儲能壓力對液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)特性的影響

劉青山,葛俊,黃葆華,王維萌,劉迎文,何雅玲

(1.西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安; 2.國網冀北電力有限公司,100054,北京; 3.國網冀北電力有限公司電力科學研究院,100045,北京)

近年來,我國可再生能源發(fā)電裝機容量逐年增加[1],但可再生能源的不穩(wěn)定性、波動性的固有特性嚴重制約其并網使用,目前我國風電棄風率高達30%[2-3],而儲能技術因具有顯著的調峰、調頻能力,可實現光伏發(fā)電、風力發(fā)電的非穩(wěn)態(tài)存儲及平穩(wěn)輸出,為可再生能源利用問題的解決提供了有效途徑[4-5]。因此,迫切需要發(fā)展各種安全可靠、持續(xù)高效的規(guī)模儲能技術。

圖1 液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)原理圖

壓縮空氣儲能技術作為滿足大規(guī)模調峰需求的能量型儲能技術,具有儲能容量大、壽命長、能量轉換效率高、環(huán)境污染小等優(yōu)勢,受到廣泛關注[6-10]。其中,液態(tài)壓縮空氣儲能技術(LAES)將空氣壓縮、液化以進行能量存儲,釋能時液化空氣加壓、氣化后進入透平膨脹做功驅動發(fā)電機發(fā)電,同時回收壓縮余熱、膨脹余冷、汽化潛熱。該技術采用液態(tài)空氣實現能量存儲,大大降低了能量存儲壓力,具有儲能密度高、安全高效、不受地理條件限制等優(yōu)勢[11-13]。陳海生等開發(fā)了超臨界液態(tài)空氣儲能技術,并開展了系統(tǒng)性能研究[14-16];白芳等分析了基于海蘭德循環(huán)與朗肯循環(huán)相結合的液態(tài)空氣儲能技術的循環(huán)效率[17];鄧章等提出了一種高壓液空儲能系統(tǒng)并進行了熱力學分析[18]。但是,現有研究多關注系統(tǒng)參數對性能的影響規(guī)律,未能深入探討各單元工作參數對系統(tǒng)性能的內在作用機理,基于熱力學理論的系統(tǒng)優(yōu)化分析研究也比較少。

因此,本文利用Aspen Plus軟件建立了該系統(tǒng)的模擬流程圖并開展流程仿真,對設計工況下系統(tǒng)的熱力學特性進行了分析,剖析了系統(tǒng)效率較低的原因,指出了系統(tǒng)優(yōu)化方向,深入研究了儲能壓力對系統(tǒng)各單元及系統(tǒng)能效的影響規(guī)律,可為液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)的能效提升提供一定的依據。

1 液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)

LAES系統(tǒng)在儲能環(huán)節(jié)中對壓縮空氣進行液態(tài)存儲,在釋能環(huán)節(jié)中對液空汽化潛熱進行回收利用有所不同,系統(tǒng)原理圖如圖1所示。LAES系統(tǒng)由壓縮凈化、液化、儲熱、蓄冷、膨脹發(fā)電這5個單元組成,其中儲熱單元工作時分為儲熱、釋熱階段,蓄冷單元工作時分為蓄冷、釋冷階段。

系統(tǒng)運行分為兩個獨立的儲能環(huán)節(jié)和釋能環(huán)節(jié),各單元依據功能分時段協同工作。

(1)儲能環(huán)節(jié)中,壓縮凈化單元、液化單元、儲熱單元(儲熱階段)、蓄冷單元(釋冷階段)同時工作。在壓縮凈化單元中,系統(tǒng)利用可再生能源、夜間的低價電能等驅動主壓縮機、循環(huán)壓縮機做功,經主壓縮機兩級加壓后的空氣進入分子篩進行純化處理,過濾掉空氣中的二氧化碳、水、乙炔等雜質氣體,純化后氣體一部分用作分子篩的再生氣源,剩余氣體與來自下游液化單元的氣態(tài)返流空氣相混合,進入循環(huán)壓縮機進一步升壓,然后進入液化單元。各級壓縮機出口的高壓高溫空氣進入儲熱單元,放熱降溫變成高壓常溫空氣,既保證壓縮機安全穩(wěn)定運行,同時提高容積效率和減少壓縮功,儲熱單元回收并存儲熱能以供釋能環(huán)節(jié)使用。在儲能環(huán)節(jié)中,儲熱單元處于儲熱工作階段,冷水儲罐中15 ℃左右的冷卻水泵進入空氣冷卻器中,與高溫高壓空氣進行換熱,冷水回收大量壓縮熱而升溫至120 ℃左右,以熱水形式將熱能存儲在熱水儲罐中。在液化單元中,來自上游的高壓常溫氣態(tài)空氣,經增壓制冷膨脹機組加壓后進入冷箱換熱,吸收蓄冷單元所提供的冷量以及低溫氣態(tài)返流空氣的冷量后排出冷箱,經節(jié)流閥及增壓制冷膨脹機組中膨脹機(制冷膨脹機)進一步膨脹降溫,變成氣液兩相狀態(tài)后進入氣液分離器,循環(huán)氣態(tài)產物作為返流空氣向冷箱提供冷量,液態(tài)空氣存儲在低溫液空儲罐中,制冷膨脹機的膨脹制冷所做功用于補償增壓制冷膨脹機組壓縮機產生的功耗,從而提升系統(tǒng)效率。蓄冷單元處于釋冷工作階段,0.85 MPa的載冷空氣在循環(huán)風機驅動下,反復完成循環(huán)風機-蓄冷罐取冷-冷箱釋冷-循環(huán)風機的冷量釋放工作。

(2)釋能環(huán)節(jié)中,膨脹發(fā)電單元、儲熱單元(釋熱階段)、蓄冷單元(蓄冷階段)同時工作。來自液空儲罐中的低溫液態(tài)空氣首先在深冷泵實現加壓,再進入蒸發(fā)器吸熱汽化為高壓常溫氣態(tài)空氣,隨后進入膨脹發(fā)電單元進行多級膨脹、輸出電能。各級膨脹機入口空氣均進入儲熱單元進行級間再熱,吸熱增焓后升溫至110 ℃左右,進一步提升空氣的膨脹做功能力。在處于釋熱工作階段的儲熱單元中,熱水儲罐中120 ℃左右的熱水在水泵的驅動下進入空氣加熱器,與空氣換熱完成釋熱降溫后回到冷水儲罐,蓄冷單元處于蓄冷工作階段,在循環(huán)風機的驅動作用下,0.85 MPa的載冷空氣反復完成循環(huán)風機-蒸發(fā)器取冷-蓄冷罐蓄冷-循環(huán)風機的冷量存儲工作[19-20]。

2 模型建立與驗證

本文選取某百千瓦級液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)作為研究對象,壓縮單元采用兩級壓縮、級間冷卻方案,膨脹發(fā)電單元采用多級膨脹、級間加熱方案,設計工況下儲能過程進料空氣體積流量為1 800 m3/h(文中體積流量為空氣在0 ℃、0.1 MPa狀態(tài)下的體積流量),液空儲罐儲能壓力為0.86 MPa,釋能過程依據工作時長進行流量設計,并保證儲能系統(tǒng)中液空儲罐在一個完整工作周期內工質的質量守恒。

根據液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)的運行特點,對LAES系統(tǒng)做如下簡化與假設:忽略空氣在分子篩中的組分變化;忽略管道中的散熱損失及壓降損失;忽略儲熱單元中儲水罐的熱量損失和蓄冷單元中蓄冷罐的冷量損失;忽略儲熱單元中水泵耗功和蓄冷單元中循環(huán)風機耗功。

2.1 數理模型

2.1.1 熱力學模型 在LAES系統(tǒng)儲能環(huán)節(jié)中,空氣在主壓縮機和循環(huán)壓縮機中經多級壓縮后變?yōu)楦邷馗邏簹怏w,各級出口空氣焓為

(1)

式中:hc,i為壓縮機各級入口比焓;hc,i+1為壓縮機各級出口比焓;ηc,i為第i級壓縮機的等熵效率;下標s代表等熵過程。

壓縮機總耗功為

Wc,j=qm_j∑(hc,i+1-hc,i)

(2)

式中:qm_j為壓縮機質量流量;Wc,j為壓縮機功率;j=1代表主壓縮機,j=2代表循環(huán)壓縮機。

壓縮空氣在冷箱中被循環(huán)空氣和蓄冷單元低溫空氣冷卻,各物流滿足能量守恒方程

qm_8(1-α)(h8-h9)+qm_8α(h8-h9a)=

qm_C1(hC2-hC1)+qm_11(h11a-h11)

(3)

式中:qm_8、qm_C1、qm_11分別為高壓空氣、蓄冷單元低溫空氣和循環(huán)氣態(tài)空氣的質量流量;α為制冷膨脹機空氣分量。

冷箱出口空氣一部分經節(jié)流閥等焓膨脹,一部分經制冷膨脹機絕熱膨脹,出口焓分別為

h10=h9

(4)

h9b=h9a-(h9a-h9b,s)ηt

(5)

式中ηt為制冷膨脹機等熵效率。

在LAES釋能環(huán)節(jié)中,低溫儲罐中的液態(tài)空氣經深冷泵加壓,出口焓和低溫泵功率分別為

(6)

Wp=qm_et(h13-h12a)

(7)

式中:ηp為低溫泵的等熵效率;qm_et為釋能環(huán)節(jié)空氣質量流量。

深冷泵出口的低溫高壓過冷液化空氣在蒸發(fā)器中吸熱氣化,將冷量回收并存儲。蒸發(fā)器出口空氣狀態(tài)可通過能量守恒方程計算得到,即

qm_et(h13a-h13)=qm_C4(hC4-hC5)

(8)

式中qm_C4為蓄冷單元中載冷空氣質量流量。

在多級膨脹機中,高壓空氣逐級絕熱膨脹,各級出口焓和輸出總功率分別為

het,i+1=het,i-(het,i-het,i+1,s)ηet,i

(9)

Wet=qm_et∑(het,i-het,i+1)

(10)

式中:het,i為膨脹機各級入口比焓;het,i+1為膨脹機各級出口比焓;ηet,i為第i級膨脹機的等熵效率;Wet為膨脹機總輸出功率。

2.1.2 系統(tǒng)性能指標 系統(tǒng)效率是評價儲能系統(tǒng)能量轉化利用率的重要指標,定義為釋能環(huán)節(jié)獲得的收益與儲能環(huán)節(jié)付出的代價之比。考慮到儲能環(huán)節(jié)與釋能環(huán)節(jié)的分時段工作特性,收益定義為膨脹機的輸出功與深冷泵耗功之差,代價則定義為主壓縮機與循環(huán)壓縮機的耗功之和,系統(tǒng)效率為

(11)

式中:τch、τdi分別為儲能、釋能環(huán)節(jié)工作時長。

當τdi=τch時

(12)

2.2 Aspen Plus流程仿真

本文借助Aspen Plus軟件建立了液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)的模擬流程圖,開展了流程仿真,物性計算采用PENG-ROB方法,模擬流程圖如圖2所示。其中MS-Q仿真模塊用于模擬分子篩中的溫升、壓降作用;MS仿真模塊用于實現分子篩下游的分流目的;“物流CI(-135 ℃)→物流CO(常溫)”代表儲能環(huán)節(jié)蓄冷單元的冷量釋放過程;“物流HI(常溫)→物流HO(-140 ℃)”代表釋能環(huán)節(jié)蓄冷單元的冷量回收過程。

AC1,AC2:主壓縮機;AC3,AC4:循環(huán)壓縮機;MS-Q:分子篩;BT:增壓制冷膨脹機組(增壓機);BT～WC:增壓機水冷卻器;HHE1～HHE4:空氣冷卻器;HX:冷箱;ET:增壓制冷膨脹機組(制冷膨脹機);VAVLE:節(jié)流閥;SV:儲罐;PUMP:深冷泵;EVA:蒸發(fā)器;CHE1～CHE4:空氣加熱器;AET1～AET4:膨脹機;其他:流量調節(jié)模塊(分流器、混流器)圖2 液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)模擬流程圖

系統(tǒng)主要運行參數如表1所示。其中主壓縮機和循環(huán)壓縮機均采用兩級等壓比壓縮方案,以保證較低的壓縮耗功;釋能環(huán)節(jié)中膨脹機采用4級變壓比膨脹方案,以保證末級排氣溫度接近環(huán)境溫度。

表1 液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)運行參數

2.3 流程仿真驗證

為了保證系統(tǒng)流程仿真的準確性,本文首先針對設計工況開展了驗證工作。選取液態(tài)空氣儲能系統(tǒng)各節(jié)點的溫度和壓力參數為對比對象,將仿真結果與原始設計參數進行了對比,如圖3、圖4所示,可知仿真獲得的系統(tǒng)各節(jié)點的溫度、壓力參數均與設計參數高度吻合,驗證了本文所建仿真流程的準確性。由圖3可知,循環(huán)壓縮機入口處的仿真結果與設計參數存在較小差異,主要是由物性方法的計算誤差導致的。

圖3 系統(tǒng)各節(jié)點溫度參數對比

圖4 系統(tǒng)各節(jié)點壓力參數對比

3 結果與討論

3.1 設計工況下系統(tǒng)性能的熱力學分析

本文首先針對設計工況進行系統(tǒng)熱力仿真計算,并對系統(tǒng)的熱力學特性進行了分析,仿真結果如表2、表3所示。由表2、表3可知:主壓縮機、循環(huán)壓縮機耗功分別為173.4、382.8 kW,循環(huán)壓縮機耗功為主壓縮機的2.21倍,占據系統(tǒng)總耗功的2/3以上,這主要是由于循環(huán)氣態(tài)產物的引入導致循環(huán)壓縮機具有相對較大的流量;膨脹機輸出總功為199.9 kW,系統(tǒng)效率較低,僅為31.61%。

儲熱、蓄冷單元中的余熱余冷回收與再利用的對比如圖5所示。由圖5可知,蓄冷單元中冷量的回收量與利用量相當,液空汽化潛熱回收利用較為充分,證明儲能系統(tǒng)蓄冷單元設計具有合理性,但儲熱單元在儲能環(huán)節(jié)共回收壓縮熱529.3 kW,遠大于釋能環(huán)節(jié)膨脹機級間再熱量212.3 kW,其余熱利用率僅為40.1%,系統(tǒng)由于存在大量能量損失而導致效率較低。

圖5 余熱余冷回收與再利用的對比

液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)設計工況下的主要工作參數如表3所示。由表3可知:主壓縮機、循環(huán)壓縮機各級出口溫度均高于130 ℃,但是膨脹機級間再熱溫度僅為114 ℃。這是因為壓縮熱的回收與利用需通過中間環(huán)節(jié),即儲熱單元中的兩組空氣換熱器來實現,并完成空氣內能-水熱力學能-空氣內能的能量轉換;根據熱流科學基礎理論,換熱器中存在不可避免的傳熱溫差,經兩次換熱后,膨脹機級間再熱溫度必然低于壓縮機出口溫度;設計工況中,循環(huán)壓縮機流量遠大于主壓縮機流量以及釋能環(huán)節(jié)中膨脹機流量。由于存在換熱器傳熱溫差,這限制了余熱的進一步回收和利用,傳熱過程中能量品位的降低導致用于膨脹機入口空氣再熱的熱能品位較低。儲、釋能環(huán)節(jié)余熱回收與利用過程的流量特性差異較大,而壓縮熱的大小與流量特性緊密相關,因此相對較小的膨脹機流量進一步限制了壓縮余熱的回收利用情況。

表2 液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)主要性能參數

表3 液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)主要工作參數

儲熱單元換熱器中的非等溫傳熱固有特性以及循環(huán)壓縮機的較大流量特性,共同導致系統(tǒng)中約60%的壓縮余熱無法得以利用,加之膨脹機因入口空氣的溫度有限,影響其膨脹做功能力,最終導致較低的系統(tǒng)電-電轉換效率。因此,為了有效提升液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)效率,則需提高壓縮機出口空氣溫度,以提升壓縮余熱的熱能品質,并進一步提升膨脹機入口空氣的膨脹做功能力,同時降低循環(huán)壓縮機的流量,以減少系統(tǒng)儲熱單元中的能量損失。

循環(huán)壓縮機流量為主壓縮機流量與氣態(tài)返流空氣流量之和,而主壓縮機流量取決于進料空氣流量,無法單獨改變,所以可考慮通過系統(tǒng)參數優(yōu)化降低返流空氣的流量,以減少循環(huán)壓縮機處壓縮熱的浪費量。由圖1、圖2可知,氣態(tài)返流空氣的循環(huán)流程自低溫液空儲罐開始,而止于循環(huán)壓縮機入口,貫穿壓縮單元和液化單元中多個工作部件。因此,低溫液空儲罐作為循環(huán)支路氣態(tài)返流空氣的起點,儲罐工作狀態(tài)與其上、下游環(huán)節(jié)中多個部件的工作參數間必然存在緊密關系,彼此相互影響:①氣液分離器中氣態(tài)產物經冷箱回收冷量后與來自主壓縮機的空氣混合后一起進入下游環(huán)節(jié),由于空氣在冷箱中壓降較小且可忽略不計,因此氣液分離器壓力,即儲能壓力應與主壓縮機出口壓力相匹配,以避免較大的壓降損失;②儲罐壓力變化將導致兩段壓縮機的壓比分配產生變化、深冷泵壓升變化,進一步導致各組件的工作溫度與功量發(fā)生變化;③儲罐壓力變化將直接導致液化單元中膨脹組件及氣液分離器的工作參數產生變化,使得循環(huán)氣體參數(流量、溫度等)發(fā)生較大變化。

綜上所述,低溫液空儲罐壓力,即系統(tǒng)儲能壓力將對液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)的整體性能起關鍵性作用,儲能壓力的變化將影響系統(tǒng)多單元的工作參數發(fā)生變化。通過儲能壓力的合理確定,協調系統(tǒng)各單元的工作特性,以提升壓縮余熱能量品位、有效降低循環(huán)空氣流量,從而改善系統(tǒng)中壓縮熱的利用情況,最終可提升整體性能,并獲得較高的系統(tǒng)效率。

3.2 儲能壓力對系統(tǒng)特性的影響規(guī)律

為了進一步研究系統(tǒng)儲能壓力對系統(tǒng)各單元工作參數的影響以及其對系統(tǒng)性能的影響規(guī)律,在主壓縮機入口壓力、循環(huán)壓縮機出口壓力均不變以及膨脹發(fā)電單元各級壓力參數不變的前提下,本文研究并對比分析了不同儲能壓力下系統(tǒng)的工作特性變化規(guī)律。

3.2.1 儲能壓力對壓縮和膨脹單元的影響 不同儲能壓力下,主壓縮機、循環(huán)壓縮機各級出口溫度的分布如表4所示。由表4可知:隨著儲能壓力的提升,主壓縮機各級出口溫度均逐漸升高,循環(huán)壓縮機各級出口溫度則表現出相反的變化趨勢;儲能壓力越大,二者溫跨越大,當儲能壓力為1.67 MPa時,主壓縮機出口溫度提升至約200 ℃,循環(huán)壓縮機出口溫度則降低至約100 ℃。由于主壓縮機入口壓力、循環(huán)壓縮機出口壓力保持不變,隨著儲能壓力的提升,主壓縮機總工作壓比增加、循環(huán)壓縮機總工作壓比減小。大壓比使得主壓縮機各級出口溫度均隨儲能壓力提升而升高,而循環(huán)壓縮機各級出口溫度均隨儲能壓力提升而降低。

表4 不同儲能壓力下壓縮機出口溫度的分布

充分考慮到主壓縮機和循環(huán)壓縮機出口溫度相差較大,膨脹機采用分段式級間換熱方案,即以低品位循環(huán)壓縮機壓縮熱作為初級熱源對膨脹機級間空氣進行預熱,以主壓縮機壓縮熱為二次熱源,進一步提高膨脹機的入口溫度,通過匹配計算,獲得5組儲能壓力下的膨脹機級間再熱溫度分別為114、125、140、150、160 ℃。因此,適當提升儲能壓力有利于提升膨脹機再熱溫度,從而增強膨脹機做功能力、提升系統(tǒng)效率,但若無限制提升儲能壓力,將導致主壓縮機工作溫度過高、循環(huán)壓縮機出口溫度過低,從而極大限制主壓縮機的工作壽命及循環(huán)壓縮機壓縮熱的回收,造成系統(tǒng)性能衰減。

3.2.2 儲能壓力對液化單元的影響 儲能壓力對液空儲罐工作溫度的影響規(guī)律如圖6所示。由圖6可知,隨著低溫儲罐儲能壓力的提升,工作溫度逐漸上升。來自節(jié)流閥和制冷膨脹機出口的空氣均處于兩相狀態(tài),二者混合后在氣液分離器中進行絕熱分離,因此氣液分離器及低溫液空儲罐中的空氣處于近飽和狀態(tài),當儲能壓力上升后,工作溫度也隨之上升,儲能溫度的升高有助于減少低溫液空儲箱的漏熱,進一步提高系統(tǒng)效率。然而,通過計算發(fā)現:在不改變其他工作參數條件下,當儲能壓力超過1.67 MPa時,儲罐工作溫度過高使得低溫氣態(tài)循環(huán)空氣所提供的冷量相對減少,無法滿足冷箱內高壓常溫空氣的液化負荷,導致冷箱無法正常工作;儲能壓力增加意味著耐壓性能要求的提升,這將導致安全性降低、成本增加。因此,儲能壓力在工程中存在合理取值問題。

圖6 儲能壓力對儲罐工作溫度的影響

圖7 儲能壓力對膨脹過程的影響

膨脹單元及氣液分離器工作參數隨儲能壓力的動態(tài)變化如圖7、圖8所示。由圖7、圖8可知:隨著儲能壓力的逐漸提升,節(jié)流閥出口的干度逐漸降低,制冷膨脹機出口帶液量也逐漸降低;由于膨脹后壓力隨儲能壓力提升而提升,但膨脹前壓力保持不變,因此膨脹過程前后壓差減小;較小的膨脹比導致等熵膨脹過程(制冷膨脹機)出口的液相分量減少,即膨脹機帶液量降低,節(jié)流閥中等焓膨脹過程閃蒸量同樣減少,即出口干度降低。由于制冷膨脹機出口帶液量的降低,可有效防止制冷膨脹機工作過程中液擊現象的出現,這有利于提升系統(tǒng)的安全性,同時可有效提升制冷膨脹機的工作壽命。

圖8 儲能壓力對氣液分離結果的影響

在等熵膨脹、等焓節(jié)流兩個過程的綜合作用下,氣液分離器中空氣的氣相分量呈現出先逐漸降低、后小量回升的變化趨勢。結合圖7可知:隨著儲能壓力的提升,節(jié)流閥出口干度大幅降低,其主導氣液分離器中氣相分量不斷降低;當儲能壓力提升至1.67 MPa后,節(jié)流閥出口干度變?yōu)?,膨脹過程從相變節(jié)流轉變?yōu)閱蜗喙?jié)流,節(jié)流膨脹過程對氣態(tài)分量不再起作用,此時制冷膨脹機出口氣相分量不斷增加且占主導作用,使得氣相分量出現拐點、呈現回升趨勢。

圖9 儲能壓力對系統(tǒng)體積流量的影響

氣液分離器中氣相分量作為循環(huán)空氣全部進入循環(huán)壓縮機,變化規(guī)律直接決定了循環(huán)空氣、循環(huán)壓縮機的流量特性,儲能壓力對系統(tǒng)體積流量的影響如圖9所示。由圖9可知:隨著儲能壓力的提升,循環(huán)空氣的流量先逐漸降低,后略有回升,流量最大降幅為0.55%;由于主壓縮機流量保持不變,而循環(huán)壓縮機流量等于主壓縮機流量與循環(huán)空氣流量之和,因此循環(huán)壓縮機流量保持與氣態(tài)循環(huán)空氣流量相一致的變化趨勢。

3.2.3 儲能壓力對系統(tǒng)性能的影響 不同儲能壓力下系統(tǒng)各個動力部件的功率分布情況如圖10所示。由圖10可知,隨著低溫儲罐儲能壓力的增大,主壓縮機耗功逐漸增大,循環(huán)壓縮機的耗功大幅降低,多級膨脹裝置輸出總功逐漸提升。

圖10 儲能壓力對系統(tǒng)功率的影響

儲能壓力的提升會導致主壓縮機工作壓比提升、循環(huán)壓縮機壓比降低,因此主壓縮機的壓比增加導致其耗功增加,循環(huán)壓縮機在低壓比、小流量的共同作用下耗功大幅降低。隨著儲能壓力的提升,膨脹機級間再熱溫度逐漸提升,由114 ℃提升至160 ℃,級間再熱量有所增加,空氣膨脹過程做功能力逐漸提升。由于儲能壓力的提升,深冷泵入口溫度、壓力均略有增加,在較高入口溫度、較低壓升的作用下,深冷泵耗功略有增加。系統(tǒng)效率隨儲能壓力的變化如圖11所示。結合圖10可知:隨著儲能壓力由0.86 MPa提升至1.67 MPa,主壓縮機耗功增加了62.5 kW,而循環(huán)壓縮機耗功降低了147.7 kW,儲能壓力提升使得系統(tǒng)總耗功降低,降幅為15.3%;同時,膨脹機輸出功增加了12.41%,系統(tǒng)收益增加,故系統(tǒng)效率隨儲能壓力提升而提升,效率由31.61%提升至42.54%。

圖11 系統(tǒng)效率隨儲能壓力的變化

4 結 論

本文建立了液態(tài)壓縮空氣儲能系統(tǒng)的熱力學模型,應用Aspen Plus軟件開展流程仿真,通過研究系統(tǒng)熱力學特性及儲能壓力對系統(tǒng)各單元參數的影響規(guī)律,可得如下結論。

(1)設計工況下,儲熱單元換熱器中的非等溫傳熱固有特性以及循環(huán)壓縮機的較大流量特性,共同限制了系統(tǒng)中壓縮余熱的能量品位及利用情況,儲能系統(tǒng)因為存在較大能量損失,所以具有較低的系統(tǒng)效率,其電-電轉換效率僅為31.61%。

(2)儲能壓力的提升會導致主壓縮機出口溫度逐漸升高、循環(huán)壓縮機出口溫度逐漸降低,使得系統(tǒng)壓縮熱能量品位得以提升,膨脹機級間再熱溫度由114 ℃提升至160 ℃。

(3)儲能壓力由0.86 MPa逐漸提升至1.67 MPa時,等焓膨脹過程中節(jié)流閥出口干度由15.78%逐漸降低至0,等熵膨脹過程中制冷膨脹機出口帶液量由11.33%降至2.7%,最終導致系統(tǒng)中循環(huán)空氣流量呈現先降低、后小幅回升的變化趨勢,流量最大降幅為0.55%。

(4)儲能壓力的提升,將導致主壓縮機耗功小幅增加、循環(huán)壓縮機耗功大幅降低、膨脹機輸出總功增加,綜合作用下系統(tǒng)效率由31.61%提升至42.54%。儲能壓力的提升可有效降低制冷膨脹機出口帶液量,對提升系統(tǒng)的安全、可靠性具有重要意義。