a saber, entre el aire de entrada y el fluido de trabajo; y entre el fluido de trabajo y el gas de combustion a temperatura (relativamente) alta procedente de la central electrica. El primer intercambiador de calor 340 puede estar disenado, como alternativa, como dos intercambiadores de calor separados, uno para cada uno de estos dos procesos.
La figura 4 muestra un sistema de propulsion criogenica (CPS) 500 segun la presente invencion. El CPS se basa en el de tipo de helice motorizada y podna ofrecer al mismo tiempo fno, calor, propulsion y electricidad. Un CPS segun la presente invencion consiste en once componentes principales: una helice 505, una turbina 510, un generador 515, un compresor 520, cuatro intercambiadores de calor 525, 530, 535, 540, una valvula de estrangulamiento 545, un tanque criogenico 550 y una bomba 555.
Los procesos de trabajo del sistema CPS 500 comprenden:
1) El aire lfquido procedente de una planta criogenica o un deposito de almacenamiento se suministra al tanque criogenico 550.
2) Despues de ser bombeado, calentado y sobrecalentado, el fluido de trabajo se expande para accionar la helice 505 y/o el generador 515 para proporcionar propulsion y/o electricidad.
3) Al mismo tiempo, una corriente de aire de la atmosfera (aire de entrada 1), se comprime y se introduce en los intercambiadores de calor 525, 530, 535, 540. El calor de compresion contenido en el aire de entrada 1 puede extraerse mediante el intercambiador de calor 525 para proporcionar agua caliente/aire caliente para la embarcacion. A continuacion, el aire de entrada 1 extrae el fno del fluido de trabajo, mientras fluye a traves de los intercambiadores de calor 530, 535, 540. Finalmente, el aire de entrada 1 se estrangula para producir aire lfquido y se almacena en el tanque criogenico 550.
4) El aire de entrada 2 y el agua a la temperatura ambiente se introducen en el intercambiador de calor 525 para extraer el calor de compresion contenido en el aire de entrada 1 para producir aire/agua caliente como se ha mencionado anteriormente.
Se introduce aire de entrada 3/4 en condiciones ambientales para extraer energfa fna mediante los intercambiadores de calor 530 y 535 para proporcionar aire fresco para climatizacion (12°C~18°C; del intercambiador de calor 530) y refrigeracion (-24°C ~ -18°C, del intercambiador de calor 535).
ANALISIS DEL CICLO TERMODINAMICO - CES
Se consideran cuatro ciclos tfpicos para el sistema CES de la figura 3 en cuanto a la presion del aire de entrada, dos en condiciones ambientales, uno a baja presion y uno a alta presion. En los analisis, el aire lfquido se trata como un fluido monofasico y el aire gaseoso como un gas ideal. Las perdidas de energfa en el compresor 310, la turbina 320, la bomba 380 y la valvula de estrangulamiento 360 se representan utilizando las eficiencias r|. Para estos analisis termodinamicos, se ignoran las perdidas por friccion y regionales debido al flujo en tubenas, valvulas y curvas y no se tiene en cuenta la disipacion de criogeno durante el almacenamiento. La temperatura ambiente y la presion se expresan mediante To y Po, respectivamente; las temperaturas cntica y de ebullicion del aire lfquido se indican como Tcr y Ts, respectivamente.
Caso de presion del aire de entrada ambiental - Analisis de ciclo termodinamico ideal
En la figura 5 se muestra el ciclo termodinamico ideal. Los procesos y el trabajo, el calor y/o la exergfa de estos procesos son:
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1) Proceso 5-7, Proceso de bombeo del fluido de trabajo: el fluido de trabajo (aire Kquido) del tanque criogenico se bombea desde la presion atmosferica ambiental Po hasta P2 adiabaticamente. El trabajo espedfico (trabajo por unidad de masa de aire Kquido) puede expresarse mediante:
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Pi
desde el punto de vista de la mecanica de fluidos. El trabajo tambien puede expresarse mediante la diferencia de entalpia entre los estados 7 y 5 a partir de la primera ley de la termodinamica: W5-7 = hr - hs.
2) Proceso 7-8, Calentamiento isobarico del fluido de trabajo: el fluido de trabajo es calentado por el aire de entrada desde Ts hasta la temperatura ambiente To. El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero: W7-8 = 0. El calor espedfico absorbido por el fluido de trabajo del aire de entrada es: Q7-8 = h8 - h7. Por consiguiente, la perdida de exergia del proceso es: EX7-8 = To(S8 - S7) - (h8 - h7).
3) Proceso 8-0, Expansion isotermica del fluido de trabajo: el fluido de trabajo a la presion alta se expande en la turbina, que acciona el generador para generar electricidad a la temperatura ambiente To. El trabajo ideal espedfico realizado por la turbina en este proceso viene dado por: W8-0 = To(So - S8) - (ho - h8). El calor espedfico absorbido durante la expansion por el fluido de trabajo desde la atmosfera es: Q8-0 = To(So - S8).
4) Proceso 0-6, Extraccion de energia fria del fluido de trabajo por el aire de entrada: el aire de entrada se utiliza para extraer la energia fria del fluido de trabajo isobaricamente. En teoria, no se necesita ningun trabajo en este proceso: Wo-6 = 0. El frio espedfico absorbido por el aire de entrada a partir del fluido de trabajo es: Qo-6 = h6 - ho. La exergia obtenida por el aire de entrada durante el proceso viene dada por: Exo-6 = To(So - S6) - (ho - h6).
5) Proceso 6-5, Condensacion del aire de entrada: el aire de entrada es condensado por la exergia fria liberada por el fluido de trabajo, que requiere cero trabajo para ser realizado: W6-5 = 0. La energia fria espedfica absorbida por el aire de entrada a partir del fluido de trabajo es: Q6-5 = hs - h6 = A, donde A es el calor de vaporizacion latente. La exergia correspondiente obtenida por el aire de entrada es: ex6-5 = To(S6 - S5) - (h6 - h5). Suponiendo que el flujo masico del fluido de trabajo es 1, el flujo masico del aire de entrada es x, entonces un balance termico da: Q7-8 ^ x(Qo-6 + Q6-5) donde Q7-8 = h8 - h7, Qo-6 = h6 - ho y Q6-5 = hs - h6. La insercion de estas expresiones en la ecuacion anterior da: h8 - h7 ^ x(ho- h5). Si se da P2, entonces pueden determinarse h8, h7, ho, hs y x puede expresarse mediante:
x < (^s ~~ ^7)
(h0-h5)
Segun la segunda ley de la termodinamica, la exergia de un sistema solo puede disminuir sin aporte de energia, es decir: Ex7-8 < x(Ex0-6 + Ex6-5),
imagen2
Por lo tanto, el consumo de aire liquido para un unico ciclo es (1-x) y la salida de trabajo neto especifico del ciclo deberia ser: Wnet = W8-o - W5-7, = T(So - S8) - (ho - h8)-(h7 - hs) y la densidad energetica del CES puede expresarse mediante:
K, _r(s0-s8)-(h0-h8)-(h7-h5)
1 — x (1 — x) .
Suponiendo que el consumo energetico del aire liquido producido en la planta de licuefaccion de aire sea Ec, la eficiencia energetica del todo el sistema de almacenamiento de energia (licuefaccion del aire + CES), Ee, puede calcularse mediante:
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Considerando la eficiencia de la bomba qp y la eficiencia de la turbina riT, el trabajo neto Wnet debena convertirse en:
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Ag)]
{h-i h5)
La densidad energetica del CES Ed se convierte en
imagen5
Ee se convierte en:
imagen6
Sin embargo, no puede evitarse la diferencia de temperatura entre el lfquido de trabajo y el aire de entrada. Esto disminuira la temperatura T8 y aumentara la temperatura Te. Por lo tanto, los ciclos termodinamicos ideales sobreestiman la eficiencia global del sistema. Esto se explica a continuacion, con respecto a la figura 6.
Caso de presion del aire de entrada ambiental - Analisis de ciclo termodinamico practico
En la figura 6, el lfquido de trabajo solo puede calentarse a Ts\ debido a la existencia de una diferencia de temperatura desde la temperatura ambiente, y el aire de entrada solo puede enfriarse hasta Te. Debido a que Te' es superior a Te (la temperatura de ebullicion) es necesario licuar el aire de entrada en la planta de licuefaccion de aire, y, a continuacion, retroalimentarlo al sistema CES en el estado 5. A continuacion, se proporcionan el trabajo, el calor y/o la exergfa relacionados con los procesos mostrados en la figura 6:
1) Proceso 5-7, Proceso de bombeo del fluido de trabajo: este proceso de la figura 6 es el mismo que el mostrado en la figura 5. El aire lfquido del tanque criogenico es presurizado por la bomba desde la presion atmosferica ambiental Po hasta P2. El trabajo espedfico realizado sobre el aire lfquido es:
rr5-7=y,(p2-n)=(P2~Ji)
Pi
que es igual a la diferencia de entalpfa entre el estado 7 y el estado 5: W5-7 = hi - hs.
2) Proceso 7-8', Calentamiento isobarico del fluido de trabajo: el fluido de trabajo es calentado por el aire de entrada desde Ts hasta Ts' en lugar de la temperatura ambiente T8 (= To). El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero: W7-8 = 0. El calor espedfico absorbido por el fluido de trabajo del aire de entrada es: Q7-8' = h8'- h7. Por consiguiente, la perdida de exergfa en el proceso es: Exi-8' = To(S8' - Si) - (hs‘- hi).
3) Proceso 8'-0', Expansion isotermica del fluido de trabajo: el fluido de trabajo a alta presion se expande en la turbina, que acciona el generador isotermicamente para producir electricidad. El trabajo ideal espedfico realizado por la turbina en este proceso es: W8'-o' = To{So'- S8) - (ho'-h8). El calor espedfico absorbido durante la expansion por el fluido de trabajo de la atmosfera es: Q8-0' = To (So' - S8).
4) Proceso 0-6', Extraccion de energia fna del fluido de trabajo por el aire de entrada: el aire de entrada se utiliza para extraer el fno del fluido de trabajo isobaricamente. El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero, es decir: Wo-e' = 0. El fno espedfico extrafdo del fluido de trabajo por el aire de entrada es: Qo-e' = he' - ho. Por consiguiente, la energfa obtenida por el aire de entrada en el proceso viene dada por:
Exo-e' = To(So - Se) - (ho - he').
5) Proceso 6'-6-5, Enfriamiento y condensacion del aire de entrada: el aire de entrada se enfna y condensa en la planta de licuefaccion de aire. Suponiendo que el caudal masico del fluido de trabajo es 1, el caudal masico del aire de entrada es x, el balance termico del ciclo da: Q7-8'^ xQo-e, donde Q7-8' = h8'- h7, Qo-e' - = he' - ho, la ecuacion anterior se convierte en: h8' - h7 >(ho - he). Si se proporcionan P2 y las diferencias de temperatura entre T8 y T8' y T6 y T6', pueden determinarse h8', h7, ho, he, y x puede expresarse mediante:
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Segun la segunda ley de la termodinamica, la relacion para la energfa es: EX7-8' ^ xExo-6',
Si
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la anterior relacion
Vh? hi) (/to “ hp )
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se mantiene siempre. Eso implica que la vaporizacion de 1 unidad de fluido de trabajo puede preenfriar
_ (/t8' ~~ Zt?)
(hQ-h&)
unidad de aire de entrada. Si la eficiencia de intercambiador de calor es suficientemente alta, x podna ser superior a 1. El fno espedfico reciclado en este reciclaje practico es: Q78 = xQo6 = x(ho - h6). Como se ha mencionado anteriormente, la energfa fna en el aire lfquido es ene^a de muy alta calidad, suponiendo que el aire sea un gas ideal, la energfa fna anterior sea equivalente a la de trabajo ideal dado por: W7-8' = x[To(So - S6’)-(ho - h6')]. Por lo tanto, la salida de trabajo neto espedfico del ciclo viene dada por: Wnet = W8-0-W5-7 + W7-8' = To(So- S8) - (ho' - h8) - (h7 - h5) + x[To(So - S6 ) - (ho - h6)] y la densidad energetica del
CES, es:
W
ED=-f~ = Tff (Sv -Ss,) - {K ~K) -(h7~h5) + x[T0(S0 - S6.)- (h0 -h6,J].
La eficiencia energetica de todo el sistema de almacenamiento de energfa (licuefaccion de aire + CES) Ee puede calcularse mediante:
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Considerando la eficiencia de la bomba qp, la eficiencia de la turbina qr y la eficiencia de la licuefaccion del aire qA, el trabajo neto Wnet debena ser:
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La densidad energetica del CES Ed se convierte en:
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y la eficiencia energetica de todo el sistema de almacenamiento de ene^a se convierte en:
Considerando ademas el uso de calor residual, si To se sobrecalienta hasta T9 utilizando el calor residual procedente de la central electrica, tal como se muestra en la figura 7, la salida de trabajo neto espedfico del ciclo sera: Wnet2 = W9-10 - W5-7 + W78 = T9(Sio-S9)-(hio-h9)-(h7-h5)+x[To(So-S6)-(ho-h6)] y la densidad energetica del CES es:
^D2 ~
w,
net 2
= T9(S,„ -S,) -(/>,„- h,)-(h, -h5)+47; (S„ - S6.) - (K -A„)].
Esto conduce a la siguiente eficiencia energetica de todo el sistema de almacenamiento de energia (sistema de licuefaccion de aire + CES)
imagen13
Si To = 300 K y se desprecian las perdidas de energia debidas a la turbina, la bomba y los intercambiadores de calor, la salida de trabajo ideal para una unidad de masa de aire Kquido puede estimarse en base al anterior analisis mediante: Wnet = W&o- W5-7 + W7-8 = To(Sa - S8) - (ho' - h8) - (h7 - h5) + x[To(So - S6)-(ho - h6)] y la
densidad energetica ideal = 743 kJ/kg del CES es:
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Si Ec = 1.440 kJ/kg (0,4 kWh/kg), la eficiencia energetica ideal del CES es:
Er =^- = 51,6%.
Si Ec = 1.080 kJ/kg (0,3 kWh/kg), la eficiencia energetica ideal del CES se convierte en:
imagen15
Si T9 se sobrecalienta hasta 400 K utilizando el calor residual procedente de la central electrica, el trabajo ideal espedfico es: Wnet2 = W9-10-W5-7 + W7-8 = T9(Sio-S9)-(hio-h9)-(h7-h5)+x[To(So-S6)-(ho-h6)]. La densidad energetica ideal = 881 kJ/kg del CES es:
imagen16
,3kWh/i
Si Ec = 1.440 kJ/kg (0,4 kWh/kg), la eficiencia energetica ideal del CES es:
P =-2. = 61,2%.
Si Ec = 1.080 kJ/kg (0,3 kWh/kg), la eficiencia energetica ideal del CES se convierte en:
Ee = —2- = 81,6%.
Ec
Adviertase que el consumo energetico (0,3 kWh/kg y 0,4 kWh/kg) utilizado anteriormente es para la separacion del oxigeno del aire. La necesidad real de energia de la produccion de aire liquido es aproximadamente un 80% de esta cifra, por lo que la estimacion de la eficiencia energetica ideal es conservadora. Por otro lado, la
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eficiencia real probable es aproximadamente un 80% de la conseguida en el ciclo de trabajo ideal, por lo que la eficiencia estimada anteriormente debena ser cercana a la eficiencia real.
A partir de los anteriores analisis, puede concluirse que la salida de trabajo del CES aumenta significativamente para una determinada cantidad de consumo de combustible criogenico debido a la recuperacion de la ene^a fna. El trabajo adicional del reciclaje del fno es equivalente a x[To(So - Se) - (ho - he)], donde x viene determinado por la diferencia de temperatura y las perdidas de energfa de los componentes. La densidad energetica y la salida de trabajo espedfico del CES dependen de la eficiencia de la turbina rjr y del consumo energetico por unidad de masa de aire lfquido en la planta de licuefaccion de aire Ec. La eficiencia de la bomba tambien es un factor, pero no tan importante como rjr y Ec porque el trabajo consumido por una bomba es relativamente pequeno. Un aumento de las diferencias de temperatura de los intercambiadores de calor aumentara el consumo de aire lfquido o disminuira la eficiencia del ciclo. Puede observarse que la eficiencia energetica y la densidad energetica del sistema de almacenamiento de energfa Ee son competitivas con respecto a otros sistemas energeticos disponibles en la actualidad. El sistema de la presente invencion tambien ofrece las ventajas de producir otros productos desde la planta de licuefaccion de aire y utilizar el calor residual procedente de la central electrica.
Caso de baja presion del aire de entrada - Analisis del ciclo termodinamico del CES
En la figura 8 se muestra el ciclo termodinamico de un CES para un caso de baja presion del aire de entrada. En este caso, la expresion “baja presion” indica presiones inferiores a ~ 3,8 MPa por debajo de las cuales la vaporizacion del aire es aproximadamente isotermica. El ciclo consiste en los siguientes procesos similares a los descritos anteriormente:
1) Proceso 0-2, Presurizacion isotermica del aire de entrada: el aire de entrada se comprime isotermicamente desde la presion atmosferica ambiental Po hasta Pi. El trabajo realizado sobre el aire por el compresor es: W0-2 = To(So - S2) - (ho - h2). El calor Q0-2 de este proceso isotermico es: Q0-2 = To(So - S2). Lamentablemente, es diffcil realizar un proceso de presurizacion isotermica absoluta, el proceso real sera un proceso politropico como 0-1.
2) Proceso 2-3'-3, Extraccion de energia fna del fluido de trabajo por el aire de entrada: el aire de entrada comprimido se utiliza para extraer la energfa fna del fluido de trabajo isobaricamente. El trabajo realizado en este proceso es cero: W2-3 = 0. El calor liberado del aire de entrada en el proceso 2-3 es: Q23 = h3' - h2. El calor liberado del aire de entrada en el proceso 3-3' es: Q3-3 = h3' - h3 = T3S - S3) = A. Por consiguiente, la exergfa obtenida del proceso viene dada por: EX2-3 = To(S3 - S2) - (h3 - h2).
3) Proceso 3-4-5(-6), Estrangulacion del aire de entrada comprimido: el aire de entrada comprimido se estrangula hasta la presion atmosferica ambiental para la condensacion. El trabajo realizado en este proceso es cero: W3-4 = 0. El calor liberado del aire de entrada es cero: Q3-4 = 0. Considerando una unidad del fluido de trabajo, la cantidad total de aire de entrada es x unidades de las cuales se licua una fraccion y, la cantidad de aire licuado en el estado 5 sera xy, y la cantidad de aire gaseoso en el estado 6 sera x(1-y). Un balance termico durante el proceso 3-4-5(-6) sera: h3 = yh5 + (1 - y)he.
4) Proceso 5-7, Proceso de bombeo del aire de trabajo: el proceso 5-7 de la figura 8 es el mismo que el de la
figura 5, en el que el aire lfquido del tanque criogenico se bombea desde la presion atmosferica ambiental Po hasta P2. El trabajo espedfico realizado sobre el aire lfquido es:
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El trabajo anteriormente indicado tambien puede expresarse mediante la diferencia de entalpfa entre el estado 7 y el estado 5: W5-7 = h7 - h5.
5) Proceso 7-7', Calentamiento isobarico del fluido de trabajo para condensar el aire de entrada: el fluido de trabajo se calienta para condensar el aire de entrada a T3. El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero: W7-7• = 0. El calor espedfico absorbido del aire de entrada es: Q7-7' = hr - h7.
6) Proceso 7'-8, Calentamiento isobarico del fluido de trabajo para enfriar el aire de entrada: el fluido de trabajo es calentado por el aire de entrada desde T7' hasta Ts. El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero: W7-8 = 0. El calor espedfico absorbido del aire de entrada es: Q7-8 = hs - h7. La exergfa liberada en el proceso 7-8 es: W7-8 = To(Ss - S7) - (hs - h7).
7) Proceso 8-9, Sobrecalentamiento isobarico del fluido de trabajo: el fluido de trabajo es sobrecalentado por el aire de entrada desde Ts hasta T9 en el que no se realiza trabajo, es decir: Ws-9 = 0, mientras que el calor especffico absorbido del aire de entrada durante este proceso es: Qs-9 = h9 - hs.
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8) Proceso 9-10, Expansion isotermica del fluido de trabajo: el fluido de trabajo con una alta presion se expande en la turbina isotermicamente, lo que produce trabajo para generar electricidad. El trabajo ideal espedfico realizado en este proceso es: W9-10 = Tg(Sio - S9) - (hio - hg). El calor espedfico absorbido por el fluido de trabajo desde el entorno en el proceso es: Qg-10 = Tg(Sio - Sg). Cabe senalar que la Tg es mayor que la temperatura ambiente, lo que requiere energfa del calor residual procedente de la central electrica para asegurar una expansion isotermica. Si la expansion de aire es un proceso adiabatico, el trabajo ideal espedfico Wad sera:
k P itH
^=T-7RT9[-±) k -1] k-1 P2
lo que significa que no hay absorcion de calor, a saber: Qad = 0. Sin embargo, se espera que el trabajo real se encuentre en el intervalo entre Wg-10 y Wad. Suele utilizarse como mdice un factor denominado isotermicidad y, que se define como la relacion entre el trabajo real y el trabajo isotermico:
7
W
ac
w '
”9-10
Por lo tanto, el trabajo real Wac puede expresarse como:
P
wac=rw9.w=rRT9\n{ -f).
r0
9) Proceso 6-6', Extraccion de frio del aire de salida para condensar el aire de entrada: el aire de salida (parte del aire de entrada despues de la estrangulacion) se utiliza para condensar el aire de entrada isobaricamente. El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero: We-e- = 0. El calor espedfico absorbido del aire de entrada es: Qe-e- = he- - he. Por lo tanto, el balance termico de 3'-3, 7-7' y 6-6' viene dado por:
XQ3-3' = Q7-7' + x(1 - y)Qe-e', x(h3 - h3) = (h7- - hz) + x(1 - y)(he- - he).
10) Proceso 6'-0, Extraccion de frio del aire de salida para enfriar el aire de entrada: el aire de salida se utiliza para enfriar el aire de entrada isobaricamente. El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero: We'-o = 0. El fno espedfico absorbido del aire de salida por el aire de entrada es: Qe'-o = ho - he. El balance termico de 2-3', 7'-8 y 6'-0 se expresa como: XQ2-3' < Q7-8 + x(1-y)Qe-o, x(h2 - h3) < (hs - hz) + x(1 - y)(ho - he). La exe^a obtenida en el proceso 6-0 es: Exo-e = To(So - Se) - (ho - he). A partir de los balances termico y de exergfa del ciclo, x e y pueden calcularse mediante las siguientes ecuaciones segun el diagrama Ts de la figura 8):
h3 = yhs+(l-y)h6
x(h2 - hy) = Qir -hn) + x( 1 - y)(he - h6)
<
x{h2- hy) < (hg -hr) + x{\ - y)(h0 -h6,)‘ xEx2_3 < Exn_% + a(1 - y)Ex0_6
A partir de las anteriores ecuaciones, la relacion de licuefaccion del aire de entrada y es:
3 (K-h)'
Por lo tanto, dado que (he - h5) > (he - h4)>0 se mantiene siempre, 1> y > 0. Del mismo modo, x puede expresarse como:
__________(hy hi? )_________
(h3-hy)-(l-y)(h6,-h6)
Como (h7- - h7) > 0, [(h3-h3')-(1-y)(he-he)] >0 se mantiene siempre, x >0. Esto significa que la vaporizacion de una unidad del fluido de trabajo puede producir xy unidades de aire lfquido, y el consumo del ciclo sera (1-xy). En consecuencia, la salida de trabajo neto espedfico del ciclo es:
W„e,=W9_10-W5_7-xW0_2
= [T9(Sio -S9)-(hw-h9)]-(h7-h5)-x(T0(S0 -S2))
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y la densidad energetica del CES puede expresarse mediante:
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Por lo tanto, la eficiencia energetica de todo el sistema de almacenamiento de energfa (sistema de licuefaccion de aire + CES) Ee puede calcularse mediante:
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Considerando las eficiencias de la bomba qp, la turbina qT y el compresor qcoM, el trabajo neto Wnet debena ser:
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la densidad energetica del CES ED se convierte en:
y Ee se convierte en:
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Basandose en el anterior analisis, puede concluirse que, en comparacion con los motores criogenicos (nitrogeno Kquido), el consumo de combustible criogenico se reduce en xy para 1 unidad de fluido de trabajo, pero con una penalizacion de trabajo necesaria para la compresion W0-2 = To(So - S2). La salida de trabajo espedfico se vera mejorada ya que la penalizacion es inferior al beneficio debido a la reduccion del consumo de fluido de trabajo. Como el trabajo de compresion es mucho menor que la salida de trabajo de la turbina, la densidad energetica y la salida de trabajo espedfico del CES dependen principalmente de la eficiencia de la turbina qT y del consumo energetico para la licuefaccion del aire. Esto es similar al caso en el que se utiliza la presion atmosferica ambiental. Las eficiencias de la bomba y el compresor no son factores clave para la mejora de la salida de trabajo y la densidad energetica del CES. Se espera que la eficiencia de este ciclo sea inferior a la de la figura 6 debido a que el proceso de condensacion isotermica tiene baja eficiencia energetica.
Caso de alta presion del aire de entrada - Analisis del ciclo termodinamico del CES
En la figura 9 se muestra el ciclo termodinamico del CES para un caso de alta presion del aire de entrada. En este caso, la expresion “alta presion del aire de entrada" se refiere a que la presion es superior a 3,8 MPa, por encima de la cual el aire no tiene un proceso de vaporizacion isotermica. Los procesos de este caso son los siguientes:
1) Proceso 0-2, Presurizacion isotermica del aire de entrada: el aire de entrada se comprime desde la presion atmosferica ambiental Po hasta Pi isotermicamente. El trabajo realizado sobre el aire por el compresor es: W0-2 = To(So - S2) - (ho - h2). El calor Q0-2 de este proceso isotermico es: Q0-2 = To(So - S2). Lamentablemente, es diffcil realizar un proceso de presurizacion isotermica absoluta, el proceso real sera 0-1.
2) Proceso 2-3, Extraccion de energia fna del aire de trabajo por el aire de entrada: el aire de entrada comprimido se utiliza para extraer la energfa fna del fluido de trabajo isobaricamente. El trabajo realizado en este proceso es cero: W2-3 = 0. El calor liberado del aire de entrada para el proceso 2-3 es: Q2-3 = h3 - h2. La exergfa obtenida del proceso es: EX2-3 = To(S3 - S2) - (h3 - h2).
3) Proceso 3-4-5(-6), Estrangulacion del aire de entrada comprimido: el aire de entrada comprimido se estrangula hasta la presion atmosferica ambiental para la condensacion. El trabajo realizado en este proceso es cero: W3-4 = 0. El calor liberado del aire de entrada es cero: Q3-4 = 0. Al igual que en el caso de baja presion del aire de entrada, considerando una unidad de fluido de trabajo y suponiendo un total de x unidades de aire de entrada del cual se licua una fraccion y, la cantidad de aire lfquido producido por licuefaccion en el estado 5 es
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xy, y la cantidad de aire gaseoso en el estado 6 es x(1-y). Por lo tanto, el balance termico de 3-4-5(6) se expresa como: h3 = yh5 + (1- y)he.
4) Proceso 5-7, Bombeo del fluido de trabajo: este proceso es el mismo que el de la figura 6. El aire lfquido del tanque criogenico se bombea desde la presion atmosferica ambiental Po hasta P2. El trabajo realizado en una unidad de masa de aire lfquido es:
imagen23
El trabajo tambien puede expresarse mediante la diferencia de entalpfa entre los estados 7 y 5: W5-7 = h7 - h5.
5) Proceso 7-8, Calentamiento isobarico del fluido de trabajo para enfriar el aire de entrada: el fluido de trabajo se calienta para condensar el aire de entrada a T3, y no hay trabajo implicado en este proceso: W7-8 = 0. El calor espedfico absorbido del aire de entrada es: Q7-8 = h8 - h7. Por consiguiente, la exergfa liberada en el proceso 7-8 es: W7-8 = To(S8 - S7) - (h8 - h7).
6) Proceso 8-9, Sobrecalentamiento isobarico del fluido de trabajo: el fluido de trabajo es sobrecalentado por el aire de entrada desde T8 hasta T9 en el que se realiza cero trabajo, es decir, W8-9 = 0. El calor espedfico absorbido del aire de entrada es: Q8-9 = h9 - h8.
7) Proceso 9-10, Expansion isotermica del fluido de trabajo: el fluido de trabajo con una alta presion se expande en la turbina y produce trabajo isotermicamente. El trabajo ideal espedfico realizado en este proceso es: W9-10 = T9(Sio - S9) - (hio - h9), mientras que el calor espedfico absorbido en el proceso es: Q9-10 = T9(Sio - S9). Al igual que el caso de baja presion, T9 es superior a la temperatura ambiente; se necesita el calor residual de la central electrica para mantener este proceso isotermico. Si la expansion del fluido de trabajo es adiabatica, el trabajo ideal espedfico Wad sera:
imagen24
El calor espedfico absorbido en el proceso es: Qad = 0. Como resultado del anterior analisis, el trabajo real debena estar en el intervalo entre W9-10 y Wad. Como se ha mencionado anteriormente, se utiliza la isotermicidad Y para describir la no-idealidad:
imagen25
Por lo tanto, el trabajo real Wac debena expresarse como: Wac = YW9-10 = y[T9(Sio - S9) - (hio - h9)].
8) Proceso 6-0, Extraccion de energia fria del aire de salida para enfriar el aire de entrada: el aire de salida despues de la estrangulacion se utiliza para enfriar el aire de entrada isobaricamente. El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero: We-o = 0. El fno espedfico absorbido por el aire de entrada es: Q6-0 = ho - he. El balance termico durante los procesos 2-3, 7-8 y 6-0 se expresa como: XQ2-3 = Q7-8 + x(1 - y)Qe-o, x(h2 - h3) = (h8 - h7) + x(1 - y)(ho - he). La exergfa obtenida en el proceso 6-0 es: Exo-e = To(So - Se)-(ho - he). Basandose en los balances termico y de exergfa de los procesos 2-3, 3-4-5-6, 7-8, 6-0, x e y pueden calcularse mediante las siguientes ecuaciones en base a un diagrama T-S para el aire:
h3 = yh5 + (1 — y)h6
< x(h2 - h3) = (hs -h7) + x( 1 -y)(hQ -h6). xEx2_3 < Ex7_s + x(l - y)Ex^6
A partir de las ecuaciones anteriores, la relacion de licuefaccion del aire de entrada y puede expresarse mediante:
(K -h4)
(h-h5)'
Al igual que el metodo en el caso de baja presion, 1 > y >0 se mantiene siempre, y x puede expresarse como:
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_ {h8 h-j')
A w
Oh. ~h3)-(l-y)(h0-h6)
Como (h8-h7) > 0, [(h2-h3)-(1-y)(ho-h6)] >0 se mantiene siempre, se tiene x >0. Esto significa que la vaporizacion de una unidad de fluido de trabajo podria producir xy unidades de aire Kquido, mientras que el consumo de este ciclo es 1 - xy, y la salida de trabajo neto espedfico del ciclo sera:
= Ps>(S\o S9)-(hw-h9))-(h7 — /z5)-x(T0(S0 -SJ) y la densidad energetica del CES es:
Eo K„ [T,(s,e-s,)-(h,a-h, )]-(/■,-hs)-x(ra{Sa-s2)
1 -xy 1 — xy
Por lo tanto, la eficiencia energetica de todo el sistema de almacenamiento de energia (licuefaccion de aire + CES) Ee puede calcularse mediante:
imagen26
Considerando las eficiencias de la bomba r/p, la turbina r/r y el compresor rjcoM, se tiene el siguiente trabajo neto
Wnet:
imagen27
Como resultado de lo anterior, la densidad energetica del CES Ed se convierte en:
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y Ee se convierte en:
imagen29
4
Ec '
A partir del anterior analisis, puede observarse que, en comparacion con el diseno de los motores de nitrogeno l^quido, el consumo de combustible criogenico para este ciclo se reduce en xy pero con una penalizacion de trabajo por W0-2 = To(So - S2) - (ho - h2). Sin embargo, la salida de trabajo espedfico se ve mejorada debido a la disminucion del consumo de combustible Kquido. El trabajo necesario por el compresor debena ser comparable al producido por la turbina. En consecuencia, la eficiencia del compresor ncoM se convierte en un parametro clave que determina la eficiencia global del CES. Este ciclo resulta mas adecuado para producir aire Kquido a traves de la parte del CES del sistema de almacenamiento de energia.
Los analisis termodinamicos anteriores sobre los cuatro ciclos tipicos muestran que:
1) La eficiencia energetica y la densidad energetica del CES estan mejoradas en comparacion con los motores de nitrogeno Kquido debido al reciclaje de energia fria.
2) El rendimiento global del sistema de almacenamiento de energia esta determinado por la eficiencia de la turbina, y la salida de trabajo espedfico y el consumo espedfico de energia de la planta de licuefaccion de aire.
3) Las diferencias de temperatura por los intercambiadores de calor aumentara el consumo de aire Kquido, disminuyendo asi la eficiencia del ciclo.
4) La eficiencia energetica y la densidad energetica del CES se veran mejoradas si se utiliza el calor residual de la central electrica.
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Los resultados tambien muestran que la eficiencia del CES es competitiva con respecto a otros sistemas de almacenamiento de energfa. Ademas, el sistema puede utilizar el calor residual y producir productos del aire de ser necesario.
ANALISIS DEL CICLO TERMODINAMICO - CPS
La figura 10a muestra los ciclos termodinamicos para un CPS segun la presente invencion. Hay cuatro corrientes de aire que se indican mediante las siguientes lmeas: fluido de trabajo - lmea 580; aire de entrada 1 - lmea 585; aire de entrada 2 - lmea 590; y aire de entrada 3 - lmea 595. En los analisis, el aire lfquido se trata como un fluido monofasico y el aire gaseoso como un gas ideal. Las perdidas de energfa en el compresor 520, la turbina 510 y la bomba 555 se representan utilizando sus eficiencias r|. Para estos analisis termodinamicos, se ignoran las perdidas por friccion y regionales debidas al flujo en tubenas, valvulas y curvas, y no se tiene en cuenta la disipacion de criogeno durante el almacenamiento. La temperatura ambiente y la presion se expresan mediante To y Po, respectivamente; la temperatura de ebullicion del aire lfquido se indica como Ts.
1) 1-2: Proceso de bombeo del fluido de trabajo: el fluido de trabajo (aire lfquido) del tanque criogenico se bombea desde la presion atmosferica ambiental Po hasta P2. El trabajo espedfico realizado sobre el aire lfquido es:
El trabajo anteriormente y el estado 1: W1-2 = h2 -
imagen30
indicado tambien puede expresarse mediante la diferencia de entalpfa entre el estado 2
hi.
2) 2-2': Calentamiento isobarico del fluido de trabajo para condensar el aire de entrada 1: el fluido de trabajo se calienta para condensar el aire de entrada a T7. El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero: W22 = 0. El calor espedfico absorbido del aire de entrada 1 es: Q22 = h2' - h2.
3) 2'-3: Calentamiento isobarico del fluido de trabajo: el fluido de trabajo es calentado por el aire de entrada desde T2' hasta T3. El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero: W2-3 = 0. El calor espedfico absorbido del aire de entrada es: Q2-3 = h3 - h2•. La exergfa liberada en el proceso 2-3 es: EX2-3 = To(S3-S2)-(h3-h2).
4) 3-0: Expansion isotermica del fluido de trabajo: el fluido de trabajo con una alta presion se expande en la turbina isotermicamente, lo que produce trabajo para generar propulsion y electricidad. El trabajo ideal espedfico realizado en este proceso es: W3-0 = To(So - S3) - (ho - h3). El calor espedfico absorbido del entorno en el proceso es: Q3-0 = To(So - S3). Si la expansion del fluido de trabajo es adiabatica, el trabajo ideal espedfico Wad sera:
imagen31
lo que significa que no hay absorcion de calor, a saber: Qnd = 0. Sin embargo, se espera que el trabajo real se encuentre en el intervalo entre W3-0 y Wad. Suele utilizarse como mdice un factor denominado isotermicidad, y, que se define como la relacion entre el trabajo real y el trabajo isotermico:
imagen32
Por lo tanto, el trabajo real Wac puede expresarse como: Wac = YW3-0 = y[To(So - S3) - (ho - h3).
5) 0-4: Presurizacion politropica del aire de entrada 1: el aire de entrada 1 se comprime politropicamente desde la presion atmosferica ambiental Po hasta Pi. El trabajo realizado sobre el aire por el compresor es:
n p
^o-4 =—" "I]
n- \ PQ
donde n es el coeficiente politropico. El calor, Qo-4, de este proceso politropico es: Qo-4 = Cn(T4 - To) donde Cn es la relacion de calor politropico:
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T4 puede calcularse mediante:
ji-1
T f p A n
J4 _
To V^o j
6) 4-5: Liberacion de calor del aire de entrada 1 isobaricamente al aire de entrada 2: el calor del aire de entrada 1 se libera al aire de entrada 2 o al agua para producir aire/agua caliente. El trabajo realizado en este proceso es cero: W4-5 = 0. El calor liberado del aire de entrada 1 en el proceso 4-5 es: Q4-5 = h4 - hs.
7) 5-6-7: Enfriamiento del aire de entrada 1 por el fluido de trabajo: el aire de entrada comprimido 1 es enfriado por el fluido de trabajo isobaricamente y la energfa fria dentro del fluido de trabajo se extrae al mismo tiempo. El trabajo realizado en este proceso es cero: W5-7 = 0. El calor liberado del aire de entrada 1 en el proceso 5-6 es: Q5-6 = hs - he. El calor liberado del aire de entrada en el proceso 6-7 es: Qe-7 = he - h7 = Te(Se - S7) = A. Por lo tanto, la exergfa obtenida del proceso viene dada por: EX5-6-7 = To(S5 - S7) - (h5 - h7).
8) 7-8-9(-1): Estrangulacion del aire de entrada comprimido 1: el aire de entrada comprimido 1 se estrangula hasta la presion atmosferica ambiental para la condensacion. El trabajo realizado en este proceso es cero: W7-8 = 0. El calor liberado del aire de entrada es cero: Q7-8 = 0.
9) 9-9': Extraccion de frio del aire de salida para condensar el aire de entrada: el aire de salida (parte del aire de entrada 1 despues de la estrangulacion) se utiliza para condensar el aire de entrada isobaricamente. El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero: W9-9' = 0. El calor espedfico absorbido del aire de entrada es: Q9-9' = h9' - h9.
10) 9'-0: Extraccion de frio del aire de salida para enfriar el aire de entrada: el aire de salida (parte del aire de entrada 1) se utiliza para enfriar el aire de entrada 1 isobaricamente. El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero: W9-0 = 0. El frio espedfico absorbido del aire de salida por el aire de entrada 1 es: Q9'-o = ho - h9 La exergfa obtenida en el proceso 9-0 es: EX9-0 = To(So - S9)-(ho - h9).
11) 0-10: Extraccion de energia fria del fluido de trabajo por el aire de entrada 3 isobaricamente para climatizacion: el frio del fluido de trabajo es extrafdo por el aire de entrada 3 para la produccion de aire fresco que se utilizara para climatizacion. El trabajo realizado en este proceso es cero: W0-10 = 0. La energfa fria del fluido de trabajo en el proceso 0-10 es: Q0-10 = ho - hio.
12) 0-10-11: Extraccion de energia fria del fluido de trabajo por el aire de entrada 4 isobaricamente para refrigeracion: el frio del fluido de trabajo es extrafdo por el aire de entrada 4 para refrigeracion. El trabajo realizado en este proceso es cero: Wo-11 = 0. La energfa fria del fluido de trabajo en el proceso 0-11 es:
Qo-11 = ho - hii.
13) 0-12: Extraccion de energia termica del aire de entrada 1 por el aire de entrada 2/agua isobaricamente:
el calor del aire de entrada 1 es extrafdo por el aire de entrada 2/agua para la produccion de aire/agua caliente. El trabajo realizado en este proceso es cero: Wo-12 = 0. El calor liberado del aire de entrada 1 en el proceso 0-12
es: Qo-12 = hi2 - ho.
Analisis del balance energetico
Suponiendo que, para una unidad del fluido de trabajo, la cantidad total de aire de entrada 1 es xi, la cantidad total de aire de entrada 2 es X2, la cantidad total de aire de entrada 3/4 es X3+X4 siendo X3 unidades para climatizacion y X4 unidades para refrigeracion. En la una-unidad del fluido de trabajo, se utilizan ai unidades para el aire de entrada 1, a2+a3 unidades para enfriar el aire de entrada 3/4 en las que a2 es para X3 y a3 es para X4. Segun la primera y la segunda ley de la termodinamica, pueden obtenerse los siguientes balances termico y de exergfa:
1) Balance termico en el proceso 7-8-9(-1): Suponiendo que, para aj unidades del fluido de trabajo, una fraccion y del aire de entrada 1 se licua, la cantidad de aire licuado en el Estado 1 sera Xiy, y la cantidad de aire gaseoso en el Estado 9 sera Xi(1-y). Un balance termico durante el proceso 7-8-9(-1) sera: = yhi + (1 - y)h9. A partir de las ecuaciones anteriores, la relacion de la licuefaccion del aire y de entrada es:
(h9-h7)
Qb -A,)'
Por lo tanto, dado que (h9 - hi) > (h9 - h7) > 0 se mantiene siempre, 1 > y >0.
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2) Balance termico en los procesos 6-7, 2-2' y 9-9': el balance termico de 6-7, 2-2' y 9- 9' puede venir dado
por: X1Q6-7 = aiQ2-2' + xi(1 - y)Q9-9', xi(he - hi) = ai(h2' - h2) + xi(1 - y)(h9- - h9). xi puede expresarse como:
_ ai (h? ~ h2)
1 (A6 - A7) - (1 - ^)(A9. - A9)
3) Balance termico en los procesos 5-6, 2'-3 y 9'-0: el balance termico de 5-6, 2'-3 y 9'-0 puede expresarse como: xiQ5-e ^ aiQ2-3 + xi(1 - y)Q9'-o, xi(h5 - he) ^ ai(h3 - h2) + xi(1 - y)(ho - h9).
4) Balance termico en los procesos 4-5 y 0-12: el balance termico en los procesos 4-5 y 0-12 puede expresarse mediante: X2(hi2 - ho) = xi(h5 - h4). X2 puede expresarse como:
xx(h5-hA)
(h\2
5) Balance termico en los procesos 0-10 y 2-3: el balance termico en los procesos 0-10 y 2-3 puede expresarse mediante: X3(ho - hio) = a2(h3 - h2). X3 puede expresarse como:
g2(/?3 ~/z2) (A0 -/tjo)
6) Balance termico en los procesos 0-11 y 2-3: el balance termico en los procesos 0-11 y 2-3 puede expresarse mediante: X4(ho - hii) = a3(h3 - h2). X4 puede expresarse como:
a3(h3-h2)
X/t .
(*«>-*„)
7) El balance de exergia de los procesos 5-7, 2-3 y 9-0: el balance de exergfa de los procesos 5-7, 2-3 y 9-0
puede venir dado por: xiEx5-i < aiEx2-3 + (1- y)Exo-9,
xi[To(S5 - Si)-(h5 - hi)] < ai[To(S3 - S2) - (h3 - h2)] + xi [To(So - S9) - (ho - h9)].
8) Conservacion de masa del proceso 2-3:
-h = 1
Analisis de la eficiencia y la densidad energetica
Los siguientes analisis utilizan la eficiencia del trabajo (electricidad) definida como:
W
output
71~ W-
mput
donde Woutput y Wnput son los trabajos totales convertidos por las enemas de entrada y salida, respectivamente. Para calcular el trabajo equivalente del calor y la energfa fna, se utilizan dos coeficientes de rendimiento (COP), el COP de refrigeracion (e) y el COP de la bomba de calor (Z), en la conversion del calor en trabajo. En consecuencia, la salida de trabajo neto espedfico del ciclo es:
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Por otro lado, la productividad del aire lfquido por el aire de entrada 1 es xiy. Por lo tanto, el consumo del fluido de trabajo es (1-xiy). La densidad energetica del CPS puede expresarse mediante:
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Se sabe que el trabajo espedfico maximo del aire Kquido, Wr, es: Wr = To(So - Si) - (ho - hi). Por lo tanto, la
eficiencia energetica del CPS, Ee, puede calcularse mediante:
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Considerando las eficiencias de la bomba qp, la turbina qr y el compresor qcoM, el trabajo neto Woutput deberia ser:
imagen37
la densidad energetica del CPS, Ed, se convierte en:
imagen38
y Ee se convierte en:
imagen39
Basandose en el anterior analisis, puede concluirse que:
1) El trabajo espedfico maximo Wr proporciona el limite superior de la densidad energetica del CPS. Si se utiliza la temperatura ambiente To = 300 K, el valor es ~ 743 kJ/kg.
2) Si no hay reciclaje de energia fria, la salida de trabajo espedfico ideal sera Woutput = W3-0 - W1-2. El valor practico
. W
Tip
proporciona el Kmite inferior del CPS. Si se utiliza la temperatura ambiente To = 300 K y la presion de trabajo del aire Kquido es de 200 bares, suponiendo que las eficiencias de la turbina y la bomba sean ambas 0,78, la salida de trabajo espedfico seria ~ 326 kJ/kg.
Si la presion del aire de entrada 1 es superior a ~ 38 bares, no habra proceso de condensacion isotermica en la figura 10a. El diagrama T-S de este caso se muestra en la figura 10b. El analisis termodinamico es similar al caso de la figura 10a.
anAlisis PARAMETRICO - CES
Se ha escrito un codigo computacional en el entorno Fortran 90 para simular las influencias de diversos parametros sobre el rendimiento del sistema CES. El codigo esta escrito para ciclos termodinamicos operados entre presiones por encima de la presion atmosferica ambiental y 3,8 MPa (vease la figura 8), que es el caso mas complicado. El codigo puede utilizarse facilmente para los casos de alta presion (vease la figura 9) y la condicion ambiental (veanse las figuras 5 a 7). Se han considerado seis parametros, incluidos: •
• Presion del fluido de trabajo (P2),
• Presion del aire de entrada (P1),
• Eficiencia de la turbina (nr),
• Eficiencia del compresor (qcoM),
• Eficiencia de la bomba (qp),
• Eficiencia de la planta de licuefaccion de aire (qA).
Se han analizado los efectos de estos seis parametros sobre cuatro eficiencias relacionadas con el rendimiento del CES. Las cuatro eficiencias que se han considerado son:
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• eficiencia del ciclo ideal sin sobrecalentamiento (Ee),
• eficiencia del ciclo ideal con sobrecalentamiento (Esup),
• eficiencia del ciclo practico sin sobrecalentamiento (Ee)
• eficiencia del ciclo practico con sobrecalentamiento (Esup).
Presion del fluido de trabajo (P2)
Las cuatro eficiencias de los ciclos termodinamicos asociados con el CES se muestran en las figuras 11 a 18 a nueve presiones diferentes del fluido de trabajo (P2 = 0,2 MPa; 0,4 MPa; 1,0 MPa; 2,0 MPa; 4,0 MPa; 10 MPa; 20 MPa; 30 MPa; 40 MPa y 50 MPa) a diferentes presiones del aire de entrada (Pi). La temperatura ambiente se supone To = 300 K, la temperatura de sobrecalentamiento se supone T9 = 400 K, y las eficiencias de la turbina, el compresor y la bomba se suponen 0,88 (qr=ncoM=qp = 0,88). En esta etapa no se tienen en cuenta las diferencias de temperatura de los intercambiadores de calor. Esto se analizara mas adelante.
A una Pi = 0,1 MPa (figura 11), que representa un ciclo termodinamico a la presion atmosferica ambiental (figuras 5 a 7), las cuatro eficiencias aumentan al aumentar la presion del fluido de trabajo (P2). Sin embargo, el aumento es significativo solo a presiones de P2 < ~ 10 MPa, por encima de la cual las curvas se estabilizan. A presiones de P2 > 20 MPa las eficiencias son casi constantes. Las eficiencias maximas resultan ser Ee = 0,507, Esup = 0,640, Ee = 0,459 y Esup = 0,569, respectivamente.
A presiones de Pi = 0,2 MPa-2,0 MPa (figuras 12 a 15), que representan ciclos termodinamicos a baja presion (figura 8), los resultados son similares al caso a la presion atmosferica ambiental (vease la figura 11). Es decir, las cuatro eficiencias aumentan bruscamente al aumentar P2 hasta que P2 alcanza los 10 MPa cuando el aumento adicional de las eficiencias es muy pequeno. Una comparacion entre la figura 11 y las figuras 12 a 15 pone de manifiesto que las eficiencias a Pi = 0,2 MPa-2,0 MPa son menores que aquellas a Pi = 0,1 MPa.
A una Pi = 4,0 MPa-20 MPa (figuras 16-18), que representan los ciclos termodinamicos a altas presiones (figura 9), las eficiencias del ciclo practico sin sobrecalentamiento (Ee) son significativamente inferiores a aquellas a Pi <2,0 MPa debido al consumo de compresion del aire de entrada. Las eficiencias del ciclo practico con sobrecalentamiento (Esup) son elevadas debido a que el calor del sobrecalentamiento se trata como residuo y una gran proporcion del aire lfquido puede ser producida por el CES.
A partir del anterior analisis, puede concluirse que P2 debena ser superior a 10 MPa. Sin embargo, la seleccion de P2 puede estar limitada por la viabilidad mecanica. En la actualidad, la presurizacion de aire a 20 MPa es una practica muy comun en las plantas de separacion y licuefaccion de aire, sin problemas tecnicos. Segun el analisis, se recomienda una P2 = 20 MPa para el CES ya que las presiones superiores a 20 MPa conducen a un aumento de la eficiencia muy marginal. En consecuencia, todos los siguientes analisis se basan en una P2 = 20 MPa.
Presion del aire de entrada (P1)
Las eficiencias reales del CES sin y con sobrecalentamiento se representan graficamente en las figuras 19 y 20, respectivamente, en funcion de la presion del aire de entrada (Pi) para la presion senalada del fluido de trabajo (P2 = 20 MPa). Se consideran tres eficiencias de la turbina, el compresor y la bomba (qr=qP=qcoM = 0,80, 0,84, 0,88). A partir del examen de estas figuras puede observarse que las eficiencias reales aumentan al aumentar las eficiencias de los tres componentes (turbina, compresor y bomba) con y sin sobrecalentamiento. Sin sobrecalentamiento, la eficiencia maxima se produce a la presion atmosferica ambiental (Pi = 0,1 MPa) y la eficiencia (Ee) disminuye bruscamente al aumentar la presion del aire de entrada. Con sobrecalentamiento, la eficiencia disminuye bruscamente primero al aumentar la presion del aire de entrada (Pi) entre 0,1 MPa y 0,4 MPa. Un aumento adicional de Pi entre 0,4 MPa y ~2 MPa apenas produce cambios en la eficiencia. Sin embargo, un aumento adicional de Pi hasta ~ 4 MPa da como resultado un gran aumento de la eficiencia debido a la produccion de una gran proporcion de aire lfquido. Un aumento adicional de Pi mas alla de 4 MPa conduce a una disminucion de la eficiencia debido a un aumento del trabajo de compresion. Hay dos picos en los graficos de eficiencia, estando los valores maximos en funcion de la eficiencia de los tres componentes (turbina, compresor y bomba). Para una eficiencia de los componentes de 0,88, la mejor eficiencia del CES se produce a una Pi = 4 MPa. Para una eficiencia de los componentes de 0,80 y 0,84, la mejor eficiencia del CES se produce a una Pi = 0,1 MPa.
Por lo tanto, si el sistema CES no utiliza calor residual, debe seleccionarse Pi = 0,1 MPa como la presion de trabajo del aire de entrada, ya que la eficiencia es mayor y no se necesita un compresor, reduciendose por tanto la inversion de capital y los costes de mantenimiento. Como resultado de este analisis, los siguientes analisis se llevan a cabo en las dos condiciones de presion de Pi = 0,1 MPa y Pi = 4,0 MPa.
Eficiencia de la turbina (nr)
Como se ha mencionado anteriormente, se consideran dos conjuntos de condiciones, a saber, (Pi = 0,1 MPa, P2 = 20 MPa) y (Pi = 4,0 MPa, P2 = 20 MPa). Las eficiencias del compresor y la bomba se suponen 0,88 (ncoM= rjP= 0,88). La temperatura ambiente se supone To = 300 K, la temperatura de sobrecalentamiento es
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Tg = 400 K. No se tienen en cuenta las diferencias de temperatura por los intercambiadores de calor. Se realizan simulaciones con siete eficiencias de la turbina de 0,68, 0,72, 0,76, 0,80, 0,88, 0,92, 0,96 y 1,00 y los resultados se ilustran en las figuras 21 y 22, sin y con reciclaje de calor, respectivamente. Las eficiencias del CES para ambos casos aumentan monotonamente al aumentar la eficiencia de la turbina. Sin embargo, la dependencia de la eficiencia del CES esta en funcion de Pi, la eficiencia de la turbina y el uso de calor residual. Un aumento de la eficiencia de la turbina de un uno por ciento conduce a un aumento de la eficiencia del CES del 0,318% para Pi = 0,1 MPa sin reciclaje de calor, un aumento del 0,690% para Pi = 0,1 MPa con reciclaje de calor, un aumento del 0,428% para Pi = 4,0 MPa sin reciclaje de calor, y un aumento del 2,742% para Pi = 4,0 MPa con reciclaje de calor.
Las figuras tambien muestran que la tasa de aumento de la eficiencia del CES a Pi = 0,1 MPa es inferior a aquella a Pi = 4,0 MPa, lo que indica que la eficiencia del ciclo a Pi = 4,0 MPa depende mas de la eficiencia de la turbina que la eficiencia del ciclo a Pi = 0,1 MPa.
Si no hay calor residual, la eficiencia del CES a Pi = 0,1 MPa es superior a aquella a Pi = 4,0 MPa para una eficiencia de la turbina de 0,68 a 1,0. Esto indica qu
e debena utilizarse una Pi = 0,1 MPa para el funcionamiento del CES en ausencia de reciclaje del calor residual.
Si se utiliza el calor residual, la eficiencia del CES a Pi = 0,1 MPa es inferior a aquella a Pi = 4,0 MPa para una eficiencia de la turbina por encima de 0,80, pero se observa lo contrario cuando la eficiencia de la turbina es inferior a ~ 0,8. En consecuencia, existe necesidad de optimizacion.
Eficiencia del compresor tncnM)
El efecto de la eficiencia del compresor sobre la eficiencia del CES se ilustra en las figuras 23 y 24, sin y con reciclaje de calor, respectivamente. Se llevan a cabo simulaciones para siete eficiencias del compresor de 0,68, 0,72, 0,76, 0,80, 0,88, 0,92, 0,96 y 1,00 con las siguientes condiciones: Pi = 0,1 MPa o 4,0 MPa, P2 = 20 MPa, To = 300 K, Tg = 400 K, y qr=qP= 0,88. No se tienen en cuenta las diferencias de temperatura por los intercambiadores de calor.
La eficiencia del ciclo del CES para Pi = 0,1 MPa y P2 = 20 MPa es constante ya que no es necesario comprimir el aire de entrada para Pi = 0,1 MPa. La eficiencia del CES a Pi = 4,0 MPa y P2 = 20 MPa aumenta monotonamente al aumentar la eficiencia del compresor. Un aumento de la eficiencia del compresor de un uno por ciento conduce a un aumento de la eficiencia del CES del 0,717% para Pi = 4,0 MPa sin reciclaje de calor, y un aumento de la eficiencia del CES del 1,056% para Pi = 4,0 MPa con reciclaje de calor. Esto indica que para Pi = 4,0 MPa, la eficiencia del compresor contribuye significativamente a la eficiencia del CES.
En la figura 23 puede observarse que la eficiencia del CES a Pi = 0,1 MPa es muy superior a aquella a Pi = 4,0 MPa cuando no hay reciclaje del calor residual. Si hay calor residual disponible, la figura 24 muestra que la eficiencia del ciclo del CES a Pi = 0,1 MPa es inferior a aquella a Pi = 4,0 MPa si la eficiencia del compresor es superior a 0,78, y se observa lo contrario para eficiencias del compresor inferiores a 0,78.
Eficiencia de la bomba (qp)
Se realizan simulaciones sobre siete eficiencias de la bomba de 0,68, 0,72, 0,76, 0,80, 0,88, 0,92, 0,96 y
1.00 para Pi = 0,1 MPa o 4,0 MPa, P2 = 20 MPa, To = 300 K, Tg = 400 K y qr=qcoM= 0,88. No se tienen en cuenta las diferencias de temperatura por los intercambiadores de calor. Los resultados se ilustran en las figuras 25 y 26, sin y con reciclaje de calor, respectivamente, en las que puede observarse que las eficiencias de ambos ciclos CES aumentan monotonamente al aumentar la eficiencia de la bomba. Sin embargo, el aumento es muy pequeno; un aumento de la eficiencia de la bomba del uno por ciento solo conduce a un aumento de la eficiencia del ciclo del CES del 0,025% para Pi = 0,1 MPa sin reciclaje de calor, del 0,068% para Pi = 0,1 MPa con reciclaje de calor, del 0,022% para Pi = 4,0 MPa sin reciclaje de calor, y del 0,072% para Pi = 4,0 MPa con reciclaje de calor.
Esto indica que la eficiencia del CES apenas depende de la eficiencia de la bomba porque el trabajo consumido por la bomba es aproximadamente un orden de magnitud inferior al de la turbina y el compresor.
Eficiencia de la planta de separacion de aire (nA)
Las figuras 27 y 28 muestran las eficiencias del CES en funcion del consumo energetico por kilogramo de aire lfquido producido. Se consideran seis niveles de consumo energetico de 0,400 kWh/kg, 0,375 kWh/kg, 0,350 kWh/kg, 0,325 kWh/kg, 0,300 kWh/kg y 0,275 kWh/kg, que corresponden respectivamente a una eficiencia de la planta de separacion de aire de qA = 0,516, 0,559, 0,602, 0,645, 0,688 y 0,731. La razon de estos niveles de consumo energetico es que el actual consumo energetico de la produccion de aire lfquido es ~ 0,4 kWh/kg, y se espera que disminuya a ~ 0,28 kWh/kg-0,3 kWh/kg para 2010 ~ 2020. Otras condiciones son Pi = 0,1 MPa o
4.0 MPa, P2 = 20 MPa, To = 300 K, Tg = 400 K y i"|T=nP=nooM= 0,88.
Los resultados muestran que la eficiencia del CES aumenta monotonamente con una disminucion del consumo energetico de la produccion de criogeno. Un aumento de la eficiencia de la planta de separacion de aire del
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uno por ciento da como resultado un aumento de la eficiencia del ciclo del CES de aproximadamente un 0,972% para Pi = 0,1 MPa sin reciclaje de calor, un aumento de la eficiencia del ciclo del cEs de aproximadamente un 1,181% para Pi = 0,1 MPa con reciclaje de calor, un aumento de la eficiencia del ciclo del cEs del 0,590% para Pi = 4,0 MPa sin reciclaje de calor, y un aumento de la eficiencia del ciclo del CES del 1,381% para Pi = 4,0 MPa con reciclaje de calor.
En comparacion con las eficiencias de la turbina, el compresor y la bomba, la eficiencia de la planta de licuefaccion de aire es un factor mas importante que contribuye significativamente a la eficiencia global del CES.
Si se redujese el consumo energetico de la produccion de aire lfquido a ~ 0,28 kWh/kg, la eficiencia del CES sin reciclaje de calor residual se vena aumentada a ~ 0,670, y con reciclaje de calor residual a ~ 0,951.
Por consiguiente, los resultados del analisis parametrico anterior muestran que Pi = 0,1 MPa y P2 = 20,0 MPa proporcionan el mejor rendimiento para casos sin reciclaje de calor residual. Los resultados tambien muestran que Pi = 4,0 MPa y P2 = 20,0 MPa podnan proporcionar un mejor rendimiento para los casos con reciclaje de calor residual de lo que podnan hacerlo Pi = 0,1 MPa y P2 = 20,0 MPa, dependiendo de las eficiencias de los componentes del CES. Las eficiencias de la turbina (qr), el compresor (qcom), y la planta de separacion de aire (^a) demuestran ser los parametros mas importantes en la determinacion de la eficiencia global del CES, mientras que la eficiencia de la bomba (^p) tiene muy poca influencia en el rendimiento del CES.
Se han incorporado dos partes de energfa en la energfa total posible del aire lfquido: a) expansion isotermica del gas comprimido a la presion atmosferica ambiental y b) utilizacion de exergfa fna mediante preenfriamiento del aire de entrada para el sistema de separacion y licuefaccion. Para un caso simple idealizado (Pi = 0,1 MPa, P2 = 20 MPa, T = 300 K), el trabajo ideal del aire lfquido podna ser ~ 740 kJ/kg, que incluye la contribucion de a) 450 kJ/kg y b) 290 kJ/kg.
Para el trabajo de expansion del gas (450 kJ/kg), la expansion no isotermica es inevitable. Tiene que anadirse una fuente externa de calor para mantener una alta isotermicidad. Una turbina convencional puede conseguir una eficiencia energetica de hasta un 85% en condiciones optimizadas. Es evidente que podna conseguirse una eficiencia similar para las aplicaciones de turbinas propuestas. Sin embargo, debido a las muy altas presiones implicadas de ~ 200 bares, podna considerarse la expansion multietapa. La temperatura de funcionamiento cercana a la ambiental de la turbina tambien requiere considerar los problemas de sellado y de lubricacion.
Para el reciclaje de la exergfa fna (290 kJ/kg) la cantidad de la exergfa fna que puede reciclarse depende de a) el modelo de presiones de funcionamiento, b) los modos de carga y descarga, y c) la existencia de un sistema de almacenamiento de energfa fna adicional.
Para los modelos de presion de funcionamiento, se han identificado dos casos optimos: I) el aire de entrada a 0,1 MPa y el fluido de trabajo a 20,0 MPa para una temperatura de funcionamiento ~ 300k (sin anadir calor residual) y II) el aire de entrada a 0,1 MPa o 4,0 MPa y los fluidos de trabajo a 20,0 MPa para una temperatura de funcionamiento ~400 K (con reciclaje de calor residual). Tomese el caso optimizado I) por ejemplo (Pi = 0,1 Mpa, P2 = 20 MPa y T = 300 K), para una compresion ideal (dS = 0), la temperatura del aire lfquido despues de comprimirlo a 20 MPa es ~ 84 K, que es la temperatura mas baja que puede alcanzar el aire entrante. El proceso de licuefaccion necesita eliminar ~ 230 kJ/kg (calor sensible) y otros ~ 200 kJ/kg (calor latente) a la temperatura de saturacion, por ejemplo, 78 K para el aire a 1 bar. El unico trabajo que puede ahorrarse mediante un intercambiador de calor es una parte del trabajo necesario para reducir la temperatura desde la ambiental hasta ~ 84 K (esto implica normalmente la estrangulacion y compresion multietapa para una fabrica de licuefaccion). Aproximadamente un 50% de la energfa (calor latente + algo de calor sensible) para la licuefaccion de aire no puede ser extrafda por la energfa fna del intercambiador de calor. La electricidad adicional necesaria es ~ 0,2 kWh/kg de aire durante las horas de descarga si se supone una tasa industrial de 0,4 kWh/kg.
Para el caso optimizado II) en el que se utiliza el calor residual, el analisis sera el mismo que el anterior para el aire entrante a 0,1 MPa (Pi = 0,1 MPa, P2 = 20 MPa y T = 400 K), pero diferente para la presion de aire entrante a 4 MPa (Pi = 4 MPa, P2 = 20 MPa y T = 400 K).
Puesto que la temperatura de saturacion es ~ 131 K a 4 Mpa, el aire entrante puede enfriarse directamente hasta el estado lfquido mediante un intercambiador de calor, lo que significa que no se necesita electricidad adicional para fabricar aire lfquido durante las horas de maxima demanda. Sin embargo, esto conlleva la penalizacion del trabajo de compresion necesario para que el aire alcance los 4 Mpa. Para una compresion isotermica pura, se necesitan ~ 0,328 MJ/kg, ~0,1 kWh de electricidad. El aumento de temperatura tambien es significativo: para una compresion adiabatica con una eficiencia del compresor de 0,9, el aumento de temperatura es ~ 620 K. El aumento de temperatura se reduce a 283 K y 132 K, respectivamente, para una constante variable ("poly constant") de 1,2 y 1,1. Se solicitan instalaciones de refrigeracion adicionales para que el compresor consiga una compresion casi isotermica.
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La cantidad de energfa fna reciclada tambien depende de la relacion de caudales durante los periodos de carga y descarga. La aplicacion de exergfa fna (en el proceso de liberacion de ene^a) se basa en la refrigeracion simultanea del aire entrante (en el proceso de almacenamiento de ene^a) en una unidad de licuefaccion. En principio, estos dos eventos no se dan al mismo tiempo. Para un sistema tipico de almacenamiento de energfa, la duracion del proceso de liberacion de energfa es solo de un par de horas en las horas de maxima demanda. Para mantener la seguridad y prolongar el tiempo de funcionamiento, una unidad de licuefaccion tfpica funcionara a plena carga en el momento de menor demanda y seguira funcionando a baja carga en otros momentos. Para un modelo con 8 horas de descarga y 16 horas de carga, la relacion de flujo constante es ~ 2:1. Si funciona a una carga del 50% durante las horas de maxima demanda, la relacion de caudales aumenta a 4:1. Por cada kilogramo de aire lfquido producido en las horas de maxima demanda, solo el calor sensible ~ 230 kJ/kg de aire puede ser enfriado por la evaporacion del aire lfquido para el caso de presion de funcionamiento optimizado I). Por lo tanto, no se aprovechara completamente una gran cantidad de energfa fna. Cuanto menor sea la relacion de descarga, mayor sera la cantidad de energfa fna desperdiciada. Para aprovechar completamente la energfa, podna aumentarse la carga para la licuefaccion, pero esto sena arriesgarse a consumir mas electricidad en las horas de maxima demanda.
Como alternativa, la energfa fna podna almacenarse. Durante el periodo de descarga, parte de la energfa fna podna utilizarse para preenfriar el aire entrante. Al mismo tiempo, la parte adicional de la energfa fna se almacenara en un sistema de almacenamiento de energfa termica (TES) que liberara fno durante los momentos de menor demanda para preenfriar el aire entrante. Esto podna maximizar las oportunidades de utilizar la energfa fna. El material de almacenamiento puede incluir materiales de cambio de fase, materiales de almacenamiento criogenico, y otros. El material de almacenamiento se elige basandose en su conductividad termica, calor espedfico, difusividad termica, densidad y comportamiento cinetico, etc. La tasa de absorcion y liberacion de calor esta directamente relacionada con la eficiencia energetica especialmente para los materiales de cambio de fase. El sistema de almacenamiento de energfa puede estar en forma de lecho fijo, sitios geologicos adecuados, y otros. La eficiencia de almacenamiento puede verse influida por las propiedades de los materiales de almacenamiento, la temperatura y la presion de almacenamiento, y el coeficiente de transferencia de calor entre el gas y los materiales de almacenamiento.
ANALISIS PARAMETRICO - CPS
Se ha escrito un codigo computacional en el entorno Fortran 90 para simular las influencias de diversos parametros sobre el rendimiento del sistema CPS. El codigo esta escrito para ciclos termodinamicos operados entre presiones por encima de la presion atmosferica ambiental y 38 bares (vease la figura 10a), que tambien puede utilizarse para el caso de alta presion (vease la figura 10b). Se han considerado siete parametros, incluidos:
• la presion del aire de entrada 1 (Pi),
• la temperatura ambiente (To),
• la eficiencia de la turbina (nr),
• la eficiencia del compresor (qcom),
• la eficiencia de la bomba (qp),
• el coeficiente politropico de compresion (n),
• la no isotermicidad de la expansion en la turbina.
En las simulaciones, la presion del fluido de trabajo se supone 200 bares, la temperatura del aire/agua caliente suministrada por el CPS se supone 328 K (55°C), la temperatura del aire fno para climatizacion suministrado por el CPS se supone 285 K (12°C), la temperatura del aire fno para refrigeracion de alimentos suministrado por el CPS se supone 249 K (-24°C), el coeficiente de rendimiento (COP) de la bomba de calor (Z) se supone 3,0, el COP del aire de enfriamiento para climatizacion (£1) se supone 5,0, y el COP de refrigeracion (£2) se supone 3,0.
Presion del aire de entrada 1 (P1)
Las eficiencias ideal y real del CPS se representan graficamente en la figura 29 a 14 presiones diferentes del aire de entrada 1 (Pi = 1,0 bares, 2,0 bares, 3,0 bares, 4,0 bares, 6,0 bares, 8,0 bares, 10 bares, 12 bares, 14 bares, 16 bares, 18 bares, 20 bares, 30 bares, 40 bares). La temperatura ambiente se supone 300 K, el coeficiente politropico del compresor se supone 1,2 y se consideran tres eficiencias de la turbina, el compresor y la bomba
(qr=qp=qcoM= 0,88, 0,84, 0,80).
Al examinar la figura 29, puede observarse que la eficiencia del CPS aumenta al aumentar las eficiencias de los tres componentes (turbina, compresor y bomba). La eficiencia aumenta primero al aumentar la presion del aire de entrada 1 y, a continuacion, disminuye despues de alcanzar un maximo. La eficiencia maxima resulta ser 0,793, 0,679, 0,646, 0,613 cuando qcom = 1 (ideal), 0,88, 0,84 y 0,80, respectivamente. Para un caso ideal, la eficiencia maxima del CPS se da a Pi = ~ 14 bares. La presion optima del aire de entrada 1 a la que se da el maximo disminuye al disminuir la eficiencia de los componentes, a saber, Pi = 8 bares para 0,88, ~ 6 bares para 0,84 y 0,80.
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Una alta presion del aire de entrada 1 puede producir una gran proporcion de aire Kquido y, por lo tanto, un aumento adicional de la eficiencia del CPS. Sin embargo, una alta presion del aire de entrada 1 tambien consume mas trabajo de compresion. Por lo tanto, debena seleccionarse una presion optima del aire de entrada 1 para el mejor rendimiento del CPS. Dado que la presion optima no es significativamente diferente para las tres eficiencias realistas de 0,88, 0,84 y 0,80, la presion del aire de entrada 1 se selecciona como 8 bares, y los siguientes calculos se basan en esta presion. A Pi = 8 bares, P2 = 200 bares, qT=qP=qcom= 0,88, la eficiencia energetica maxima del CPS es del 67,7%, y los rendimientos espedficos del trabajo, calor y fno del CPS son 401,9 kJ/kg, 29,4 kJ/kg, 342,8 kJ/kg, respectivamente. Puede observarse que la cantidad de fno producido por el CPS es muy grande. Por lo tanto, el CPS es especialmente adecuado para la refrigeracion de embarcaciones.
Temperatura ambiente (Tn)
La figura 30 muestra la influencia de la temperatura ambiente sobre la eficiencia del CPS a Pi = 8 bares y
P2 = 200 bares para cinco temperaturas ambiente de 270 K, 280 K, 290 K, 300 K y 310 K, siendo n = 1,2 y
qT=qp=qcoM= 0,88. Cuando la temperatura ambiente es 270 K, 280 K o 290 K, no se considera necesario representar el aire fresco para climatizacion. Es evidente que la eficiencia del CPS aumenta monotonamente al aumentar la temperatura ambiente. Cuando la temperatura ambiente aumenta de 270 K a 310 K, la eficiencia del CPS se ve incrementada en un 14,9%. Debido a la utilizacion de energfa fna para climatizacion a temperaturas superiores a 290 K, hay un fuerte aumento de la eficiencia de 290 K a 300 K. Por lo tanto, se concluye que el CPS se comporta mejor en lugares con una temperatura ambiente elevada, tal como las regiones tropicales.
Eficiencia de la turbina (nT)
La figura 31 muestra la influencia de la eficiencia de la turbina sobre la eficiencia global del CPS para siete
valores de qT = 0,68, 0,72, 0,76, 0,80, 0,88, 0,92, 0,96 y 1,00, siendo qcoM=qp= 0,88, n = 1,2, To = 300 K, P2 = 200
bares, y Pi = 8 bares. La eficiencia del CPS aumenta casi linealmente al aumentar la eficiencia de la turbina. Un aumento de la eficiencia de la turbina del 1% conduce a un aumento de la eficiencia del CPS del 0,738%. Por consiguiente, la eficiencia de la turbina es un parametro clave para la eficiencia del CPS.
Eficiencia del compresor (ncoM)
En la figura 32 se ilustra el efecto de la eficiencia del compresor sobre la eficiencia del CPS. Se llevan a cabo simulaciones para siete eficiencias del compresor de 0,68, 0,72, 0,76, 0,80, 0,88, 0,92, 0,96 y 1,00, siendo Pi = 8 bares, P2 = 200 bares, To = 300 K, qT=qp= 0,88 y n = 1,2. La eficiencia del CES aumenta monotonamente al aumentar la eficiencia del compresor. Un aumento de la eficiencia del compresor del 1% conduce a un aumento de la eficiencia del CPS del 0,09%. Por lo tanto, la eficiencia del compresor no contribuye significativamente a la eficiencia del CPS. Esto se debe a que la cantidad de trabajo consumido por el compresor es pequena debido a la presion de trabajo relativamente baja del aire de entrada 1 en comparacion con la del fluido de trabajo, y el caudal relativamente bajo del aire de entrada 1 en comparacion con el del fluido de trabajo debido a que una parte considerable de la energfa fna del fluido de trabajo se utiliza para proporcionar aire fno para climatizacion y refrigeracion.
Eficiencia de la bomba (np)
En la figura 33 se ilustra el efecto de la eficiencia de la bomba sobre la eficiencia del CPS. Se realizan simulaciones sobre siete eficiencias de la bomba de 0,68, 0,72, 0,76, 0,80, 0,88, 0,92, 0,96 y 1,00 para Pi = 1 bar, P2 = 200 bares, To = 300 K, qT=qcoM= 0,88 y n = 1,2. La eficiencia del CPS aumenta monotonamente al aumentar la eficiencia de la bomba. Sin embargo, la tasa de aumento es muy pequena; un aumento de la eficiencia de la bomba del 1% solo conduce a un aumento de la eficiencia del CPS del 0,0625%. Por lo tanto, la eficiencia del CES depende escasamente de la eficiencia de la bomba.
Coeficiente politropico de compresion (n)
Se realizan simulaciones sobre siete coeficientes politropicos de 1,05, 1,10, 1,15, 1,20, 1,25, 1,30 y 1,35 para Pi = 1 bar, P2 = 200 bares, To = 300 K, qT=qcom=qp= 0,88. Los resultados se muestran en la figura 34, en la que puede observarse que la eficiencia del CPS cambia poco al aumentar el coeficiente politropico. Esto se debe a que la cantidad de trabajo consumida por el compresor es pequena, y el calor de compresion es reciclado por el aire de entrada 2.
Isotermicidad de la expansion (v)
Se simulan cinco valores de la isotermicidad del proceso de expansion en la turbina de 0,80, 0,85, 0,90, 0,95, 1,0 para Pi = 1 bar, P2 = 200 bares, To = 300 K, qT=qcom=qp= 0,88, y los resultados se muestran en la figura 35. La eficiencia del CPS aumenta casi linealmente al aumentar la isotermicidad. Un aumento de la isotermicidad del 1% da un aumento de la eficiencia del CPS del 0,72%. Por lo tanto, la isotermicidad de la expansion es un parametro clave para la eficiencia del CPS.
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anAlisis de transferencia de CALOR - CES
Los intercambiadores de calor son componentes cruciales del CES. Los intercambiadores de calor son de uso generalizado en las industrias criogenicas y de licuefaccion de aire, lo que ha llevado a establecer una base tecnologica considerable. En general, en el diseno de un intercambiador de calor se consideran los siguientes factores:
(1) requisito de transferencia de calor
(2) diferencias de temperatura o eficiencia del intercambiador
(3) dimensiones del espacio disponible
(4) necesidad de baja capacidad calorifica
(5) coste
(6) importancia de la caida de presion
(7) presion de funcionamiento.
En el siguiente analisis, se centra la atencion en la evaluacion de los requisitos de transferencia de calor, el tipo y el tamano de los intercambiadores, y las influencias de diversos factores sobre el rendimiento de los intercambiadores de calor. Se establecen los siguientes supuestos:
(1) equilibrio termodinamico entre las fases fluidas
(2) distribution uniforme del flujo dentro del intercambiador de calor
(3) flujo turbulento totalmente desarrollado
(4) pared de la carcasa adiabatica
(5) ausencia de conduction axial
(6) no hay radiation entre los fluidos caliente y frio
(7) coeficiente global de transferencia de calor constante.
Considerando un intercambiador de calor que intercambia una cantidad de calor, Q, entre un fluido caliente y uno frio, el volumen de los intercambiadores de calor puede evaluarse mediante:
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donde V representa el volumen del intercambiador de calor, S es el area de transferencia de calor, & es la relation de compacidad de los intercambiadores de calor definida como
V
q es el flujo de calor, 0 es el coeficiente global de transferencia de calor medio, y ADes la diferencia media de temperatura entre los fluidos caliente y frio. Considerando una configuration de carcasa y tubos, el coeficiente global de transferencia de calor 0 puede obtenerse mediante:
u~u, + ulf + u0
donde Ui es el coeficiente de transferencia de calor entre el fluido del lado del tubo y la pared del tubo, Uo es aquella entre el fluido de lado de la carcasa y la pared del tubo, y Uw representa la conductividad termica por la pared del tubo expresada mediante:
U = —
W g
siendo A, 5 respectivamente la conductividad termica de la pared y el espesor de la pared. Existe gran cantidad de bibliografia sobre los calculos de los coeficientes de transferencia de calor U y Uo. Para un flujo turbulento en un tubo cilmdrico liso, el coeficiente de transferencia de calor entre el fluido del lado del tubo y la pared del tubo viene dado aproximadamente por Nu = 0,023 Re0’8Pr0’4 donde Nu es el numero de Nusselt definido como
Re es el numero de Reynolds definido como
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y Pr es el numero de Prandtl proporcionado mediante
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donde p es la densidad del fluido, D es el diametro del tubo, v es la viscosidad cinematica del fluido, a es la difusividad termica del fluido y ^ es la viscosidad dinamica del fluido. Para la cafda de presion de un fluido Newtoniano en un tubo cilmdrico liso, la cafda de presion por friccion puede calcularse mediante
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donde f es el factor de friccion, u es el caudal, L es la longitud del tubo. Para un flujo turbulento en los tubos, se utiliza generalmente la ecuacion de Blasius para la estimacion de f en un amplio intervalo del numero de Reynolds:
0,079 Re0'25 ‘
Es probable que el flujo en los intercambiadores de calor en el CES de la presente invencion sea en la region de dos fases para el que un analisis completo de la cafda de presion requiere una descripcion tridimensional del flujo y transferencia de calor que implica cambios de fase. Un enfoque tecnico es calcular en primer lugar la presion con un modelo homogeneo y, a continuacion, utilizar un factor de seguridad de 3~5 en el diseno de los intercambiadores de calor.
Requisito de transferencia de calor
El sistema CES podna tener hasta cuatro intercambiadores de calor:
(1) intercambiador de calor 1 (350): para que el aire de entrada extraiga fno del fluido de trabajo (y absorba calor del aire ambiente)
(2) intercambiador de calor 2 (340): para que el calor residual sobrecaliente el fluido de trabajo
(3) intercambiador de calor 3: para que la turbina absorba calor de la atmosfera
(4) intercambiador de calor 4: para que el compresor asegure un funcionamiento isotermico.
Los requisitos de transferencia de calor espedfico para los cuatro intercambiadores de calor son, respectivamente:
Intercambiador de calor 1 Intercambiador de calor 2 Intercambiador de calor 3
Q\ ^7
Qi ~ ~ \ Q3^T9(Sm-S9)
Intercambiador de calor 4 <24 = T0(S0 — S2)
Utilizando las cuatro ecuaciones anteriores, se obtienen los requisitos de transferencia de calor espedfico en diferentes condiciones y se ilustran en la Tabla 1, donde la temperatura ambiente es 300 K y la temperatura de sobrecalentamiento es 400 K.
En la tabla 1 puede observarse que para Pi = 0,1 MPa, puesto que no se necesita un compresor, Q4 es cero. Si no hay sobrecalentamiento, Q2 es a cero. Por lo tanto, la cantidad total de requisito de transferencia de calor espedfico para un ciclo simple sin sobrecalentamiento a Pi = 0,1 MPa es 858,6 kJ/kg. El requisito de transferencia de calor espedfico maximo es 1.308,2 kJ/kg, lo que corresponde al ciclo con sobrecalentamiento a Pi = 4,0 MPa. En las siguientes secciones, los analisis se basaran en los dos conjuntos anteriores de requisitos de transferencia de calor.
Tabla 1. Requisitos de transferencia de calor espedfico en diferentes condiciones
P2 (MPa)
P1 (MPa) Sobrecalentamiento Q1 (kJ/kg) Q2 (kJ/kg) Qa (kJ/kg) Q4 (kJ/kg)
20,0
0,1 No 368,9 0,0 489,7 0,0
20,0
0,1 Sf 368,9 119,8 630,8 0,0
20,0
4,0 No 310,3 0,0 489,7 247,3
20,0
4,0 Sf 310,3 119,8 630,8 247,3
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Diseno preliminar del intercambiador de calor
Como se ha mencionado anteriormente, existe una base tecnologica considerable para los intercambiadores de calor y se dispone de gran cantidad de tipos de intercambiadores de calor para las industrias criogenica y de separation y licuefaccion de aire. Los intercambiadores de calor de carcasa y tubos, y los de placas y aletas se encuentran entre los de uso mas generalizado. Los intercambiadores de calor de carcasa y tubos se utilizan comunmente a temperaturas relativamente altas. Los intercambiadores de calor de carcasa y tubos tienen un alto coeficiente de transferencia que va desde ~ 300 W/m2K hasta ~ 3.000 W/m2K cuando la fase fluida en el lado de la carcasa y en el lado del tubo es Kquida. Una tecnica comun para mejorar el rendimiento de los intercambiadores de calor de carcasa y tubos es laminar las aletas helicoidalmente alrededor del tubo, formando asi un intercambiador de calor de tubos y aletas con el fin de aumentar la relation de compacidad y el coeficiente de transferencia de calor. Esto es especialmente eficaz cuando el fluido se encuentra en estado gaseoso en uno o ambos lados del intercambiador de calor. Ademas, la diferencia de temperatura entre los fluidos caliente y frio es relativamente alta (~ 15 K), lo que conduce a una eficiencia relativamente baja.
Los intercambiadores de calor de placas y aletas tienen la ventaja de un alto grado de compacidad, y una baja diferencia de temperatura entre los fluidos caliente y frfo. Este tipo de intercambiador de calor puede estar hecho de aleacion de aluminio, por lo que el coste de inversion es relativamente bajo. Los intercambiadores de calor de placas y aletas son adecuados para utilizarse en el campo criogenico porque la innata flexibilidad de este tipo de intercambiador de calor permite utilizar multiples fluidos en la misma unidad. Los intercambiadores de calor de placas y aletas comprenden placas planas de aleacion de aluminio separadas por aletas corrugadas. Las aletas se sueldan sobre la placa por medio de una delgada lamina de la misma aleacion que la placa con silicio anadido para que la lamina funda a bajas temperaturas y unir asi las aletas a la placa. Generalmente se prefiere el aluminio por razones economicas, pero el cobre tambien es aceptable. Debido a la gran relacion de compacidad de ~ 250 m2/m3 ~ 5.000 m2/m3, los intercambiadores de calor de placas y aletas son los intercambiadores de calor de uso mas generalizado en la industria de separacion y licuefaccion de aire, con un coeficiente de transferencia de calor ripico de ~ 30 W/m2K ~ 500 W/m2K y una diferencia de temperatura de hasta ~ 2 K ~ 6 K entre los fluidos caliente y frfo.
Otros tipos de los intercambiadores de calor que podrian utilizarse incluyen regeneradores, intercambiadores de calor de tubos en espiral, intercambiadores de calor de tubos multiples e intercambiadores de calor de tubos coaxiales.
La siguiente es una estimation del tamano de los intercambiadores de calor basandose en el rendimiento de los de tipo de placas y aletas. El coeficiente global de transferencia de calor medio O se supone 100 W/m2K; la diferencia de temperatura media entre los fluidos caliente y frfo, AD, se supone 2 K; la relacion de compacidad, &, se supone 1.000 m2/m3. La compacidad podria ser mucho mayor, por lo que la estimacion esta en el lado conservador. Los requisitos de transferencia de calor maximos, Hr, con y sin sobrecalentamiento se proporcionan, respectivamente, como 858,6 kJ/kg y 1.308,2 kJ/kg en base al calculo anterior. Se consideran en la estimacion dos casos del CES con volumenes de almacenamiento de electricidad (Ev) de 1 MWh y 500 MWh. El tiempo de funcionamiento (Or) del CES se supone 8 horas. Esto es segun el funcionamiento en horas de maxima demanda. Podrian utilizarse diferentes ciclos de servicio y no deberia repercutir mucho en la eficiencia.
Para el Caso 1 del CES con el volumen de almacenamiento de 1 MWh, el requisito de transferencia de calor sin sobrecalentamiento viene dado por:
F TJ
O = ——= 0,149MW
~ oted
donde Ed es la densidad energetica del aire Kquido (kJ/kg). El tamano total de los intercambiadores de transferencia de calor puede calcularse mediante:
V =■ -£ ^ = 0,745m3.
SUET
Para el Caso 1 con sobrecalentamiento, el requisito de transferencia de calor sera:
F H
Q = ~JL^- = 0,186MW. oted
El tamano total de los intercambiadores de transferencia de calor sera:
V = -M-= = 0,929m3.
SUET
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Para el Caso 2 del CES con un volumen de almacenamiento de 500 MWh, el requisito de transferencia de calor sin sobrecalentamiento es:
q=eihjl = 1A'51v1W'
0ted
El tamano total de los intercambiadores de calor sera:
V = - M ~ = 372,5m3.
SUM
Si se supone que el intercambiador de calor tiene forma cubica, la longitud de cada lado sera 7,19 m. Si se da un factor de seguridad de 4, la longitud de cada lado sera 11,41 m.
Para el Caso 2 del CES con el volumen de almacenamiento de 500 MWh con sobrecalentamiento, el requisito de transferencia de calor sera:
F H
Q = - v— =93,QMW.
oted
El tamano total de los intercambiadores de calor sera:
V = —Ji-= = 464,5m3.
SUM
Si se supone una forma cubica, la longitud de cada lado del intercambiador de calor sera 7,74 m. Si se da un factor de seguridad de 4, la longitud de cada lado sera 12,29 m.
Se ha descrito que la caida de presion viscosa del nitrogeno Kquido es de aproximadamente 0,05 MPa y que la caida de presion del aire de entrada es de aproximadamente 400 Pa. Si se utiliza un factor de seguridad de 4, la caida de presion del aire Kquido seria de aproximadamente 0,2 MPa que es aproximadamente un 1,0% de la presion de bombeo total, y la caida de presion del aire de entrada seria 1.600 Pa que es pequena en comparacion con la relacion de compresion.
Influencia de la diferencia de temperatura por el intercambiador de calor
Las figuras 36 y 37 muestran las eficiencias de un CES en funcion de las diferencias de temperatura entre los fluidos caliente y frio en los intercambiadores de calor para los casos con y sin sobrecalentamiento, respectivamente. Se simulan seis valores de la temperatura, 0 K, 2 K, 4 K, 6 K, 8 K, 10 K. La eficiencia del CES disminuye monotonamente con un aumento de la diferencia de temperatura. Cuando la diferencia de temperatura aumenta en 1 K, la eficiencia del CES disminuye aproximadamente un 0,37% para Pi = 0,1 MPa sin reciclaje de calor, aproximadamente un 0,25% para Pi = 0,1 MPa con reciclaje de calor, aproximadamente un 0,36% para Pi = 4,0 MPa sin reciclaje de calor, y aproximadamente un 1,33% para Pi = 4,0 MPa con reciclaje de calor, respectivamente. Por lo tanto, la diferencia de temperatura de los fluidos caliente y frio en los intercambiadores de calor desempena un papel bastante importante en el rendimiento global del CES.
La influencia de la temperatura del calor residual utilizado para el sobrecalentamiento sobre la eficiencia del CES para Pi = 0,1 MPa y Pi = 4,0 MPa se ilustra en la figura 38. Se simulan cinco valores de la temperatura, 400 K, 450 K, 500 K, 550 K, 600 K. La selection de los valores de la temperatura se realiza en base al calor residual disponible de diferentes tipos de centrales electricas. Por ejemplo, la temperatura del gas de combustion de una central electrica de turbina de gas es ~ 800 K, la temperatura del gas de combustion de una central electrica de turbina de vapor es ~ 400 K~500 K, la temperatura del calor residual procedente de una central electrica nuclear es ~ 550 K, la temperatura del calor residual procedente de un horno de cemento es ~ 700 K, y la temperatura geotermica es ~ 350 K~500 K.
La eficiencia del CES aumenta monotonamente con un aumento de la temperatura del gas de combustion que contiene el calor residual. Si la temperatura del calor residual aumenta de 400 K a 600 K, la eficiencia del CES aumenta de 0,558 a 0,749 para Pi = 0,1 MPa, y de 0,654 a 1,714 para Pi = 4,0 MPa.
Por lo tanto, hacer el mejor uso del calor residual es una forma muy eficaz de mejorar el rendimiento del CES. Adviertase que el calor residual no se contabiliza como energia de entrada, por lo tanto la eficiencia puede ser superior al 100%. Ademas, el calor residual puede proceder de fuentes geotermicas, de hornos de cemento, o de otras fuentes industriales.
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La figura 39 muestra la influencia de la temperature ambiente sobre la eficiencia del CES para Pi = 0,1 MPa y Pi = 4,0 MPa. Se simulan temperatures ambiente de 270 K, 280 K, 290 K, 300 K y 310 K. Las eficiencias del ciclo ideal para Pi = 0,1 MPa, el ciclo practico para Pi = 0,1 MPa, el ciclo ideal para Pi = 4,0 MPa, y el ciclo practico para Pi = 4,0 MPa aumentan casi linealmente al aumentar la temperature ambiente. Cuando la temperature ambiente aumenta de 270 K a 310 K, las eficiencias de los ciclos anteriormente mencionados aumentan un 9,7%, 9,1%, 10,2% y 5,5%, respectivamente. Por lo tanto, se concluye que el CES se comporta mejor en lugares con una temperatura ambiente elevada, tal como las regiones tropicales.
Disipacion de calor del tanque criogenico
La disipacion de calor (fuga) del deposito criogenico es de aproximadamente un 1% al dfa en un Dewar aislado a presion atmosferica ambiental. Si se hace un mayor esfuerzo o se utiliza la disipacion de energfa fna, la perdida de eficiencia del CES debida a la disipacion (fuga) puede ser inferior a un 1% al dfa. Esto es importante cuando se considera la duracion del ciclo de almacenamiento de energfa del CES, es decir, el aire lfquido debe ser utilizado dentro de un determinado periodo de tiempo a fin de garantizar la eficiencia global.
La Tabla 2 muestra el proceso para calcular la eficiencia del CES para varios ciclos termodinamicos.
Tabla 2
Ciclo 3 Ciclo4 Ciclo 5 Ciclo 6 Ciclo 7 Ciclo 8 Ciclo 9
Presion del aire lfquido (MPa)
20 20 20 20 20 20 20
Presion del aire de entrada (MPa)
4,0 4,0 4,0 4,0 0,1 0,1 0,1
Temperatura del fluido de trabajo en la turbina (K)
400 400 400 400 400 300 300
Relacion entre el aire de entrada y el fluido (x) (kg/kg)
0,780 0,780 0,810 0,810 1,69 1,69 1,69
Relacion entre el aire lfquido producido a partir del aire de entrada y el fluido de trabajo (xy) (Kg/kg)
0,730 0,730 0,724 0,724 0 0 0
Diferencias de temperatura del intercambiador de calor (K)
0 0 5 5 5 5 5
Eficiencia de la turbina
100% 88,0% 100% 88,0% 88,0% 88,0% 88,0%
Reduccion de la eficiencia de la turbina debido a la no isotermicidad
0 0 0 0 15,0% 15,0% 15,0%
Eficiencia de la bomba
100% 88,0% 100% 88,0% 88,0% 88,0% 88,0%
Eficiencia del compresor
100% 88,0% 100% 88,0% 88,0% 88,0% 88,0%
Reduccion de la eficiencia del compresor debido a la no isotermicidad
0 0 0 0 15,0% 15,0% 15,0%
Trabajo de expansion (kJ/kg)
615,2 541,4 607,5 534,6 455,6 335,3 335,3
Trabajo de compresion (solo se comprimen x kg de aire de entrada) (kJ)
247,2 280,9 256,7 291,7 0 0 0
Trabajo de bombeo (kJ/kg)
22,4 25,5 22,4 25,5 25,5 25,5 25,5
Reciclaje de energfa fna (kJ/kg)
0 0 0 0 267,2 267,2 267,2
Trabajo neto (solo se utilizan (1-xy) kg de fluido de trabajo en un solo ciclo) (kJ)
345,6 235,0 328,4 217,4 697,3 577,0 577,0
Caudal neto del aire lfquido (basandose en 1 kg de fluido de trabajo) (kg)
0,270 0,270 0,276 0,276 1,0 1,0 1,0
Densidad energetica (Ed) (kJ/kg)
1280,0 870,3 1189,9 787,7 697,3 577,0 577,0
Energfa consumida por la licuefaccion de aire (Ec) (kJ/kg)
1.440 1.440 1.440 1.440 1.440 1.440 1.080
Eficiencia del CES (Ed/Ec)
88,9% 60,9% 82,7% 54,7% 48,4% 40,1% 53,4%
Cantidad total de exergfa (Ei) (kJ/kg)
743 743 743 743 743 743 743
Eficiencia del ciclo (Ed/Ei) (el calor residual no se incluye como energfa de entrada)
172,3% 117,1% 160,1% 106,0% 93,8% 77,7% 77,7%
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ANALISIS DE LA TRANSFERENCIA DE CALOR - CPS
Los intercambiadores de calor desempenan un papel crucial en el CPS. La transferencia de flujo y de calor en los intercambiadores de calor del CPS implica fenomenos tridimensionales, viscosos, turbulentos y de dos fases. En este analisis, se hacen las siguientes suposiciones:
(1) equilibrio termodinamico entre las fases fluidas
(2) distribucion uniforme del flujo dentro del intercambiador de calor
(3) flujo turbulento totalmente desarrollado
(4) pared de la carcasa adiabatica
(5) ausencia de conduccion axial
(6) no hay transferencia de calor por radiacion entre los fluidos caliente y frfo
(7) coeficiente global de transferencia de calor constante.
Requisito de transferencia de calor
El sistema CPS principal tiene cuatro intercambiadores de calor y la turbina utiliza un intercambiador de calor adicional para la expansion isotermica (vease la figura 4):
(1) intercambiador de calor 1 (540): para que el aire de entrada 1 extraiga frio del fluido de trabajo para condensar el aire de entrada 1
(2) intercambiador de calor 2 (535): para que el aire de entrada 1 y 4 extraiga frio del fluido de trabajo
(3) intercambiador de calor 3 (530): para que el aire de entrada 1, 3 y 4 extraiga frio del fluido de trabajo
(4) intercambiador de calor 4 (525): para que el aire de entrada 1 y 2 absorba calor de compresion
(5) intercambiador de calor 5: para que la turbina absorba calor de la atmosfera.
Los requisitos de transferencia de calor espedfico para los cinco intercambiadores de calor son, respectivamente:
Intercambiador de calor 1 Q\~ xii^6 ~ ^7)
Intercambiador de calor 2 Qi — x\ (h5, — h6 ) + XA (hm ~h]X)
Intercambiador de calor 3 Qj,~x\ (As ~ h5,) + X2(/?0 — hl0) + x4(h0 — hVj) Intercambiador de calor 4 Q4 ~ X\ {hA — h5)
Intercambiador de calor 5 Q$ — T0 (SQ — tS3)
Utilizando las ecuaciones anteriores, los requisitos de transferencia de calor espedfico para Qi a Q5 son 47,9 kJ/kg, 165,9 kJ/kg, 225,4 kJ/kg, 57,8 kJ/kg y 597,7 kJ/kg, respectivamente, donde la temperatura ambiente es 300 K. Por lo tanto, el requisito de transferencia de calor espedfico maximo de todo el sistema CPS es
1.102,0 kJ/kg. En las siguientes secciones, los analisis se basaran en este valor de requisitos de transferencia de calor.
Diseno preliminar del intercambiador de calor
La siguiente es una estimacion del tamano de los intercambiadores de calor basandose en el rendimiento de los de tipo de placas y aletas. El coeficiente global de transferencia de calor medio U se supone 100 W/m2K; la diferencia de temperatura media entre los fluidos caliente y frio, AD, se supone 2 K; la relacion de compacidad, se supone 1.000 m2/m3. La compacidad podria ser mucho mayor, por lo que la estimacion esta en el lado conservador. Los requisitos de transferencia de calor maximos, Hr, se proporcionan como 1.102,0 kJ/kg en base al calculo anterior. Para un CPS con una salida de trabajo de 1 kW, el requisito de transferencia de calor viene dado por:
I % TT
q =-----------------— = 2,184icfF
Wr*Ee
donde Wr y Ee son el trabajo espedfico maximo del aire Kquido y la eficiencia energetica del CPS, respectivamente.
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El tamano del intercambiador de calor para una salida de trabajo de 1 kW puede calcularse mediante:
V = - -=8-^= = 0,011 m1 2 3.
&UAT
Si se da un factor de seguridad de 4, el tamano del intercambiador de calor para una unidad de salida de trabajo sena 0,044 m3.
Se ha descrito que la cafda de presion viscosa del nitrogeno Kquido es aproximadamente 0,5 bares y la cafda de presion del aire de entrada era de aproximadamente 400 Pa. Si se utiliza un factor de seguridad de 4, la cafda de presion del aire lfquido sena de aproximadamente 2 bares, que es aproximadamente un 1,0% de la presion de bombeo total (200 bares), y la cafda de presion del aire de entrada sena 1.600 Pa (0,016 bares), que es muy pequena en comparacion con la relacion de compresion (~ 0,2% de 8 bares).
Influencia de la diferencia de temperatura por el intercambiador de calor
La figura 40 muestra la eficiencia de un CPS en funcion de la diferencia de temperatura entre los fluidos caliente y frio en los intercambiadores de calor. Se simulan seis valores de la temperatura, 0 K, 2 K, 4 K, 6 K, 8 K, 10 K. La eficiencia del CES disminuye monotonamente con un aumento de la diferencia de temperatura. Cuando la diferencia de temperatura aumenta en 1 K, la eficiencia del CES disminuye aproximadamente un 0,4%. Por lo tanto, la diferencia de temperatura de los fluidos caliente y frio en los intercambiadores de calor desempena un papel bastante importante en el rendimiento global del CPS.
Disipacion de calor del tanque criogenico
La tasa de disipacion de calor (fuga) del tanque criogenico es de aproximadamente un 1% al dfa en un Dewar aislado a la presion atmosferica ambiental. Si se hace un mayor esfuerzo o se utiliza la disipacion de energfa fria, por ejemplo para climatizacion, la perdida de eficiencia del CPS debida a la disipacion (fuga) puede ser inferior a un 1% al dfa. En la figura 41 se muestra la eficiencia de la disipacion de calor en funcion del tiempo para cuatro tasas de disipacion del 1%, 0,75%, 0,50%, 0,25% al dfa. La eficiencia de la disipacion de calor Edis se define como
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donde Mideai se refiere a la cantidad total de masa de aire lfquido sin disipacion, y Mac es la cantidad total real de la masa de aire Kquido con la disipacion. Puede observarse que la eficiencia de la disipacion de calor disminuye al aumentar el tiempo y la tasa de disipacion. Esto indica que el funcionamiento del CPS debe estar dentro de un determinado periodo de tiempo con el fin de garantizar una buena eficiencia global. Es esencial para reducir la disipacion de calor especialmente para un viaje largo. Para una tasa de disipacion de aproximadamente un 0,5% al dfa, la perdida total durante un periodo de 30 dfas es ~ 7,5%.
EJEMPLO DE UN SISTEMA CES A ESCALA DE LABORATORIO
En la figura 42 se ilustra esquematicamente un sistema CES a escala de laboratorio ejemplar con una capacidad de 100 kWh. Esto representa un sistema a una escala mucho menor que el tamano probable de las unidades comerciales y esta disenado para ensayar los parametros de funcionamiento y optimizar el rendimiento del sistema. Un sistema CES a tamano real puede contener componentes adicionales que no estan incluidos en el sistema a escala de laboratorio. El sistema tiene una potencia de salida de 12,5 kW y un tiempo de descarga de 8 horas. La potencia de salida tambien podna ser adecuada para las necesidades de energfa de multiples hogares en una configuracion de microgeneracion. Se elige el tiempo de descarga de 8 horas (100 kWh almacenados) porque es casi la duracion de descarga maxima necesaria para las aplicaciones de almacenamiento de energfa sugeridas por organismos tales como los laboratorios Sandia.
El sistema experimental consiste en 8 componentes principales, un tanque criogenico 600, una bomba 610, un intercambiador de calor 620, una turbina 630, una caja de transmision 640, un soplante 650, un secador 660 y una valvula de tres vfas 670. El sistema funciona de la siguiente manera:
1) Se suministra aire lfquido (fluido de trabajo) procedente de una planta criogenica o de un deposito de almacenamiento al tanque criogenico 600.
2) El fluido de trabajo se bombea y se calienta antes de entrar en la turbina 630, donde se expande para producir energfa para accionar el soplante 650. El soplante 650 tiene dos funciones, una es proporcionar el aire de entrada para recuperar la energfa fria a traves del intercambiador de calor 620, y la otra es proporcionar una carga a la turbina 630 (que hace de generador).
3) Una pequena fraccion del aire procedente del soplante 650 (aire de entrada) se introduce en el intercambiador de calor 620 mediante la valvula de tres vfas 670 y el secador 660.
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4) No se produce aire Kquido en el sistema a escala de laboratorio para reducir el coste de inversion. Sin embargo, esto no influye en la evaluacion del rendimiento del CES, ya que los datos medidos son suficientes para tal fin.
Analisis termodinamicos
En la figura 43 se muestra el ciclo termodinamico del sistema CES a escala de laboratorio. Suponiendo que To, ho y So indican respectivamente la temperatura ambiente, la entalpia y la entropia, a continuacion se proporcionan los procesos y su calor, trabajo y exergia:
1) 1-2: Bombeo del fluido de trabajo: el fluido de trabajo (aire liquido) del tanque criogenico se bombea desde la presion atmosferica ambiental Po hasta P2. El trabajo espedfico realizado sobre el aire Kquido es:
Wx_2 = V1(A-P0) = -(-2 --^) .
' P/
El trabajo anterior tambien puede expresarse mediante la diferencia de enta^a entre el estado 2 y el estado 1: W1-2 = h2- hi. La exe^a fria total (disponibilidad de trabajo maxima) del fluido de trabajo en el estado 1 es:
Exi = To(So-Si) - (ho-hi).
2) 2-3: Calentamiento isobarico del fluido de trabajo: el fluido de trabajo es calentado por el aire de entrada desde T2 hasta T3. El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero: W2-3 = 0. El calor espedfico absorbido del aire de entrada es: Q2-3 = h3 - h2. La exergia liberada en el proceso 2-3 es: EX2-3 = To(S3 - S2) - (h3 - h2).
3) 3-4: Expansion del fluido de trabajo: el fluido de trabajo con una alta presion se expande en la turbina para suministrar trabajo. Si se considera un proceso isotermico ideal, el trabajo espedfico realizado en el proceso es: W3-o = To(So - S3) - (ho - h3). El calor espedfico absorbido del entorno en un proceso isotermico ideal es: Q3-o = To(So - S3). Si la expansion del fluido de trabajo es adiabatica, el trabajo ideal espedfico Wad sera:
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y no hay absorcion de calor en el proceso: Qad = 0. Sin embargo, se espera que el trabajo real se encuentre en el intervalo entre W3-o y Wad. Suele utilizarse como mdice un factor denominado isotermicidad, y, que se define como la relacion entre el trabajo real y el trabajo isotermico:
imagen46
Por lo tanto, el trabajo real W3-4 puede expresarse como: W3-4 = yW3-o = Y[To(So - S3) - (ho - h3)].
4) 6-7: Extraccion de energia fria del fluido de trabajo por el aire de entrada isobaricamente: la energia fria del fluido de trabajo es extraida por el aire de entrada isobaricamente a traves del intercambiador de calor. El trabajo espedfico realizado en este proceso es cero: We-7 = 0. La energia fria del fluido de trabajo en el proceso 6-7 es: Qe-7 = he - h7. La exergia obtenida por el aire de entrada durante el proceso viene dada por: Exe-7 = Te(Se - S7) - (he - h7). A partir del anterior analisis, la salida de trabajo neto ideal espedfico del ciclo deberia ser:
F
rr~ = *s-A-wwl+-*"Ext_1
Fi
=yr„(5, - 5,) - ft - h,) - (h, - h,)+5-. [r6(- Si) _ (ft6 - ^>1
Fl
donde F1 y F2 son, respectivamente, los caudales del fluido de trabajo y del aire de entrada, respectivamente.
Por lo tanto, la eficiencia del sistema experimental CES a escala de laboratorio puede expresarse mediante:
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donde Exi es la exergia fria total contenida en el fluido de trabajo. En el sistema experimental real, se necesita determinada cantidad de trabajo para bombear el aire de entrada a "traves del intercambiador de calor; por lo tanto, el trabajo del proceso 6-7 no es cero. La salida de trabajo neto espedfico real deberia ser:
+ §- £x,_, - §.
is
=Tft ($> - S3) - {K - h)-i\- Ih)+£ • [r6 (S6 - S7) - (h6 - *,)]-£. • w6_7
E
E
Por lo tanto, la eficiencia del sistema CES a escala de laboratorio se convierte en:
imagen48
Tecnicas de medicion y procesamiento de datos
En la figura 42 se muestra esquematicamente un sistema de medicion adecuado. Hay 20 canales de medicion, 7 de ellos para los termopares, 7 para los transductores de presion, 2 para los caudales, 1 para la tension electrica, 1 para la corriente electrica, y 1 para el par/velocidad. Hay un sistema de adquisicion de datos unido a un ordenador para la adquisicion, el almacenamiento y el procesamiento de datos. Los canales de medicion comprenden:
(1) T1: temperatura del fluido de trabajo a la entrada de la bomba 610.
(2) T2: temperatura del fluido de trabajo a la salida de la bomba 610/la entrada del intercambiador de calor 620.
(3) T3: temperatura del fluido de trabajo a la salida del intercambiador de calor 620/entrada de la turbina 630.
(4) T4: temperatura del fluido de trabajo a la salida de la turbina 630.
(5) T5: temperatura del aire a la entrada del soplante 650 (temperatura ambiente).
(6) T6: temperatura del aire de entrada a la entrada del intercambiador de calor 620.
(7) T7: temperatura del aire de entrada a la salida del intercambiador de calor 620.
(8) P1: presion estatica del fluido de trabajo a la entrada de la bomba 610.
(9) P2: presion estatica del fluido de trabajo a la salida de la bomba 610/entrada del intercambiador de calor 620.
(10) P3: presion total del fluido de trabajo a la salida del intercambiador de calor 620/entrada de la turbina 630.
(11) P4: presion total del fluido de trabajo a la salida de la turbina 630.
(12) P5: presion total del aire a la entrada del soplante 650 (presion atmosferica ambiental).
(13) P6: presion estatica del aire de entrada a la entrada del intercambiador de calor 620.
(14) P7: presion estatica del aire de entrada a la salida del intercambiador de calor 620.
(15) F1: caudal del fluido de trabajo suministrado por la bomba 610.
(16) F2: caudal del aire de entrada a traves del intercambiador de calor 620.
(17) V1: tension electrica de la bomba 610.
(18) C1: corriente electrica de la bomba 610.
(19) w1: velocidad de rotation de la turbina 630.
(20) M1: par de salida de la turbina 630.
A partir de los analisis termodinamicos anteriores, puede observarse que se necesitan siete variables para obtener la eficiencia real del sistema experimental a escala de laboratorio, incluidas W3-4, W1-2, Exe-7, WBiower, Exi, Fi y F2. Las metodologias para obtener estos parametros son:
(1) W3-4: salida de trabajo real de la turbina: hay un medidor de par/velocidad directamente conectado al eje de la turbina 630, y el soplante 650 se utiliza como carga. La salida de trabajo de la turbina 630 se obtiene multiplicando el par (M1) y la velocidad (W1) medidos: W3-4 = Mrw1.
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(2) Wi-2. trabajo consumido por la bomba: en el sistema experimental, la bomba 610 es accionada por un motor. Por lo tanto, el trabajo real consumido por la bomba 6l0 puede obtenerse midiendo la tension electrica (Vi) y la corriente (C1) del motor: W1-2 = Vi • Ci. El resultado de W1-2 representa las eficiencias de la bomba y del motor 610.
(3) EX6-7: exergia fna reciclada por el aire de entrada: La exe^a fna recuperada por el aire de entrada puede calcularse mediante: Exe-7 = Te(Se - S7) - (he - hi). Para obtener las entrcpas y las entalpfas del aire de entrada, es decir, Se, Si, he y h7, se utilizan dos termopares y dos transductores de presion en el sistema experimental a la entrada y la salida del intercambiador de calor 620, respectivamente. Utilizando los datos medidos de T6, T7, P6 y P7, pueden encontrarse las entropfas y las enta^as del aire de entrada a partir de las tablas de datos termodinamicos para el aire.
(4) W6-7: trabajo necesario para bombear el aire de entrada: el trabajo espedfico consumido para bombear el aire de entrada se calcula mediante la diferencia de presion entre la entrada y la salida del intercambiador de calor 620: We-i = Pi - Pe.
(5) F1: caudal de fluido de trabajo: el caudal del fluido de trabajo se mide con el caudalfmetro instalado a la entrada de la bomba 610.
(6) F2: caudal del aire de entrada: El caudal del aire de entrada se mide con el caudalfmetro instalado a la salida del intercambiador de calor 620.
(7) Exi. exergfa fna total contenida en fluido de trabajo: la exergfa fna total recuperada del fluido de trabajo se calcula mediante: Exi = To(So - Si) - (ho - hi). Para obtener las entropfas y las entalpfas del fluido de trabajo, es decir, S0, Si, h0 y hi, hay dos termopares y dos transductores de presion instalados a la entrada y a la salida del intercambiador de calor 620, respectivamente. Utilizando los datos de T5, Ti, P5 y Pi, pueden obtenerse las entropfas y las entalpfas del fluido de trabajo haciendo referencia a las tablas de datos termodinamicos para el aire.
Los parametros relacionados con los componentes individuales que pueden obtenerse a partir del CES experimental incluyen:
(1) Tanque criogenico
a. El volumen de aire lfquido puede obtenerse a partir de un indicador de nivel; la disipacion de calor puede calcularse a partir de la diferencia de volumen durante un periodo de tiempo conocido.
b. La temperatura a la salida del tanque criogenico 600 (Ti).
c. La presion a la salida del tanque criogenico 600 (Pi). d) El caudal del fluido de trabajo (Fi)
(2) Bomba
a. El caudal de la bomba 6i0 (Fi)
b. La temperatura a la entrada (Ti) y a la salida (T2) de la bomba 6i0
c. La presion a la entrada (Pi) y a la salida (P2) de la bomba 6i0
d. La eficiencia de la bomba 6i0:
P v}.c,
(3) Intercambiador de calor
a. La temperatura del fluido de trabajo a la entrada (T2) y a la salida (T3) del intercambiador de calor 620.
b. La presion del fluido de trabajo a la entrada (P2) y a la salida (P3) del intercambiador de calor 620.
c. La temperatura del aire de entrada a la entrada (T6) y a la salida (T7) del intercambiador de calor 620.
d. La presion del aire de entrada a la entrada (P6) y a la salida (P7) del intercambiador de calor 620.
e. El caudal del fluido de trabajo (Fi).
f. El caudal del aire de entrada (F2).
g. Las diferencias de temperatura del fluido de trabajo y el aire de entrada entre la entrada y la salida del intercambiador de calor 620: (T7-T2) y (T6-T3).
h. Las diferencias de presion del fluido de trabajo y el aire de entrada entre la entrada y la salida del intercambiador de calor 620: (P7-P2) y (P6-P3).
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(4) Turbina
a. La temperatura del fluido de trabajo a la entrada (T3) y a la salida (T4) de la turbina 630.
b. La presion del fluido de trabajo a la entrada (P3) y a la salida (P4) de la turbina 630.
c. El par de salida (Mi) y la velocidad de rotacion (wi) de la turbina 630.
d. La eficiencia de la turbina 630 calculada mediante:
M, •©,
ru =-------1-----1—
F^(P3-P4)
e. La isotermicidad de la expansion en la turbina 630 calculada mediante:
M, •(£>,
" T0(S,-S3)-(h,~h,)
(5) Soplante
a. La temperatura de aire a la entrada (T5) y a la salida (T6) del soplante 650.
b. La presion de aire a la entrada (P5) y a la salida (P6) del soplante 650.
c. El par de entrada (M1) y la velocidad de rotacion (w1) del soplante 650 (accionado por la turbina 630).
Analisis termodinamico detallado de los componentes del CES a escala de laboratorio
(1) Tanque criogenico: el caudal del combustible (aire Kquido) puede calcularse mediante:
71 •Ed *p,
donde Fi, Po, n, Ed y pi son el caudal del aire Kquido, la potencia del sistema, la eficiencia de la turbina 630, la densidad energetica del aire Kquido y la densidad del aire Kquido, respectivamente. El volumen del tanque de combustible 600 viene dado por:
imagen49
donde Sf, Vi, Ot, Edis son, respectivamente, el factor de seguridad, el volumen del aire Kquido, el tiempo de funcionamiento y la eficiencia de la disipacion de calor del tanque. Si se supone un tanque cubico, la longitud de cada lado, d, es:
imagen50
Si la presion de trabajo del fluido de trabajo es 20 MPa, la temperatura ambiente es 300 K, la densidad energetica espedfica ideal del aire Kquido es ~ 455 kJ/kg, la densidad del aire liquido a la presion atmosferica ambiental es ~ 876 kg/m3, la eficiencia de la turbina 630 es 0,8 y la potencia total del sistema experimental a escala de laboratorio es 12,5 kW, el caudal del aire liquido es:
P 12 5
F. --------2-----=------—------= 141,0///z.
T| • ED * pi 0,8*455 *876
Si se considera un factor de seguridad de 1,3 y la eficiencia de la disipacion de calor se supone 0,95, el volumen del tanque criogenico 600 para una capacidad total de 100 kWh es:
imagen51
Si se supone un tanque cubico, la longitud de cada lado es 1,14 m. Debido a la transferencia de calor, el aire Kquido se evapora en el tanque criogenico 600 y la presion del aire Kquido a la salida del tanque 600 (entrada de la bomba 610) es superior a la presion atmosferica ambiental, lo que conduce a una disminucion del trabajo consumido por la bomba 610. Dado que la autopresurizacion del tanque criogenico 600 es inevitable, se incluye una valvula de seguridad para aliviar la presion una vez que se supera un determinado nivel. Es posible controlar la presion del tanque mediante sistemas alternativos a una valvula de seguridad.
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(2) Bomba: Los parametros clave asociados con la bomba incluyen el caudal del fluido de trabajo, la presion de entrada, la presion de salida, la temperatura de trabajo y el consumo energetico. El caudal de la bomba es el mismo que para el tanque criogenico: Fi = 141,0 l/h. La presion de entrada del aire lfquido viene determinada por la presion de salida del tanque criogenico. Como en el sistema a escala de laboratorio se utiliza una valvula de seguridad, no puede determinarse a priori la presion del tanque. Sin embargo, la bomba de criogeno puede trabajar en un determinado intervalo de presiones de entrada a una presion de salida determinada. Por lo tanto, la presion de entrada de la bomba se supone Pi = 0,1 MPa ~ 3,0 MPa. La presion de salida de la bomba de criogeno es igual a la presion de trabajo del fluido de trabajo que se da como 20 MPa. Por lo tanto, P2 = 20 MPa. La bomba de criogeno debena trabajar en la temperatura normal de laboratorio. Por lo tanto, la temperatura de trabajo se selecciona como 0°C~40°C. La temperatura del fluido de trabajo a la entrada de la bomba es aproximadamente el punto de ebullicion del aire lfquido (-196°C). Se espera que la temperatura del fluido de trabajo a la salida de la bomba sea ~-192°C despues de un proceso de presurizacion adiabatico. La potencia consumida por la bomba viene determinada por su eficiencia dada la presion de salida y el caudal. Si la eficiencia de la bomba se supone 0,8, el requisito de potencia de la bomba es:
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Si se utiliza un factor de seguridad de 1,5 para el motor de la bomba de criogeno, la potencia del motor sera 1,5 kW.
(3) Intercambiador de calor: Los parametros clave asociados con el intercambiador de calor incluyen la presiones de trabajo, los caudales y las cafdas de presion del fluido de trabajo y del aire de entrada, y las temperaturas del fluido de trabajo y del aire de entrada a la entrada y a la salida del intercambiador de calor. La presion de trabajo del fluido de trabajo es aproximadamente igual a la presion de salida de la bomba: P2 = 20 MPa. La presion de trabajo del aire de entrada debena ser cercana a la presion atmosferica ambiental para minimizar el trabajo consumido por el soplante: P7 = Po. La presion de entrada del aire de entrada es aproximadamente igual a la cafda de presion por el intercambiador de calor: Pe = Pioss + P7. El caudal del fluido de trabajo se ha proporcionado anteriormente: Fi = 141,0 l/h = (123 kg/h). El caudal del aire de entrada se ve influido por el rendimiento del intercambiador de calor. Se obtiene un valor aproximado mediante calculo termodinamico como F2 = 206,0 kg/h. La cafda de presion del fluido de trabajo por el intercambiador de calor depende del diseno tecnico del intercambiador de calor. Sin embargo, se estima que es del orden de ~ 1.000 Pa. La cafda de presion del aire de entrada por el intercambiador de calor tambien depende del diseno. Tambien se estima que es ~ 1.000 Pa. La temperatura del fluido de trabajo a la entrada del intercambiador de calor es aproximadamente igual a la de la salida de la bomba si se desprecia la perdida de calor de los tubos/juntas/valvulas, etc., es decir, T2 = -192°C. La temperatura del fluido de trabajo a la salida del intercambiador de calor depende del rendimiento del intercambiador de calor; se estima que es cercana a la temperatura ambiente con una diferencia de temperatura asumida (es decir, 5°C), es decir, T3 = 22°C. La temperatura del aire de entrada a la entrada del intercambiador de calor es aproximadamente la temperatura ambiente. La temperatura del aire de entrada a la salida del intercambiador de calor tambien depende del rendimiento del intercambiador de calor, pero se estima que es cercana a la temperatura del fluido de trabajo a la entrada del intercambiador de calor (~ -192°C).
(4) Turbina: al analizar el rendimiento de la turbina se considera un proceso de expansion adiabatica multietapa con calentamiento intermedio. La presion del fluido de trabajo a la entrada de la turbina se ha proporcionado anteriormente como P3 = 20 MPa. La temperatura del fluido de trabajo a la entrada de la turbina debena ser cercana a la temperatura ambiente despues de haber sido calentado por el intercambiador de calor. Si se considera una diferencia de temperatura de 5°C (por debajo de la ambiental), la temperatura del fluido de trabajo a la entrada de la turbina es de 22°C (suponiendo una temperatura ambiente de 300 K): T3 = 22°C. El numero de etapas es un parametro clave de la turbina; que haya mas etapas supone un funcionamiento mas cercano al isotermico y, por tanto, mas salida de trabajo (vease la figura 44). Sin embargo, que haya mas etapas tambien supone mayor complejidad mecanica, alta perdida de presion y un coste elevado. Se necesita un equilibrio entre ambas situaciones. La construccion de la figura 44 se basa en los siguientes supuestos:
Caso ideal: la presion del fluido de trabajo a la entrada de la turbina es de 20 MPa, la eficiencia de la turbina
es del 100%, y la temperatura del fluido de trabajo a la entrada de cada etapa es de 27°C.
Caso practico: La presion del fluido de trabajo a la entrada de la turbina es de 20 MPa, la eficiencia de la
turbina es del 89%, y la temperatura del fluido de trabajo a la entrada de cada etapa es de 22°C.
Las salidas de trabajo ideal y practica de la turbina aumentan al aumentar el numero de etapas y se estabilizan entre las 4 y 8 etapas. El numero total de etapas tambien esta limitado por la relacion de expansion maxima de la turbina, que es normalmente inferior a 3,0. La figura 45 muestra la relacion de expansion de cada etapa en funcion del numero de etapas de la turbina. Puede observarse que la relacion de expansion es superior a 3 si el numero de etapas es inferior a 4. En consecuencia, el numero de las etapas de la turbina debena ser superior a 4. Por consiguiente, el numero de etapas debena estar entre 4 y 8.
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La presion del fluido de trabajo a la salida es generalmente un poco mayor que la presion atmosferica ambiental para garantizar que el fluido de trabajo fluye suavemente. La presion del fluido de trabajo a la salida suele seleccionarse como ~ 0,13 MPa. Si el numero de etapas es 6 y la temperatura del fluido de trabajo a la entrada es de 22°C, la temperatura del fluido de trabajo a la salida es de aproximadamente -44°C. El aire a tal temperatura puede reciclarse para la produccion de aire lfquido en los grandes sistemas CES. Tambien podna utilizarse para la congelacion industrial y la climatizacion en verano. El caudal del fluido de trabajo es igual al caudal de la bomba: 123 kg/h (141 l/hr). Debido al bajo caudal y la alta presion del fluido de trabajo, el tamano de la primera etapa de la turbina sera de varios milfmetros, que se clasifica como microturbina.
(5) Soplante: Los parametros clave asociados con el soplante son la presion, el caudal, la potencia y la eficiencia. La potencia nominal debena ser aproximadamente igual al salida de trabajo de la turbina (~ 12,5 kW), y la presion debena ser superior a la cafda de presion del aire de entrada por el intercambiador de calor.
Seleccion de componentes adecuados
La siguiente seleccion de componentes se basa en el anterior analisis detallado.
(1) Tanque criogenico: el producto n° C404C1 (modelo ZCF-2000/16) de Si-Chuan Air Separation Plant (Group) Co. Ltd es un tanque criogenico de tipo vertical adecuado con una estructura de doble pared y aislamiento pulverulento por vado; para un diagrama esquematico vease la figura 46. Este tanque criogenico tiene los siguientes parametros:
• Capacidad = 2.000 litros
• Presion de trabajo maxima = 1,6 MPa
• Peso del tanque vado = 2.282 kg
• Dimensiones (Dia x H) = 1.712 mm x 3.450 mm
• Evaporacion diaria (porcentaje de aire lfquido evaporado al dfa a 20°C y 0,1 MPa) = < 0,96%.
(2) Bomba: para el sistema experimental CES a escala de laboratorio se recomienda una bomba de piston para lfquidos criogenicos y resulta adecuado el producto n° B228 de Cryogenic Machinery Corporation (una empresa de Si-Chuan Air Separation Plant (Group) Co. Ltd). Esta bomba tiene un impulsor con aislamiento por alto vado, lo que puede reducir la perdida por vaporizacion y la presion de aspiracion de la bomba. El segmento de piston y el anillo de llenado de la bomba utilizan material criogenico no metalico que posee buena plasticidad y capacidad lubricante. El uso de un lubricante especial garantiza que la bomba pueda funcionar para combustibles o incluso lfquidos explosivos tales como el oxfgeno lfquido. La estructura interna de la bomba se muestra en la figura 47. Esta bomba criogenica tiene los siguientes parametros:
• Fluido de trabajo = oxfgeno/ nitrogeno/argon/aire lfquido
• Presion de entrada = 0,05 MPa ~ 1,5 MPa
• Presion de salida = 20 MPa ~ 35 MPa
• Caudal = 50 l/h ~ 150 l/h
• Potencia = 3,0 kW
• Temperatura de trabajo = -10°C ~ 40°C
• Peso = ~ 150 kg.
(3) Intercambiador de calor: el intercambiador de calor funciona a una alta presion de ~ 20 MPa y entre una diferencia de temperaturas muy grande (-196°C ~ 27°C). El caudal del fluido de trabajo es 123 kg/h. No se han encontrado productos existentes que sean adecuados para tal fin. Por lo tanto, se necesita un intercambiador de calor especialmente disenado y fabricado. Tal intercambiador de calor podna ser una estructura de tubos y aletas encerrada en una carcasa con los siguientes parametros: •
• Fluido de trabajo = aire lfquido
• Fluido de calentamiento = aire ambiente
• Presion del fluido de trabajo (fno) = 20 MPa
• Presion del fluido de calentamiento = 0,1 MPa
• Caudal del fluido de trabajo = 123 kg/h
• Caudal del fluido de calentamiento = ~ 206 kg/h
• Perdida de presion del fluido de trabajo = < 500 Pa
• Perdida de presion del fluido de calentamiento = < 1.000 Pa
• Temperatura de trabajo = -10 °C ~ 40°C
• Material de los tubos = acero inoxidable 304
• Material de las aletas y la carcasa = aleacion de aluminio/acero inoxidable
• Dimensiones (longitud/anchura/altura) = 2,5 m/2,2 m/0,8 m
• Peso = ~ 1.200 kg.
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(4) Turbina: el rendimiento de la turbina desempena un papel dominante en el rendimiento de todo el sistema a escala de laboratorio. La salida de trabajo de una turbina se utiliza normalmente para accionar un motor, un compresor, un ventilador, o grupo electrogeno. Como la presion de entrada de la turbina propuesta es alta (~ 20 MPa) y el caudal del fluido de trabajo es bajo (~ 123 kg/h), la turbina tiene que ser una microturbina con un diametro de varios milfmetros. La figura 48 muestra un diagrama esquematico de una turbina adecuada. Sin embargo, no se han encontrado turbinas existentes que sean compatibles con el sistema a escala de laboratorio propuesto. Por lo tanto, se necesita una turbina especialmente disenada y fabricada.
(5) Soplante: el soplante debena poder suministrar una presion total que supere la cafda de presion del aire de entrada. Como el soplante tambien hace de a carga de la turbina, debe especificarse a una potencia total aproximadamente igual al salida de trabajo de la turbina (~ 12,5 kW). Resulta adecuado un soplante tal como el GXF-C de flujo mixto de Beijing Dangdai Fan Company (codigo de producto n°6.5-C). Este soplante tiene los siguientes parametros:
• Fluido de trabajo = aire
• Presion Total = 1.162 Pa
• Caudal = 24.105 m3/h
• Velocidad de rotacion = 2.900 rpm
• Ruido = 83 dB(A)
• Potencia = 15 kW
• Dimensiones (longitud/anchura/altura) = 0,845 m/0,751 m/0,800 m
• Peso = 234 kg
(6) Otros componentes: como la velocidad de rotacion de la turbina es normalmente muy alta (decenas de miles de rpm), mientras que la velocidad de rotacion del soplante propuesto es baja (2.900 rpm), se necesita un sistema de transmision para el sistema experimental CES a pequena escala. Ademas, para evitar la congelacion del agua (procedente del aire de entrada) en la pared del intercambiador de calor, se necesita un secador para deshumidificar el aire de entrada antes de que entre en el intercambiador de calor.
Componente de integracion: aire lfquido procedente de una planta criogenica es transportado al laboratorio por un camion criogenico y alimentado al tanque criogenico C404C1: la bomba de piston para lfquidos criogenicos B228 presuriza el aire lfquido y proporciona energfa cinetica para que el fluido de trabajo fluya a traves del intercambiador de calor. El fluido de trabajo es calentado en el intercambiador de calor por el aire de entrada proporcionado por el soplante GXF-C-6.5C, que tambien hace de carga de la microturbina en la que el fluido de trabajo se expande para proporcionar la energfa del soplante. Solo una fraccion del aire procedente del soplante se utiliza como aire de entrada.
COMPARACIONES TECNOLOGICA Y ECONOMICA DEL CES CON OTROS SISTEMAS DE ALMACENAMIENTO
A continuacion, se evaluaran y compararan con el CES los sistemas de almacenamiento de energfa que existen en la actualidad. Los datos del CES se calculan basandose en un volumen de almacenamiento de 500 MWh y un tiempo de descarga de 8 horas. Los datos para otros sistemas de almacenamiento de energfa se recogen principalmente de J. Kondoh et al. "Electrical energy storage systems for energy networks" (2000, Energy Conversion & Management, vol. 41, 1863-1874), P. Denholm et al. “Life cycle energy requirements and greenhouse gas emissions from large scale energy storage systems" (2004, Energy Conversion and Management, vol. 45, 21532172), y F.R. Mclarnon et al. "Energy storage" (1989, Annual Review of Energy, vol. 14, 241-271).
Potencia de salida y duracion de la salida: La relacion entre la potencia de salida y la duracion de la salida de los sistemas de almacenamiento se muestra en la figura 49. Cada sistema de almacenamiento tiene un intervalo adecuado, y pueden clasificarse en dos tipos: de tipo de nivelacion de la carga diaria y de tipo de mejora de la calidad de la energfa electrica.
El sistema de almacenamiento por bombeo de agua, el CAES, las batenas y el CES son adecuados para nivelar la fluctuacion de la carga diaria. El iman superconductor y el volante de inercia con cojinete convencional tienen una respuesta rapida y, por lo tanto, pueden utilizarse para la cafda de tension instantanea, la reduccion del parpadeo y UPS de corta duracion.
Otros sistemas tales como el volante de inercia con cojinete de levitacion, el condensador de doble capa y el supercondensador redox son prometedores para el almacenamiento de energfa de pequena capacidad y corta duracion de salida (menos de 1 hora).
La potencia de salida y duracion de la salida del CES es mejor que las batenas, competitiva con respecto al CAES y ligeramente inferior a la del sistema de almacenamiento por bombeo de agua. Sin embargo, tal como se ha analizado anteriormente, el sistema de almacenamiento por bombeo de agua requiere una ubicacion geografica
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especial. Ademas, como se analizara mas adelante, el sistema de almacenamiento por bombeo de agua requiere un coste de inversion muy alto.
La relacion entre la eficiencia y el periodo dclico se muestra en la figura 50. Las curvas concavas hacia abajo se deben a la autodescarga o disipacion de ene^a. La eficiencia del CES sin sobrecalentamiento es inferior a la de otros sistemas de almacenamiento de energfa. Sin embargo, si se recicla el calor residual para sobrecalentar el fluido de trabajo en el CES, su eficiencia es competitiva con respecto a otros sistemas de almacenamiento de energfa. Ademas, la eficiencia del CES con sobrecalentamiento aumenta con la mejora del proceso de licuefaccion de aire como se ha analizado anteriormente.
En la figura 51 se muestran las densidades de almacenamiento de energfa de diferentes sistemas de almacenamiento de energfa. Los datos se basan en lo siguiente:
• La energfa almacenada en una central hidroelectrica de bombeo se calcula basandose en mgh, donde m es la masa de agua, g es la aceleracion de la gravedad, y h es el salto neto que se supone es 500 m.
• El volumen de la caverna del CAES se supone es 54.000 m3 a aproximadamente 60 atm. El aire almacenado permite que la planta produzca 100 MW durante 26 horas continuamente. El calculo de la densidad energetica del CAES no incluye el volumen de almacenamiento de combustible, el motor/generador, el compresor ni los expansores.
• El calculo de la densidad energetica del CES se basa en la energfa almacenada y el volumen del tanque criogenico y los intercambiadores de calor; no se consideran el volumen del motor/generador, del compresor ni de los expansores, ya que son al menos un orden de magnitud menor que el tanque criogenico.
• La densidad energetica para otros sistemas se calcula dividiendo la potencia de salida por el volumen del dispositivo de almacenamiento.
Puede observarse que el CES y los acumuladores de Na/S avanzados tienen las densidades energeticas mas altas entre todos los sistemas. La densidad energetica del CES es superior a la del CAES en mas de un orden de magnitud y superior a la del sistema de almacenamiento por bombeo de agua en aproximadamente dos ordenes de magnitud.
En la Tabla 3 se muestran las vidas utiles de los sistemas de almacenamiento. La durabilidad del ciclo de los acumuladores no es tan alta como otros sistemas debido al deterioro qmmico a lo largo del tiempo de funcionamiento. Muchos de los componentes del CES son similares a los utilizados en el CAES. Por lo tanto, se espera que el CES tenga un vida util similar al CAES.
Tabla 3. Vida util de los sistemas de almacenamiento de energia electrica
Sistemas
Anos Ciclos
de almacenamiento por bombeo de agua
40-60 Casi ilimitados
CAES
20-40 Casi ilimitados
CES
20~40 Casi ilimitados
Batena de plomo-acido
10-15 2.000
Batena de Na/S
10-15 2.000-2.500
Batena de Zn/Br
10 1.500
Batena de flujo
10.000
Volante de inercia
> 15 > 20.000
Condensador de doble capa
> 50.000
Supercondensador redox
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La figura 52 muestra la relacion entre el coste de inversion por unidad de potencia de salida y la capacidad de almacenamiento energetico por unidad de coste de inversion de los sistemas comparados. Puede observarse que el CAES tiene el menor coste de inversion por unidad de potencia de salida de todos los sistemas. El coste de inversion de las batenas avanzadas (Na/S, Zn/Br, y de flujo de vanadio) es ligeramente superior al umbral de rentabilidad en comparacion con el sistema de almacenamiento por bombeo de agua aunque la brecha se cierra gradualmente. El SMES y el volante de inercia son adecuados para aplicaciones de alta potencia y corta duracion, ya que son economicos en base a la potencia de salida pero costosos en cuanto a la capacidad de almacenamiento energetico.
En cuanto al CES, el coste de inversion ajustado al rendimiento del CES es inferior al del CAES debido a que la vida util del CES es igual a la del CAES, la inversion inicial del CES es inferior a la del CAES ya que no se necesita una caverna, y la densidad energetica del CES es superior a la del CAES en al menos un orden de magnitud.
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Por lo tanto, el coste de inversion del CES es el menor de todos los sistemas examinados. Ademas, el CES ofrece flexibilidad en cuanto a las operaciones comerciales ya que tambien pueden producirse productos tales como ox^geno, nitrogeno y argon.
La construccion de un sistema de almacenamiento de energfa mediante el bombeo de agua implica inevitablemente la destruccion de arboles y la tierra verde a fin de construir los embalses. La construccion de los embalses tambien podna modificar el sistema ecologico local, que tambien presenta consecuencias medioambientales. El CAES se basa en la tecnologfa de turbina de gas convencional e implica la combustion de combustibles fosiles y, por consiguiente, la emision de contaminantes, mientras que los acumuladores producen residuos toxicos solidos.
Sin embargo, el CES es favorable para el medio ambiente. Por ejemplo, durante el proceso de licuefaccion se eliminan CO2 y SOx, lo que ayuda a mitigar los aspectos medioambientales negativos asociados con la quema de combustibles fosiles. Durante la produccion de aire lfquido tambien se eliminan partfculas en suspension en el aire no deseables.
Por lo tanto, puede concluirse que el CES tiene un mejor rendimiento que otros sistemas de almacenamiento de energfa en cuanto la densidad energetica, la vida util, el coste de inversion y el impacto medioambiental. Es muy competitivo en comparacion con otros sistemas en cuanto a la potencia de salida y duracion de la salida, y la eficiencia energetica. En comparacion con los motores criogenicos para vehfculos, la salida de trabajo y la eficiencia del CES son mucho mayores debido al uso de reciclajes de “calor” y de “fno”. La presion optima del fluido de trabajo es ~ 20 MPa para el CES. La presion optima del aire de entrada resulta ser ~0,1 MPa cuando no hay calor residual reciclado. Sin embargo, cuando se utiliza el calor residual, la presion de entrada optima podna ser 0,1 MPa o 4,0 MPa. Basandose en una eficiencia de 0,4 kWh/kg para la licuefaccion del aire, una eficiencia global del CES funcionando en un ciclo ideal se estima en 0,516 para los casos sin utilizacion de reciclaje del calor residual, y en 0,612 para los casos con utilizacion del calor residual procedente del gas de combustion a una temperatura de 127°C. Si la eficiencia de la licuefaccion del aire se supone 0,3 kWh/kg, la eficiencia global del CES funcionando en un ciclo ideal sena 0,688 para los casos sin utilizacion del reciclaje del calor residual y 0,816 para los casos con utilizacion del calor residual procedente del gas de combustion a una temperatura de 127°C.
La densidad energetica y la salida de trabajo espedfico del CES dependen principalmente de las eficiencias de la turbina qT y la licuefaccion del aire qA. La eficiencia del compresor tambien puede ser importante si se comprime el aire de entrada. Los intercambiadores de calor desempenan un papel importante en la determinacion de la eficiencia global del ciclo. Una mayor temperatura del calor residual y una mayor temperatura del entorno proporcionan una mayor eficiencia.
El sistema CES tiene varias etapas de la invencion cruciales, incluidas el reciclaje del fno residual, asf como del calor residual. Estos mejoran espedficamente el ciclo de trabajo total frente a los sistemas anteriores disenados utilizando lfquido criogenico como fluido de trabajo.
El sistema CES tiene el potencial de conseguir un mejor rendimiento en comparacion con los sistemas de almacenamiento de energfa existentes en cuanto a densidad energetica, vida util, coste de inversion e impacto medioambiental, y es una tecnologfa competitiva con respecto a la potencia de salida y duracion de la salida, y la eficiencia energetica.
El sistema CES tiene el potencial de aprovechar el calor de baja temperatura y no tiene obstaculos tecnicos evidentes. El sistema puede construirse utilizando las tecnologfas existentes para la planta de licuefaccion, la turbina, los intercambiadores de calor, los compresores, las bombas, etc.
La mayor parte del trabajo en un CES se consigue aprovechando la energfa atribuida a la diferencia de temperatura entre el criogeno (~ 77 K) y el entorno (~ 300 K), mientras que un sistema de energfa geotermica o de calor residual convencional solo puede aprovechar temperaturas por encima de la ambiental (~ 300 K).
MODELOS DE PRUEBA DE MOTORES CPS
Se han preparado cinco modelos de motores navales utilizando el CPS. A continuacion, se comparan estos modelos con cinco motores diesel conocidos. Los detalles de los cinco motores diesel industriales conocidos se muestran en la tabla 4.
CAT-3516 es un motor diesel, de 16 cilindros en V de 60°, de 78,1 litros. Este motor esta disenado para embarcaciones de transporte intermedias con velocidades medias. CAT-3126 es un motor de 6 cilindros en lmea, turboalimentado y postenfriado, de 7,2 litros, adaptado a pequenos yates. El motor ST3 es un motor diesel refrigerado por aire de la empresa Lister Petter disenado para barcazas. El motor T/C diesel de 6 cilindros Cummins es utilizado por un barco fluvial (“Riverliner”) en el Tamesis adecuado para aplicaciones de transporte publico y navegacion de recreo.
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Tabla 4.
CAT-3516 (Caterpillar Marine Power Co Ltd) CAT-3126 (Caterpillar Marine Power Co Ltd) Ford Porbeangle 6-cilindros ST3 refrigerado por aire (Lister Petter) Riverliner Cummins 6-cilindros T/C
Potencia total
2525 bkW 261 bkW 77,6 bkW 25 bkW 522 kW
Velocidad
1800 rpm 2800 rpm
Tiempo de trabajo
24 dfas 24 hrs 10 hrs 42 hrs 24 dfas
Calor
0 kW 0 kW 0 kW 0 kW 0 kW
Refrigeracion
0 kW 0 kW 0 kW 0 kW 0 kW
Aire acondicionado
0 kW 0 kW 0 kW 0 kW 0 kW
Salida de trabajo
2525 kW 261 kW 77,6 kW 25 kW 522 kW
Consumo de combustible
617 litros/hr 68 litros/hr 21 litros/hr 6,9 litros/hr 128 litros/hr
Volumen del tanque de combustible
355,4 m3 1,5 m3 0,21 m3 0,29 m3 14 m3
Longitud lateral del tanque1
7,1 m 1,2 m 0,6 m 0,7 m 2,4 m
Velocidad de la embarcacion
8,5 m/s (~17 nudos) 14 m/s (~28 nudos) 6 m/s (~12 nudos) 3 m/s (-6 nudos) 6 m/s (-12 nudos)
Autonomia de crucero
17.626 km 1.210 km -210 km - 483 km -3.100 km
1Suponiento un tanque cubico
El modelo 1 del CPS corresponde al CAT-3516 y es adecuado para embarcaciones de tamano medio. Como el CPS puede proporcionar una gran cantidad de fno, el Modelo 1 esta especialmente disenado para el transporte de materiales por debajo de las condiciones subambientales, por ejemplo, carne y pescado, u otros productos, congelados. El Modelo 1 tambien utiliza el aire de enfriamiento y el calor procedentes del CPS para los ocupantes de la embarcacion.
Los modelos 2 a 4 corresponden al CAT-3126, el motor Ford Porbeagle y el Lister Petter ST3 y son adecuados para pequenos yates o embarcaciones para los que no se necesita refrigeracion a gran escala, o aire fresco para climatizacion. El sistema CPS se utiliza para proporcionar propulsion y calor para ser utilizado por los ocupantes de la embarcacion, por ejemplo, para calefaccion.
El modelo 5 corresponde al Cummins Riverliner. El sistemaa CPS se utiliza para proporcionar propulsion, aire de enfriamiento y calor para los ocupantes de la embarcacion, y fno para la congelacion de alimentos. Solo una pequena parte (~ 10%) de la capacidad de fno del CPS se supone para la congelacion de alimentos ya que el requisito para congelar alimentos es mucho menor que el del modelo 1 para el transporte de materiales en condiciones subambientales. Sin embargo, se necesita una autonoirna de crucero de solo 60 millas (110 km) ya que el Cummins Riverliner esta disenado para proporcionar 12 viajes de ida y vuelta de 5 millas nauticas al dfa.
Las condiciones de trabajo tfpicas de los cinco modelos son P2 = 200 bares, Pi = 8 bares, To = 300 K, qr=qcoM=qp= 0,88, n = 1,2, y = 0,90, y Tdf = 5,0 K. En la tabla 5 se presenta el rendimiento global de los modelos 1 a 5 en estas condiciones tfpicas.
Tabla 5
Modelo
M1 M2 M3 M4 M5
Potencia total (kW)
2525 261 77,2 25 599,5
Tiempo de trabajo
24 dfas 24 hrs 10 hrs 42 hrs 5 hrs
Calor (kW)
169,6 22,0 6,5 2,1 45,2
Frio para refrigeracion (kW)
962,01 0 0 0 51,42
Fno para aire acondicionado (kW)
962,01 0 0 0 256,82
Salida de trabajo (kW)
1955,4 253,7 71,7 22,9 522
Eficiencia energetica
59,4% 47,3% 47,3% 47,3% 52,8%
Velocidad (m/s)
7,8 13,9 5,9 3,0 6,0
Autonomfa de crucero (km)
16180 1198 -207 -477 110
Consumo de combustible (litros/hr)
23264,4 3016,7 892,3 289,0 6210,5
Eficiencia de disipacion
88,1% 99,0% 99,5% 98,2% 99,8%
Volumen de combustible (m3)
13400,3 73,2 9,0 12,1 31,0
Longitud lateral (m)
23,7 4,2 2,1 2,3 3,1
Requisito de transferencia de calor (kW)
5514,6 734,5 217,3 70,4 1309,3
Volumen de los intercambiadores de calor (m3)
27,8 2,9 0,9 0,3 6,6
Volumen conservador (m3)
111,1 11,6 3,4 1,1 26,4
Longitud lateral (m)
4,8 2,3 1,5 1,0 3,0
1Suponiendo iguales las cantidades de fno para refrigeracion y aire acondicionado. 2Suponiendo las cantidades de fno para refrigeracion y 1/5 de aquella para aire acondicionado.
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Para una determinada embarcacion y una determinada potencia, la velocidad de crucero Vk puede calcularse mediante:
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donde Po, A, Vk, Co son la potencia (trabajo) del motor, el tonelaje de la embarcacion, la velocidad de crucero de la embarcacion y un coeficiente relacionado con la geometria de la embarcacion, respectivamente. Suponiendo que la embarcacion alimentada por el modelo 1 del CPS tiene el mismo casco de embarcacion, tonelaje A y coeficiente Co que los datos utilizados para el motor CAT-3516, la velocidad de crucero, Vki, se calcula utilizando:
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donde W01 es la salida de trabajo del modelo 1. Por consiguiente, la autonomia de crucero del modelo 1 viene dada por Cr1 = Vki • Ot1 donde Ot1 es el tiempo de trabajo maximo.
Puede observarse que para la misma potencia total, la salida de trabajo del modelo 1 del CPS para la propulsion es aproximadamente un 22,6% inferior a la del CAT-3516, mientras que la velocidad y la autonomia de crucero disminuyen solamente aproximadamente un 8%. Ademas, el modelo 1 del CPS proporciona ~ 169,6 kW de calor, 962,0 kW de frio para refrigeracion y 962,0 kW de frio para climatizacion al mismo tiempo.
Del mismo modo, la velocidad y la autonomia de crucero para la embarcacion alimentada por los modelos 2 a 4 del CPS pueden obtenerse segun los datos del CAT-3126. La velocidad y la autonomia de crucero para una embarcacion alimentada por el modelo 2 del CPS son:
Vk2 ~Vk 3126 *31
w,
02
■ o_ 3126
y Cr2 = Vk2 • Ot2. La velocidad y la autonomia de crucero para una embarcacion alimentada por el modelo 3 del CPS son:
imagen55
y Cr3 = Vk3 • Ot3. La velocidad y la autonomia de crucero para una embarcacion alimentada por el modelo 4 del CPS son:
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y Cr4 = Vk4 • Ot4. Para la misma potencia total, los rendimientos efectivos de los modelos 2 a 4 para la propulsion son aproximadamente un 2,8% menores que los del motor diesel correspondiente. Sin embargo, los modelos 2 a 4 pueden proporcionar 22,0 kW, 6,5 kW y 2,1 kW de calor al mismo tiempo, respectivamente. Puede observarse que la velocidad y la autonomia de crucero de los modelos 2 a 4 del CES son ~ 99,0% de las de los motores diesel correspondientes.
Del mismo modo, la velocidad y la autonomia de crucero para una embarcacion alimentada por el modelo 5 del CPS pueden obtenerse segun los datos del Riverliner. La velocidad y la autonomia de crucero para una embarcacion alimentada por el modelo 5 del CPS son:
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y Cr5 = Vk5 • Ot5. Para la misma salida de trabajo para la propulsion, el modelo 5 del CPS proporciona ~ 45,2 kW de calor, 256,8 kW de frio para refrigeracion y 51,4 kW de frio para climatizacion aunque la potencia total es un 14,8% superior a la del motor diesel correspondiente.
El caudal del combustible (aire Kquido) puede calcularse mediante:
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donde Fi, Po, Ed, pi son el caudal del aire Ifquido, la potencia del motor, la densidad energetica del CPS y la densidad del aire lfquido, respectivamente. El volumen del tanque de combustible se expresa como:
Edis
donde Vi, Ot, Edis son el volumen de aire Kquido, el tiempo de funcionamiento y la eficiencia de disipacion de calor del tanque. Si se supone un tanque cubico, la longitud de cada lado, d, es
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El requisito de transferencia de calor maximo se ha analizado y estimado anteriormente. Para el CPS con una unidad de salida de trabajo (1 kW), el requisito de transferencia de calor es: Q = 2,184 kW. El tamano de los intercambiadores de transferencia de calor para una unidad de salida de trabajo es: V = 0,011 m3. Si se da un factor de seguridad de 4, el tamano de los intercambiadores de transferencia de calor para una unidad de salida de trabajo sena 0,044 m3.
En base a los datos anteriores, en la Tabla 5 aparece una estimacion conservadora del volumen total de los intercambiadores de calor para los modelos 1 a 5 del CpS.
COMPARACION DEL CPS CON LOS MOTORES DIESEL
Densidad energetica y precio: una comparacion entre las tablas 4 y 5 demuestra que los consumos de combustible de los modelos 1 a 5 del CPS son 37,70, 44,36, 42,08, 42,5 y 42,3 veces los de los motores diesel correspondientes, respectivamente. Por lo tanto, las densidades energeticas de los modelos 1 a 5 son 1/37,70, 1/44,36, 1/42,08, 1/42,5 y 1/42,3 las de los motores diesel correspondientes.
Para comparar el precio de la potencia espedfica de los ocho motores, el precio de la electricidad se supone Price_e = 6 peniques/kWh y el del diesel Price_d = 90 peniques/litro, el consumo energetico para producir 1 kg de aire lfquido se supone 0,4 kWh (W.F. Castle. 2002). El precio de la potencia espedfica (Price_p) de los cuatro modelos se calcula como: CAT-3516 = 22,0 p/kWh, M1 = 25,0 p/kWh, CAT-3126 = 23,4 p/kWh, M2 = 31,3 p/kWh, Ford Porbeagle = 24,7 p/kWh, M3 = 31,3 p/kWh, Lister Petter ST3 = 24,8 p/kWh, M4 = 31,3 p/kWh, Cummins = 22,1 p/kWh y M5 = 28,8 p/kWh.
El precio de la potencia espedfica para los modelos del CPS es comparable con los modelos diesel correspondientes. Si se utiliza el modelo 1 del CPS para embarcaciones para el transporte de materiales congelados, el precio de la potencia espedfica sena muy competitivo con respecto al modelo diesel equivalente.
Si el consumo energetico para producir 1 kg de aire lfquido se supone 0,3 kWh, el precio de la potencia espedfica (Price_p) para los modelos 1 a 4 del CPS se convierten, respectivamente, en 18,8 p/kWh, 23,4 p/kWh, 23,4 p/kWh, 23,4 p/kWh y 21,6 p/kWh.
Eficiencia energetica: en la Tabla 6 se muestra la comparacion de las eficiencias de pozo a rueda entre los cinco modelos. Los datos del CPS se basan en 0,4 kWh para producir 1 kg de aire lfquido. Puede observarse que la eficiencia del modelo 1 del CPS es similar a la del CAT-3516 y que la eficiencia de los modelos 2 a 4 del CPS utilizando aire lfquido como combustible es inferior a la de los motores diesel correspondientes. Las embarcaciones CPS de tamano medio tienen mayor eficiencia que los yates pequenos cuando se utilizan para el transporte de materiales congelados, porque los yates pequenos no recuperan totalmente el fno. Las eficiencias de los modelos 1 a 4 del CPS mostradas entre parentesis son aquella para las que se supone un consumo para producir 1 kg de aire lfquido de 0,3 kWh.
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Tabla 6
Modelo
CAT- 3516 Modelo 1 del CPS CAT-3126 Ford Porbeagle Lister Petter ST3 Modelos 2 a 4 del CPS Cummins Riverliner Modelo 5 del CPS
Combustible
Diesel Aire lfquido Diesel Aire lfquido Diesel Aire lfquido
Eficiencia de produccion del combustible
94% 51,6% (68,8%) 94% 51,6% (68,8%) 94% 51,6% (68,8%)
Eficiencia maxima del motor de freno o eficiencia del stack
38% 59,4% 38% 47,3% 38% 52,8%
Factor de eficiencia de la carga parcial
70% 70% 70% 70% 70% 70%
Eficiencia de transmision
85% 80% 85% 90% 85% 80%
Factor de peso x factor de inactividad
100% 100% 100% 100% 100% 100%
Eficiencia total de ciclo
21% 18% (24%) 21% 15% (20%) 21% 16% (21%)
Vida util y el coste de inversion: puesto que todos los componentes principales del CPS son similares al CES, la vida util de un sistema CPS tambien se estima en aproximadamente 20 a 40 anos. Se considera que la vida util del diesel es de aproximadamente 17 anos. Sin embargo, se cree que la vida util del CPS es superior a la de los motores diesel, porque no existe el proceso de combustion a altas temperaturas implicado en el CpS, y no hay una fuerte friccion entre pistones y cilindros.
Se cree que el CPS es competitivo en cuanto al coste de inversion porque hay pocos requisitos especiales en cuanto a componentes. Ademas, un sistema de refrigeracion se queda obsoleto en el caso de las embarcaciones de transporte frigonfico.
Influencias de los sistemas sobre el medio ambiente: Los motores diesel implican la combustion de combustibles fosiles y, por lo tanto, conducen a la emision de contaminantes. El CPS es un sistema favorable para el medio ambiente y totalmente de cero emisiones. Si el aire lfquido se produce mediante una energfa renovable, el sistema CPS sena un sistema de alimentacion “verde” completo. Ademas, los contaminantes pueden eliminarse durante el proceso de licuefaccion, lo que ayudana a mitigar los aspectos medioambientales negativos asociados con la quema de combustibles fosiles. Durante la produccion de aire lfquido tambien pueden eliminarse partfculas en suspension en el aire no deseables.
Por consiguiente, puede utilizarse el sistema de propulsion criogenica (CPS) que utiliza aire lfquido para proporcionar transporte mantimo libre de combustion y no contaminante. El CPS tiene un rendimiento competitivo en comparacion con los motores diesel en cuanto al precio de la energfa, la eficiencia energetica, la vida util y el coste de inversion y el impacto sobre el medio ambiente. El CPS puede tener una eficiencia mayor si se recupera la energfa fna para, por ejemplo, refrigeracion y climatizacion a bordo.
Por supuesto, se entendera que la presente invencion se ha descrito a modo de ejemplo, y que pueden realizarse modificaciones de detalle dentro del alcance de la invencion tal como se define mediante las siguientes reivindicaciones.

Claims (20)

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    REIVINDICACIONES
    1. Metodo de almacenamiento de ene^a mediante un sistema de almacenamiento de energfa criogenica que tiene unos intercambiadores de calor primero (340) y segundo (350), comprendiendo dicho metodo:
    proporcionar un insumo gaseoso (120);
    producir un criogeno (250) a partir del insumo gaseoso;
    almacenar el criogeno;
    bombear el criogeno para formar un criogeno presurizado;
    calentar el criogeno presurizado en el segundo intercambiador de calor (350) utilizando el calor del insumo gaseoso;
    sobrecalentar el criogeno presurizado calentado en el primer intercambiador de calor (340) utilizando el calor del insumo gaseoso;
    expandir el criogeno sobrecalentado a traves de una turbina (320) para accionar la turbina; y recuperar la energfa fna reciclando al menos una parte de la energfa fna contenida en el criogeno extrayendo dicha energfa fna a traves de dichos intercambiadores de calor primero (340) y segundo (350) para enfriar el insumo gaseoso, utilizando asf la energfa fna recuperada para reforzar la produccion de mas criogeno.
  2. 2. Metodo segun la reivindicacion 1, que comprende adicionalmente utilizar la turbina (320, 510) para accionar un generador (330, 515) y generar electricidad.
  3. 3. Metodo segun la reivindicacion 1, que comprende adicionalmente utilizar la turbina (320, 510) para accionar una helice (505).
  4. 4. Metodo segun cualquiera de las reivindicaciones anteriores, en el que la etapa de expandir el criogeno comprende calentar el criogeno utilizando: el calor ambiente; o calor geotermico; o el calor residual procedente de una central electrica, de una corriente de vapor, del gas de combustion de una central electrica o de otra fuente de calor residual.
  5. 5. Metodo segun cualquiera de las reivindicaciones anteriores, en el que la etapa de producir el criogeno comprende comprimir el insumo gaseoso.
  6. 6. Metodo segun la reivindicacion 4, en el que la etapa de expandir el criogeno comprende calentar el criogeno utilizando el calor residual generado durante la etapa de compresion del insumo gaseoso.
  7. 7. Metodo segun cualquiera de las reivindicaciones 1 a 4, en el que la etapa de expandir el criogeno comprende:
    calentar el criogeno hasta aproximadamente la temperatura ambiente utilizando el aire ambiente; a continuacion calentar el criogeno adicionalmente utilizando el calor residual.
  8. 8. Metodo segun cualquiera de las reivindicaciones anteriores, en el que el criogeno se almacena a una temperatura aumentada antes de la expansion.
  9. 9. Metodo segun cualquiera de las reivindicaciones anteriores, que comprende adicionalmente utilizar la energfa fna recuperada.
  10. 10. Metodo segun cualquiera de las reivindicaciones anteriores, que comprende adicionalmente utilizar la energfa fna recuperada para refrigeracion o para climatizacion.
  11. 11. Metodo segun cualquiera de las reivindicaciones anteriores, que comprende adicionalmente utilizar el calor residual generado durante la etapa de produccion del criogeno para proporcionar: aire caliente para calefaccion; o agua caliente.
  12. 12. Sistema de almacenamiento de energfa criogenica (300) que comprende: un insumo gaseoso (120);
    unos medios para producir un criogeno a partir del insumo gaseoso; una instalacion de almacenamiento de criogeno (370); una bomba (380) para aumentar la presion del criogeno;
    un primer intercambiador de calor (340) y un segundo intercambiador de calor (350), en el que el segundo intercambiador de calor (350) esta dispuesto para calentar el criogeno utilizando el calor del insumo gaseoso despues de haber sido aumentada la presion por la bomba (380); y
    el primer intercambiador de calor (340) esta dispuesto para sobrecalentar el criogeno utilizando el calor del insumo gaseoso despues de haber sido calentado el criogeno por el segundo intercambiador de calor (350); una turbina (320) para expandir el criogeno y que puede ser accionada por el criogeno en expansion; y
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    por el cual, durante el funcionamiento, la energfa fna se recupera reciclando al menos una parte de la energfa fna contenida en el criogeno extrayendo dicha ene^a fna a traves de dichos intercambiadores de calor primero y segundo para enfriar el insumo gaseoso, utilizando asf la energfa fna recuperada para reforzar la produccion de mas criogeno.
  13. 13. Sistema de almacenamiento de ene^a criogenica segun la reivindicacion 12, que comprende adicionalmente un generador (330, 515) en el que el generador (330, 515) puede ser accionado por la turbina (320, 510).
  14. 14. Sistema de almacenamiento de energfa criogenica segun la reivindicacion 12, que comprende adicionalmente una helice (505) en el que la helice (505) puede ser accionada por la turbina (320, 510).
  15. 15. Sistema de almacenamiento de energfa criogenica segun cualquiera de las reivindicaciones 13 a 14, que comprende adicionalmente un compresor (310) para comprimir el insumo gaseoso.
  16. 16. Sistema de almacenamiento de energfa criogenica segun la reivindicacion 15, en el que el primer intercambiador de calor (340) esta dispuesto para sobrecalentar el criogeno utilizando: el calor del aire ambiente; o calor geotermico; o el calor residual procedente de una central electrica, de una corriente de vapor, del gas de combustion de una central electrica o de otra fuente de calor residual.
  17. 17. Sistema de almacenamiento de energfa criogenica segun la reivindicacion 12 en el que:
    el segundo intercambiador de calor (350) esta dispuesto para calentar el criogeno hasta aproximadamente la temperatura ambiente utilizando el aire ambiente; y
    el primer intercambiador de calor (340) esta dispuesto para calentar el criogeno adicionalmente utilizando el calor residual.
  18. 18. Sistema de almacenamiento de energfa criogenica segun cualquiera de las reivindicaciones 12 a 17, que comprende adicionalmente una valvula de estrangulamiento (360, 545) dispuesta para convertir el insumo gaseoso en un criogeno.
  19. 19. Sistema de almacenamiento de energfa criogenica segun cualquiera de las reivindicaciones 12 a 18, en el que la turbina (320, 510) comprende una turbina cuasi-isotermica multietapa.
  20. 20. Metodo segun cualquiera de las reivindicaciones 1 a 11 en el que la turbina (320, 510) comprende una turbina cuasi-isotermica multietapa.
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