深冷液化空氣儲能系統的關鍵因素影響規律

黃葆華 葛俊 倪經緯

摘 要：立足于提高深冷液化空氣儲能系統能量轉換效率，建立了深冷液化空氣儲能系統的熱力學模型，借助Aspen Plus商用軟件建立了熱力計算的穩態仿真模型。模型驗證工作說明了仿真模型的計算準確性。開展了設計工況下系統熱力學分析研究，結合系統性能參數，分析了系統效率較低的原因并指出了優化方向;研究了壓縮機級數、壓縮機級間冷卻方案和膨脹機級數等系統關鍵運行參數對系統及部件性能的影響規律。結果表明：系統采用原始設計方案時，壓縮熱利用率僅有38.42%，導致系統效率較低，僅為31.11%，可通過改善系統壓縮熱利用情況顯著提升系統效率;當壓縮機級數減少、采用無級間冷卻方案時，膨脹機入口再熱溫度顯著增加，使得系統效率大幅提升;隨著膨脹機級數的增多，膨脹環節壓縮熱利用總量越多，系統效率越高。在此基礎上，進一步探究了系統內部耦合提效方法，提出了一種系統優化設計方案，相較于原始設計方案，壓縮熱利用率提高至64.12%，系統效率提升至41.82%.研究結果可為深冷液化空氣儲能系統優化及其工程應用提供理論參考。

關鍵詞：深冷液化空氣儲能系統;Aspen Plus;熱力學分析;系統優化

中圖分類號：TK 123 ? 文獻標志碼：A

Abstract：In order to improve the energy conversion efficiency of cryogenic liquefied air energy storage system，the thermodynamic model of cryogenic liquefied air energy storage system was established，and the steady state simulation model of thermal calculation was established by Aspen Plus commercial software.Model validation shows the accuracy of the simulation model.Thermodynamic analysis of the system under designing conditions was pointed out.The reasons for the low efficiency of the system were analyzed and the optimization direction was pointed out.The influence of three key operating parameters of the system，such as compressor stage number，compressor interstage cooling scheme and expander stage number，on the performance of the system and its components was discussed.The results show that the utilization rate of compression heat for the original system solution is only 38.42%，which leads to the low efficiency of the system，only 31.11%.The system efficiency can be significantly increased by improving the utilization of compression heat of the system.As the compressor stage number is reduced and non interstage cooling scheme adopted，the inlet temperature of the expander increases significantly with the system efficiency greatly improved.The increase of the expander stage number results in the fact that the more the total amount of compression heat used in expansion period，the higher the system efficiency.On this basis，the method for improving efficiency by internal parameters coupling is further explored，and an optimized system solution was proposed.Compared with the original system solution，the utilization ratio of compression heat is increased to 64.12%，and the efficiency of the system is increased to 41.82%.The research results can provide a reference to the optimization of cryogenic liquefied air energy storage system and its engineering application.

Key words：cryogenic liquefied air energy storage system;Aspen Plus;thermodynamic analysis;system optimization

0 引 言

隨著能源消費的增長，我國環境污染問題也日益突出。為此，我國大力發展風能和太陽能等新型綠色能源，但這類綠色能源具有不可連續性和波動性等先天劣勢，不符合電網并網的要求[1]。抽水蓄能（PHS）、壓縮空氣儲能（CAES）等大規模儲能技術是解決風能、太陽能等波動性新能源消納問題的有效手段[2-5]。其中，壓縮空氣儲能具有儲存能量大、輸出功率高、環境污染小、壽命長、規?；黠@等優點，廣受關注[6-9]。自1949年壓縮空氣儲能的概念被提出以來，圍繞系統效率和儲能密度的提升，先后發展出傳統壓縮空氣儲能（CAES）、先進絕熱壓縮空氣儲能（AA-CAES）、深冷液化空氣儲能（LAES）和超臨界壓縮空氣儲能（SC CAES）等技術路線[10-14]。

相較其它壓縮空氣儲能系統，深冷液化空氣儲能系統具有無需消耗化石能源、不受地理和資源條件的限制、儲能密度高等優點，逐漸成為國內外的研究熱點[15-17]。目前，針對深冷液化空氣儲能系統開展的系統優化工作較少。文獻[18]對深冷液化空氣儲能系統進行了熱力學分析，指出了該系統具有高效率、高儲能密度的優勢;文獻[19]提出了一種耦合熱量、冷量再循環系統的深冷液化空氣儲能系統，并初步探究了其商業化并網的可行性;文獻[20]提出了一種新型混合儲能系統，結合了傳統壓縮空氣儲能和深冷液化空氣儲能的優勢，獲得了更優的經濟性;文獻[21]提出了一種利用填充床換熱器臨時存儲冷熱流的液化空氣儲能系統，并建立了系統的動態模型;文獻[22]從各子系統耦合啟動的角度對深冷液化空氣儲能系統進行了分析;文獻[23]建立了深冷液化空氣儲能系統的熱力學模型和熱力學第二定律分析模型，并進行了熱力學分析和參數敏感性分析。但上述研究均未指出深冷液化空氣儲能系統的具體優化設計思路，尤其是針對深冷液化空氣儲能系統的核心部件——壓縮機和膨脹機的優化設計。因此，文中建立了深冷液化空氣儲能系統的熱力學模型，研究了3個關鍵因素（壓縮機級數、壓縮機級間冷卻方案和膨脹機級數）對系統性能的影響規律。在此基礎上，進一步探究了系統內部耦合提效方法，提出了系統優化設計方案，為深冷液化空氣儲能系統優化及其工程應用提供理論參考。

1 深冷液化空氣儲能系統

1.1 系統描述

如圖1所示，深冷液化空氣儲能系統包括4個子系統：空氣壓縮及液化子系統、釋/儲熱子系統、釋/蓄冷子系統和膨脹發電子系統。系統運行分為蓄能階段與發電階段，各子系統分時段工作。

在蓄能階段，空氣壓縮及液化子系統、釋/儲熱子系統和釋/蓄冷子系統同時工作，完成空氣壓縮及液化過程。壓縮過程中，釋/儲熱子系統通過空氣冷卻器回收各級壓縮熱，并以熱能形式存儲于高溫導熱油儲罐中。冷卻液化過程中，冷箱出口的高壓低溫液化空氣和中間抽氣點引出的高壓氣態空氣分別經過節流閥和制冷膨脹機進一步膨脹降溫，匯合后進行氣液分離，液態空氣存儲在液空儲罐內，氣態空氣返回冷箱參與熱交換;同時，釋/蓄冷子系統將蓄冷裝置中冷量取出并用于冷箱內空氣液化。

在發電階段，膨脹發電子系統和釋/儲熱子系統、釋/蓄冷子系統同時工作，完成液態空氣升壓、氣化和膨脹發電的過程，膨脹發電后的工質直接排入大氣，或以冷量輸出。膨脹過程中，釋/儲熱子系統通過級間加熱器提升各級膨脹機入口空氣溫度、提升其做功能力，換熱降溫后的儲熱介質則存儲在低溫導熱油儲罐中。氣化過程中，釋/蓄冷子系統回收蒸發器內的空氣氣化冷量并將其存儲于蓄冷裝置中。

在深冷液化空氣儲能系統的實際運行中，根據不同儲/釋能要求，分別設置蓄能工作時間和發電工作時間，以滿足工質質量守恒要求，后再進行液空儲罐的容量確定與設計選型，避免液空儲罐出現溢流或空罐等問題，影響儲能系統的正常運行。

1.2 系統模型和模型驗證

為簡化系統的熱力學計算，作如下假設

1）空氣選取AspenPlus軟件數據庫中的AIR組分;

2）壓縮液化儲能過程和膨脹發電釋能過程的工質流量比例與釋/儲能的工作時間比例相一致，確保液空儲罐內液化空氣在一個儲/釋能周期的質量守恒;

3）不考慮各管道內的流體阻力;

4）不考慮系統中各主要設備的散熱損失;

5）不考慮儲/釋熱子系統中導熱油側的油泵耗功和蓄/釋冷子系統中循環風機的耗功。

1.2.1 數學模型

1.2.2 仿真模型

基于Aspen Plus平臺，分別建立了蓄能與發電階段的熱力學穩態模型。考慮到系統中液空儲罐需滿足質量守恒要求，對系統進行儲/釋能過程的耦合聯立求解，進而分析整個儲能系統的熱力學特性。仿真模型如圖2所示，模型選用PENG ROB方法進行空氣物性計算[24-25]。表1為系統參數設置。

1.2.3 模型驗證

為了驗證仿真模型的準確性，選取某500 kW深冷液化空氣儲能系統作為分析對象，對設計工況進行驗證。該系統設計工況為：蓄能過程入口空氣流量為1800 Nm3/h，原料/循環壓縮機均采用兩級壓縮且有級間冷卻的工作方案，膨脹機采用四級膨脹工作方案。模型仿真結果與系統原始設計參數的對比結果如圖3所示。由圖可知，系統的各主要工作節點溫度仿真結果與系統的原始設計參數一致，表明所建立系統模型具有準確性和可信度，可用于液化壓縮空氣儲能系統的熱力學分析。

2 系統關鍵因素影響規律

深冷液化空氣儲能系統較為復雜，影響系統性能的因素較多，其中核心部件——空氣壓縮機和膨脹機的相關設計參數對系統性能影響較大。

設計工況下系統關鍵部件模擬結果見表2.由公式（6）計算可知，該液化空氣儲能系統效率ηe為31.11%。分析可知，當原料/循環壓縮機均采用兩級壓縮有級間冷卻方案時，壓縮機排氣溫度較低，回收壓縮熱的品位較低，導致儲/釋熱子系統中高溫導熱油溫度較低，降低了膨脹機入口再熱溫度TTURBINE IN，從而影響氣體膨脹做功能力，并直接影響系統發電量。由表2可知，設計工況下，蓄能與發電時長不同，二者時長比為2.53∶1.因此，在分析系統壓縮熱回收/利用特性及系統總電能輸入/輸出特性時，需分別考慮蓄能階段與發電階段的工作時長。為簡化分析過程，對等時長工況的性能參數進行計算。等時長工況下蓄能與發電時長相同，且蓄能工作時長與設計工況保持一致，并基于質量守恒特性對發電階段工作參數進行設計，以保證總輸出電能一致。結果見表2所示，由表可知，壓縮機級間冷卻熱流率之和為543.07 kW，膨脹機級間再熱熱流率為208.67 kW，壓縮熱利用率ηh僅為38.42%，未能充分利用系統中的大量壓縮熱，嚴重的能量浪費是系統能量轉換效率較低的主要原因。因此，進一步提高膨脹機入口再熱溫度，并充分利用儲/釋熱子系統中存儲的壓縮熱，可顯著提高系統效率。

由上述分析可知：膨脹機入口再熱溫度取決于蓄能階段壓縮工作過程，發電階段壓縮熱的利用情況則與膨脹機工作過程緊密相關。因此，文中接下來結合系統壓縮熱回收/利用特性，在蓄能/發電等時長工作條件下，主要討論壓縮機級數、壓縮機級間冷卻方案和膨脹機級數對系統性能的影響規律。

2.1 壓縮機級數的影響

系統采用原料空壓機/循環壓縮機有級間冷卻（單級壓縮除外）、膨脹機為四級膨脹的方案，保持壓縮機末級出口空氣壓力及其它參數不變，僅在合理的范圍內，改變原料空壓機和循環壓縮機的級數（假設2個壓縮機的工作級數始終保持一致），研究2個壓縮機級數變化對儲能系統性能的影響。隨著壓縮機級數變化，壓縮機的輸入功率和儲熱系統的熱量品位也存在較大改變：級數增加可減少壓縮機輸入功率，級間冷卻有利于降低壓縮機排氣溫度，但過低排氣溫度也降低了儲熱系統的儲熱品質，影響膨脹發電系統的做功能力，進而影響儲能系統的能量轉化效率。

圖4為膨脹機入口再熱溫度TTURBINE IN和系統效率ηe隨壓縮機級數變化圖，圖5為壓縮機和膨脹機功率隨壓縮機級數變化圖。

從圖5可以看出，隨著壓縮機級數的增多，壓縮機輸入功率逐漸減少，膨脹機入口再熱溫度逐漸降低、膨脹機中間再熱量及輸出功也逐漸降低，系統效率隨級數增加而逐漸降低。其原因是：壓縮機工作過程為多級等壓比壓縮，壓縮機級數越多，壓縮過程越接近等溫壓縮，耗功減少;同時，壓縮機壓比隨級數的增大而減小，壓縮機各級排氣溫度相應降低，排氣溫度的降低導致儲/釋熱子系統回收壓縮熱的品位降低，進而造成膨脹機各級再熱溫度TTURBINE IN降低、中間再熱量減少、做功能力下降，即膨脹機輸出功率降低;隨著壓縮機級數的增加，膨脹機輸出功率降低幅度要大于壓縮機輸入功率的降低幅度，因此系統效率ηe隨壓縮機級數增加而逐漸降低。當壓縮機由雙級壓縮變為單級壓縮時，膨脹機入口再熱溫度TTURBINE IN可由110 ℃提高到260 ℃，使系統效率ηe由31.11%提升至39.53%。

2.2 壓縮機級間方案的影響

系統膨脹機采用四級膨脹的方案，保持壓縮機末級出口空氣壓力及其它參數不變，對比研究3種不同壓縮機級間冷卻方案下的系統性能，以確定壓縮機級間冷卻方案對系統性能的影響。3種方案如下：①單級壓縮無級間冷卻;②雙級壓縮有級間冷卻;③雙級壓縮無級間冷卻。

圖6為不同壓縮機級間冷卻方案下，膨脹機入口再熱溫度和系統效率對比圖。由圖可知，相比原始設計方案的原料空壓機/循環壓縮機為雙級壓縮加級間冷卻，當2個壓縮機采用雙級壓縮無級間冷卻方案時，膨脹機的再熱溫度TTURBINE IN可由110 ℃提高至265 ℃，而單級壓縮方案下膨脹機的再熱溫度TTURBINE IN可由110 ℃提高至260 ℃;雙級壓縮無級間冷卻方案下系統效率ηe為38.99%，遠大于采用雙級壓縮有級間冷卻方案時的31.11%，略小于采用單級壓縮方案時的39.53%.

圖7為2個壓縮機采用3種不同工作方案時系統主要參數對比圖。如圖所示，壓縮機分別采用雙級壓縮無級間冷卻方案與單級壓縮方案時，二者的壓縮機和膨脹機的相關參數較為相似;而壓縮機采用雙級壓縮有級間冷卻方案時，系統的壓縮機輸入功率、膨脹機中間再熱量及輸出功率較其它2種方案均較低。分析可知：若壓縮過程為等熵壓縮過程，則壓縮機在單級壓縮與雙級壓縮無級間冷卻2種工作方案下的工作過程完全一致，其耗功無差異;由于本模型所建立的壓縮機模型為考慮不可逆損失的絕熱過程，故2種工作方案下壓縮機的耗功及出口溫度等參數具有一定偏差，但差異不大。因此2種壓縮機工作方案下，膨脹機側的性能參數也保持在相當水平。當壓縮機采用雙級壓縮有級間冷卻方案時，壓縮機工作過程介于絕熱壓縮過程與等溫壓縮過程之間，因此其輸入功率小于前2種方案下的輸入功率，然而級間冷卻使得壓縮機出口溫度較前2種方案大幅降低，導致膨脹機的入口再熱溫度也隨之大幅降低，這使得膨脹機的中間再熱量和輸出功率大幅降低，因此雙級壓縮有級間冷卻方案下的系統效率最低?？紤]到壓縮機單級壓比不宜過大，故對于該深冷液化空氣儲能系統，應選擇2個壓縮機為雙級壓縮無級間冷卻的方案。

2.3 膨脹機級數的影響

系統采用原料空壓機、循環壓縮機為單級壓縮的方案，保持壓縮機出口空氣壓力及其它參數不變，僅在合理的范圍內改變膨脹機的級數，以研究膨脹機級數變化對系統性能的影響。圖8為系統主要參數隨膨脹機級數變化圖。由圖可知，隨著膨脹機的級數增加，壓縮機輸入功率保持不變，膨脹機中間再熱量增加、做功能力提高，即膨脹機輸出功率提高，系統效率ηe隨膨脹機級數增加而逐漸提升。分析其原因如下：由于膨脹機級數的改變不會對深冷液化空氣儲能系統蓄能過程的工作參數產生影響，因此壓縮機輸入功率保持不變，且壓縮機出口溫度也保持不變，因此膨脹機的再熱溫度TTURBINE IN不變;但是膨脹機級數的增加，將導致膨脹機的中間再熱量逐漸增加，使得膨脹過程的空氣做功能力增加，膨脹機輸出總功增加。因此，系統效率隨膨脹機級數增加而逐漸提升。當膨脹機級數由原始方案的4級增加為6級時，膨脹機輸出功率由280.28 kW提高到298.99 kW，系統效率ηe也由39.53%提升至42.42%.但膨脹機級數的不斷增加，會導致設備成本的急劇增加，同時增加系統不可逆損失，故對于該深冷液化空氣儲能系統，應選擇六級膨脹的膨脹發電方案。

3 系統優化設計方案

基于深冷液化空氣儲能系統關鍵因素影響規律的研究，對該系統進行優化設計。相較于原始設計方案，2個壓縮機采用雙級壓縮無級間冷卻方案，膨脹機級數由4級增加至6級，膨脹機再熱溫度TTURBINE IN由110 ℃提高至265 ℃，深冷泵輸入功率保持不變。表3為系統優化設計結果。

系統優化設計后，2個壓縮機輸入功率之和由559.14 kW增加至665.27 kW，增比為18.98%;同時，系統壓縮熱回收利用情況得到較大改善，利用率ηh由38.42%提升至64.12%，使得膨脹機的輸出功率由197.54 kW增加至301.85 kW，增比為5280%.由于輸出功率增比遠大于輸入功率增比，因此系統效率ηe由31.11%提升至41.82%。由表3可知，優化后系統中仍有部分壓縮熱未被利用，可以考慮在儲熱子系統中耦合有機朗肯循環或采用冷熱電三聯供的形式，進一步提高系統的整體能量轉換效率。

4 結 論

1）該深冷液化空氣儲能系統采用原始設計方案時，原料空壓機與循環壓縮機所能提供的壓縮熱品位較低，同時系統壓縮熱利用率為38.42%，導致系統效率較低，僅為31.11%;通過提高膨脹機入口再熱溫度，并充分利用系統壓縮熱，可顯著提高系統效率。

2）當壓縮機級數減少、采用無級間冷卻方案時，膨脹機入口再熱溫度顯著增加，使得系統效率大幅提升;隨著膨脹機級數的增多，膨脹環節壓縮熱利用總量越多，系統效率越高。系統采用單級壓縮和六級膨脹時，效率可分別提升至39.53%和42.42%;壓縮機采用雙級壓縮無級間冷卻方案時，系統效率可提高至38.99%.

3）提出了一種優化設計方案：壓縮機采用雙級壓縮無級間冷卻方案，膨脹機級數由4級增加至6級。相較于原始設計方案，優化系統膨脹機入口再熱溫度由110 ℃提升至265 ℃，壓縮熱利用率由38.42%提高至64.12%，系統效率由31.11%提升至41.82%.

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