劉青山,葛俊,黃葆華,王維萌,劉迎文,何雅玲

(1.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院,710049,西安; 2.國(guó)網(wǎng)冀北電力有限公司,100054,北京; 3.國(guó)網(wǎng)冀北電力有限公司電力科學(xué)研究院,100045,北京)

近年來(lái),我國(guó)可再生能源發(fā)電裝機(jī)容量逐年增加[1],但可再生能源的不穩(wěn)定性、波動(dòng)性的固有特性嚴(yán)重制約其并網(wǎng)使用,目前我國(guó)風(fēng)電棄風(fēng)率高達(dá)30%[2-3],而儲(chǔ)能技術(shù)因具有顯著的調(diào)峰、調(diào)頻能力,可實(shí)現(xiàn)光伏發(fā)電、風(fēng)力發(fā)電的非穩(wěn)態(tài)存儲(chǔ)及平穩(wěn)輸出,為可再生能源利用問(wèn)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(chǔ)能技術(shù)。

圖1 液態(tài)壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)原理圖

壓縮空氣儲(chǔ)能技術(shù)作為滿(mǎn)足大規(guī)模調(diào)峰需求的能量型儲(chǔ)能技術(shù),具有儲(chǔ)能容量大、壽命長(zhǎng)、能量轉(zhuǎn)換效率高、環(huán)境污染小等優(yōu)勢(shì),受到廣泛關(guān)注[6-10]。其中,液態(tài)壓縮空氣儲(chǔ)能技術(shù)(LAES)將空氣壓縮、液化以進(jìn)行能量存儲(chǔ),釋能時(shí)液化空氣加壓、氣化后進(jìn)入透平膨脹做功驅(qū)動(dòng)發(fā)電機(jī)發(fā)電,同時(shí)回收壓縮余熱、膨脹余冷、汽化潛熱。該技術(shù)采用液態(tài)空氣實(shí)現(xiàn)能量存儲(chǔ),大大降低了能量存儲(chǔ)壓力,具有儲(chǔ)能密度高、安全高效、不受地理?xiàng)l件限制等優(yōu)勢(shì)[11-13]。陳海生等開(kāi)發(fā)了超臨界液態(tài)空氣儲(chǔ)能技術(shù),并開(kāi)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(jié)合的液態(tài)空氣儲(chǔ)能技術(shù)的循環(huán)效率[17];鄧章等提出了一種高壓液空儲(chǔ)能系統(tǒng)并進(jìn)行了熱力學(xué)分析[18]。但是,現(xiàn)有研究多關(guān)注系統(tǒng)參數(shù)對(duì)性能的影響規(guī)律,未能深入探討各單元工作參數(shù)對(duì)系統(tǒng)性能的內(nèi)在作用機(jī)理,基于熱力學(xué)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(kāi)展流程仿真,對(duì)設(shè)計(jì)工況下系統(tǒng)的熱力學(xué)特性進(jìn)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(chǔ)能壓力對(duì)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(chǔ)能系統(tǒng)的能效提升提供一定的依據(jù)。

1 液態(tài)壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)

LAES系統(tǒng)在儲(chǔ)能環(huán)節(jié)中對(duì)壓縮空氣進(jìn)行液態(tài)存儲(chǔ),在釋能環(huán)節(jié)中對(duì)液空汽化潛熱進(jìn)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(chǔ)熱、蓄冷、膨脹發(fā)電這5個(gè)單元組成,其中儲(chǔ)熱單元工作時(shí)分為儲(chǔ)熱、釋熱階段,蓄冷單元工作時(shí)分為蓄冷、釋冷階段。

系統(tǒng)運(yùn)行分為兩個(gè)獨(dú)立的儲(chǔ)能環(huán)節(jié)和釋能環(huán)節(jié),各單元依據(jù)功能分時(shí)段協(xié)同工作。

(1)儲(chǔ)能環(huán)節(jié)中,壓縮凈化單元、液化單元、儲(chǔ)熱單元(儲(chǔ)熱階段)、蓄冷單元(釋冷階段)同時(shí)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(jià)電能等驅(qū)動(dòng)主壓縮機(jī)、循環(huán)壓縮機(jī)做功,經(jīng)主壓縮機(jī)兩級(jí)加壓后的空氣進(jìn)入分子篩進(jìn)行純化處理,過(guò)濾掉空氣中的二氧化碳、水、乙炔等雜質(zhì)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(lái)自下游液化單元的氣態(tài)返流空氣相混合,進(jìn)入循環(huán)壓縮機(jī)進(jìn)一步升壓,然后進(jìn)入液化單元。各級(jí)壓縮機(jī)出口的高壓高溫空氣進(jìn)入儲(chǔ)熱單元,放熱降溫變成高壓常溫空氣,既保證壓縮機(jī)安全穩(wěn)定運(yùn)行,同時(shí)提高容積效率和減少壓縮功,儲(chǔ)熱單元回收并存儲(chǔ)熱能以供釋能環(huán)節(jié)使用。在儲(chǔ)能環(huán)節(jié)中,儲(chǔ)熱單元處于儲(chǔ)熱工作階段,冷水儲(chǔ)罐中15 ℃左右的冷卻水泵進(jìn)入空氣冷卻器中,與高溫高壓空氣進(jìn)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(chǔ)在熱水儲(chǔ)罐中。在液化單元中,來(lái)自上游的高壓常溫氣態(tài)空氣,經(jīng)增壓制冷膨脹機(jī)組加壓后進(jìn)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(jīng)節(jié)流閥及增壓制冷膨脹機(jī)組中膨脹機(jī)(制冷膨脹機(jī))進(jìn)一步膨脹降溫,變成氣液兩相狀態(tài)后進(jìn)入氣液分離器,循環(huán)氣態(tài)產(chǎn)物作為返流空氣向冷箱提供冷量,液態(tài)空氣存儲(chǔ)在低溫液空儲(chǔ)罐中,制冷膨脹機(jī)的膨脹制冷所做功用于補(bǔ)償增壓制冷膨脹機(jī)組壓縮機(jī)產(chǎn)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(fēng)機(jī)驅(qū)動(dòng)下,反復(fù)完成循環(huán)風(fēng)機(jī)-蓄冷罐取冷-冷箱釋冷-循環(huán)風(fēng)機(jī)的冷量釋放工作。

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

2 模型建立與驗(yàn)證

本文選取某百千瓦級(jí)液態(tài)壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)作為研究對(duì)象,壓縮單元采用兩級(jí)壓縮、級(jí)間冷卻方案,膨脹發(fā)電單元采用多級(jí)膨脹、級(jí)間加熱方案,設(shè)計(jì)工況下儲(chǔ)能過(guò)程進(jìn)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(chǔ)罐儲(chǔ)能壓力為0.86 MPa,釋能過(guò)程依據(jù)工作時(shí)長(zhǎng)進(jìn)行流量設(shè)計(jì),并保證儲(chǔ)能系統(tǒng)中液空儲(chǔ)罐在一個(gè)完整工作周期內(nèi)工質(zhì)的質(zhì)量守恒。

根據(jù)液態(tài)壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)的運(yùn)行特點(diǎn),對(duì)LAES系統(tǒng)做如下簡(jiǎn)化與假設(shè):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?xún)?chǔ)熱單元中儲(chǔ)水罐的熱量損失和蓄冷單元中蓄冷罐的冷量損失;忽略?xún)?chǔ)熱單元中水泵耗功和蓄冷單元中循環(huán)風(fēng)機(jī)耗功。

2.1 數(shù)理模型

2.1.1 熱力學(xué)模型 在LAES系統(tǒng)儲(chǔ)能環(huán)節(jié)中,空氣在主壓縮機(jī)和循環(huán)壓縮機(jī)中經(jīng)多級(jí)壓縮后變?yōu)楦邷馗邏簹怏w,各級(jí)出口空氣焓為

(1)

式中:hc,i為壓縮機(jī)各級(jí)入口比焓;hc,i+1為壓縮機(jī)各級(jí)出口比焓;ηc,i為第i級(jí)壓縮機(jī)的等熵效率;下標(biāo)s代表等熵過(guò)程。

壓縮機(jī)總耗功為

Wc,j=qm_j∑(hc,i+1-hc,i)

(2)

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

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(mǎn)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(zhì)量流量;α為制冷膨脹機(jī)空氣分量。

冷箱出口空氣一部分經(jīng)節(jié)流閥等焓膨脹,一部分經(jīng)制冷膨脹機(jī)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(jī)等熵效率。

在LAES釋能環(huán)節(jié)中,低溫儲(chǔ)罐中的液態(tài)空氣經(jīng)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(zhì)量流量。

深冷泵出口的低溫高壓過(guò)冷液化空氣在蒸發(fā)器中吸熱氣化,將冷量回收并存儲(chǔ)。蒸發(fā)器出口空氣狀態(tài)可通過(guò)能量守恒方程計(jì)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(zhì)量流量。

在多級(jí)膨脹機(jī)中,高壓空氣逐級(jí)絕熱膨脹,各級(jí)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(jī)各級(jí)入口比焓;het,i+1為膨脹機(jī)各級(jí)出口比焓;ηet,i為第i級(jí)膨脹機(jī)的等熵效率;Wet為膨脹機(jī)總輸出功率。

2.1.2 系統(tǒng)性能指標(biāo) 系統(tǒng)效率是評(píng)價(jià)儲(chǔ)能系統(tǒng)能量轉(zhuǎn)化利用率的重要指標(biāo),定義為釋能環(huán)節(jié)獲得的收益與儲(chǔ)能環(huán)節(jié)付出的代價(jià)之比?？紤]到儲(chǔ)能環(huán)節(jié)與釋能環(huán)節(jié)的分時(shí)段工作特性,收益定義為膨脹機(jī)的輸出功與深冷泵耗功之差,代價(jià)則定義為主壓縮機(jī)與循環(huán)壓縮機(jī)的耗功之和,系統(tǒng)效率為

(11)

式中:τch、τdi分別為儲(chǔ)能、釋能環(huán)節(jié)工作時(shí)長(zhǎng)。

當(dāng)τdi=τch時(shí)

(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(chǔ)能系統(tǒng)的模擬流程圖,開(kāi)展了流程仿真,物性計(jì)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(shí)現(xiàn)分子篩下游的分流目的;“物流CI(-135 ℃)→物流CO(常溫)”代表儲(chǔ)能環(huán)節(jié)蓄冷單元的冷量釋放過(guò)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(guò)程。

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

系統(tǒng)主要運(yùn)行參數(shù)如表1所示。其中主壓縮機(jī)和循環(huán)壓縮機(jī)均采用兩級(jí)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(jī)采用4級(jí)變壓比膨脹方案,以保證末級(jí)排氣溫度接近環(huán)境溫度。

表1 液態(tài)壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)運(yùn)行參數(shù)

2.3 流程仿真驗(yàn)證

為了保證系統(tǒng)流程仿真的準(zhǔn)確性,本文首先針對(duì)設(shè)計(jì)工況開(kāi)展了驗(yàn)證工作。選取液態(tài)空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)各節(jié)點(diǎn)的溫度和壓力參數(shù)為對(duì)比對(duì)象,將仿真結(jié)果與原始設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行了對(duì)比,如圖3、圖4所示,可知仿真獲得的系統(tǒng)各節(jié)點(diǎn)的溫度、壓力參數(shù)均與設(shè)計(jì)參數(shù)高度吻合,驗(yàn)證了本文所建仿真流程的準(zhǔn)確性。由圖3可知,循環(huán)壓縮機(jī)入口處的仿真結(jié)果與設(shè)計(jì)參數(shù)存在較小差異,主要是由物性方法的計(jì)算誤差導(dǎo)致的。

圖3 系統(tǒng)各節(jié)點(diǎn)溫度參數(shù)對(duì)比

圖4 系統(tǒng)各節(jié)點(diǎn)壓力參數(shù)對(duì)比

3 結(jié)果與討論

3.1 設(shè)計(jì)工況下系統(tǒng)性能的熱力學(xué)分析

本文首先針對(duì)設(shè)計(jì)工況進(jìn)行系統(tǒng)熱力仿真計(jì)算,并對(duì)系統(tǒng)的熱力學(xué)特性進(jìn)行了分析,仿真結(jié)果如表2、表3所示。由表2、表3可知:主壓縮機(jī)、循環(huán)壓縮機(jī)耗功分別為173.4、382.8 kW,循環(huán)壓縮機(jī)耗功為主壓縮機(jī)的2.21倍,占據(jù)系統(tǒng)總耗功的2/3以上,這主要是由于循環(huán)氣態(tài)產(chǎn)物的引入導(dǎo)致循環(huán)壓縮機(jī)具有相對(duì)較大的流量;膨脹機(jī)輸出總功為199.9 kW,系統(tǒng)效率較低,僅為31.61%。

儲(chǔ)熱、蓄冷單元中的余熱余冷回收與再利用的對(duì)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(dāng),液空汽化潛熱回收利用較為充分,證明儲(chǔ)能系統(tǒng)蓄冷單元設(shè)計(jì)具有合理性,但儲(chǔ)熱單元在儲(chǔ)能環(huán)節(jié)共回收壓縮熱529.3 kW,遠(yuǎn)大于釋能環(huán)節(jié)膨脹機(jī)級(jí)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(dǎo)致效率較低。

圖5 余熱余冷回收與再利用的對(duì)比

液態(tài)壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)設(shè)計(jì)工況下的主要工作參數(shù)如表3所示。由表3可知:主壓縮機(jī)、循環(huán)壓縮機(jī)各級(jí)出口溫度均高于130 ℃,但是膨脹機(jī)級(jí)間再熱溫度僅為114 ℃。這是因?yàn)閴嚎s熱的回收與利用需通過(guò)中間環(huán)節(jié),即儲(chǔ)熱單元中的兩組空氣換熱器來(lái)實(shí)現(xiàn),并完成空氣內(nèi)能-水熱力學(xué)能-空氣內(nèi)能的能量轉(zhuǎn)換;根據(jù)熱流科學(xué)基礎(chǔ)理論,換熱器中存在不可避免的傳熱溫差,經(jīng)兩次換熱后,膨脹機(jī)級(jí)間再熱溫度必然低于壓縮機(jī)出口溫度;設(shè)計(jì)工況中,循環(huán)壓縮機(jī)流量遠(yuǎn)大于主壓縮機(jī)流量以及釋能環(huán)節(jié)中膨脹機(jī)流量。由于存在換熱器傳熱溫差,這限制了余熱的進(jìn)一步回收和利用,傳熱過(guò)程中能量品位的降低導(dǎo)致用于膨脹機(jī)入口空氣再熱的熱能品位較低。儲(chǔ)、釋能環(huán)節(jié)余熱回收與利用過(guò)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(guān),因此相對(duì)較小的膨脹機(jī)流量進(jìn)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(chǔ)能系統(tǒng)主要性能參數(shù)

表3 液態(tài)壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)主要工作參數(shù)

儲(chǔ)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(jī)的較大流量特性,共同導(dǎo)致系統(tǒng)中約60%的壓縮余熱無(wú)法得以利用,加之膨脹機(jī)因入口空氣的溫度有限,影響其膨脹做功能力,最終導(dǎo)致較低的系統(tǒng)電-電轉(zhuǎn)換效率。因此,為了有效提升液態(tài)壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)效率,則需提高壓縮機(jī)出口空氣溫度,以提升壓縮余熱的熱能品質(zhì),并進(jìn)一步提升膨脹機(jī)入口空氣的膨脹做功能力,同時(shí)降低循環(huán)壓縮機(jī)的流量,以減少系統(tǒng)儲(chǔ)熱單元中的能量損失。

循環(huán)壓縮機(jī)流量為主壓縮機(jī)流量與氣態(tài)返流空氣流量之和,而主壓縮機(jī)流量取決于進(jìn)料空氣流量,無(wú)法單獨(dú)改變,所以可考慮通過(guò)系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化降低返流空氣的流量,以減少循環(huán)壓縮機(jī)處壓縮熱的浪費(fèi)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(chǔ)罐開(kāi)始,而止于循環(huán)壓縮機(jī)入口,貫穿壓縮單元和液化單元中多個(gè)工作部件。因此,低溫液空儲(chǔ)罐作為循環(huán)支路氣態(tài)返流空氣的起點(diǎn),儲(chǔ)罐工作狀態(tài)與其上、下游環(huán)節(jié)中多個(gè)部件的工作參數(shù)間必然存在緊密關(guān)系,彼此相互影響:①氣液分離器中氣態(tài)產(chǎn)物經(jīng)冷箱回收冷量后與來(lái)自主壓縮機(jī)的空氣混合后一起進(jìn)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(jì),因此氣液分離器壓力,即儲(chǔ)能壓力應(yīng)與主壓縮機(jī)出口壓力相匹配,以避免較大的壓降損失;②儲(chǔ)罐壓力變化將導(dǎo)致兩段壓縮機(jī)的壓比分配產(chǎn)生變化、深冷泵壓升變化,進(jìn)一步導(dǎo)致各組件的工作溫度與功量發(fā)生變化;③儲(chǔ)罐壓力變化將直接導(dǎo)致液化單元中膨脹組件及氣液分離器的工作參數(shù)產(chǎn)生變化,使得循環(huán)氣體參數(shù)(流量、溫度等)發(fā)生較大變化。

綜上所述,低溫液空儲(chǔ)罐壓力,即系統(tǒng)儲(chǔ)能壓力將對(duì)液態(tài)壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)的整體性能起關(guān)鍵性作用,儲(chǔ)能壓力的變化將影響系統(tǒng)多單元的工作參數(shù)發(fā)生變化。通過(guò)儲(chǔ)能壓力的合理確定,協(xié)調(diào)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(chǔ)能壓力對(duì)系統(tǒng)特性的影響規(guī)律

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

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

表4 不同儲(chǔ)能壓力下壓縮機(jī)出口溫度的分布

充分考慮到主壓縮機(jī)和循環(huán)壓縮機(jī)出口溫度相差較大,膨脹機(jī)采用分段式級(jí)間換熱方案,即以低品位循環(huán)壓縮機(jī)壓縮熱作為初級(jí)熱源對(duì)膨脹機(jī)級(jí)間空氣進(jìn)行預(yù)熱,以主壓縮機(jī)壓縮熱為二次熱源,進(jìn)一步提高膨脹機(jī)的入口溫度,通過(guò)匹配計(jì)算,獲得5組儲(chǔ)能壓力下的膨脹機(jī)級(jí)間再熱溫度分別為114、125、140、150、160 ℃。因此,適當(dāng)提升儲(chǔ)能壓力有利于提升膨脹機(jī)再熱溫度,從而增強(qiáng)膨脹機(jī)做功能力、提升系統(tǒng)效率,但若無(wú)限制提升儲(chǔ)能壓力,將導(dǎo)致主壓縮機(jī)工作溫度過(guò)高、循環(huán)壓縮機(jī)出口溫度過(guò)低,從而極大限制主壓縮機(jī)的工作壽命及循環(huán)壓縮機(jī)壓縮熱的回收,造成系統(tǒng)性能衰減。

3.2.2 儲(chǔ)能壓力對(duì)液化單元的影響 儲(chǔ)能壓力對(duì)液空儲(chǔ)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(chǔ)罐儲(chǔ)能壓力的提升,工作溫度逐漸上升。來(lái)自節(jié)流閥和制冷膨脹機(jī)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(jìn)行絕熱分離,因此氣液分離器及低溫液空儲(chǔ)罐中的空氣處于近飽和狀態(tài),當(dāng)儲(chǔ)能壓力上升后,工作溫度也隨之上升,儲(chǔ)能溫度的升高有助于減少低溫液空儲(chǔ)箱的漏熱,進(jìn)一步提高系統(tǒng)效率。然而,通過(guò)計(jì)算發(fā)現(xiàn):在不改變其他工作參數(shù)條件下,當(dāng)儲(chǔ)能壓力超過(guò)1.67 MPa時(shí),儲(chǔ)罐工作溫度過(guò)高使得低溫氣態(tài)循環(huán)空氣所提供的冷量相對(duì)減少,無(wú)法滿(mǎn)足冷箱內(nèi)高壓常溫空氣的液化負(fù)荷,導(dǎo)致冷箱無(wú)法正常工作;儲(chǔ)能壓力增加意味著耐壓性能要求的提升,這將導(dǎo)致安全性降低、成本增加。因此,儲(chǔ)能壓力在工程中存在合理取值問(wèn)題。

圖6 儲(chǔ)能壓力對(duì)儲(chǔ)罐工作溫度的影響

圖7 儲(chǔ)能壓力對(duì)膨脹過(guò)程的影響

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

圖8 儲(chǔ)能壓力對(duì)氣液分離結(jié)果的影響

在等熵膨脹、等焓節(jié)流兩個(gè)過(guò)程的綜合作用下,氣液分離器中空氣的氣相分量呈現(xiàn)出先逐漸降低、后小量回升的變化趨勢(shì)。結(jié)合圖7可知:隨著儲(chǔ)能壓力的提升,節(jié)流閥出口干度大幅降低,其主導(dǎo)氣液分離器中氣相分量不斷降低;當(dāng)儲(chǔ)能壓力提升至1.67 MPa后,節(jié)流閥出口干度變?yōu)?,膨脹過(guò)程從相變節(jié)流轉(zhuǎn)變?yōu)閱蜗喙?jié)流,節(jié)流膨脹過(guò)程對(duì)氣態(tài)分量不再起作用,此時(shí)制冷膨脹機(jī)出口氣相分量不斷增加且占主導(dǎo)作用,使得氣相分量出現(xiàn)拐點(diǎn)、呈現(xiàn)回升趨勢(shì)。

圖9 儲(chǔ)能壓力對(duì)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(jìn)入循環(huán)壓縮機(jī),變化規(guī)律直接決定了循環(huán)空氣、循環(huán)壓縮機(jī)的流量特性,儲(chǔ)能壓力對(duì)系統(tǒng)體積流量的影響如圖9所示。由圖9可知:隨著儲(chǔ)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(jī)流量保持不變,而循環(huán)壓縮機(jī)流量等于主壓縮機(jī)流量與循環(huán)空氣流量之和,因此循環(huán)壓縮機(jī)流量保持與氣態(tài)循環(huán)空氣流量相一致的變化趨勢(shì)。

3.2.3 儲(chǔ)能壓力對(duì)系統(tǒng)性能的影響 不同儲(chǔ)能壓力下系統(tǒng)各個(gè)動(dòng)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(chǔ)罐儲(chǔ)能壓力的增大,主壓縮機(jī)耗功逐漸增大,循環(huán)壓縮機(jī)的耗功大幅降低,多級(jí)膨脹裝置輸出總功逐漸提升。

圖10 儲(chǔ)能壓力對(duì)系統(tǒng)功率的影響

儲(chǔ)能壓力的提升會(huì)導(dǎo)致主壓縮機(jī)工作壓比提升、循環(huán)壓縮機(jī)壓比降低,因此主壓縮機(jī)的壓比增加導(dǎo)致其耗功增加,循環(huán)壓縮機(jī)在低壓比、小流量的共同作用下耗功大幅降低。隨著儲(chǔ)能壓力的提升,膨脹機(jī)級(jí)間再熱溫度逐漸提升,由114 ℃提升至160 ℃,級(jí)間再熱量有所增加,空氣膨脹過(guò)程做功能力逐漸提升。由于儲(chǔ)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(chǔ)能壓力的變化如圖11所示。結(jié)合圖10可知:隨著儲(chǔ)能壓力由0.86 MPa提升至1.67 MPa,主壓縮機(jī)耗功增加了62.5 kW,而循環(huán)壓縮機(jī)耗功降低了147.7 kW,儲(chǔ)能壓力提升使得系統(tǒng)總耗功降低,降幅為15.3%;同時(shí),膨脹機(jī)輸出功增加了12.41%,系統(tǒng)收益增加,故系統(tǒng)效率隨儲(chǔ)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(chǔ)能壓力的變化

4 結(jié) 論

本文建立了液態(tài)壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)的熱力學(xué)模型,應(yīng)用Aspen Plus軟件開(kāi)展流程仿真,通過(guò)研究系統(tǒng)熱力學(xué)特性及儲(chǔ)能壓力對(duì)系統(tǒng)各單元參數(shù)的影響規(guī)律,可得如下結(jié)論。

(1)設(shè)計(jì)工況下,儲(chǔ)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(jī)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(chǔ)能系統(tǒng)因?yàn)榇嬖谳^大能量損失,所以具有較低的系統(tǒng)效率,其電-電轉(zhuǎn)換效率僅為31.61%。

(2)儲(chǔ)能壓力的提升會(huì)導(dǎo)致主壓縮機(jī)出口溫度逐漸升高、循環(huán)壓縮機(jī)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(jī)級(jí)間再熱溫度由114 ℃提升至160 ℃。

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

(4)儲(chǔ)能壓力的提升,將導(dǎo)致主壓縮機(jī)耗功小幅增加、循環(huán)壓縮機(jī)耗功大幅降低、膨脹機(jī)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(chǔ)能壓力的提升可有效降低制冷膨脹機(jī)出口帶液量,對(duì)提升系統(tǒng)的安全、可靠性具有重要意義。