凌晨,吳斌,朱學成,陶剛,袁兵,李季,李睿,姜小峰

(1.中國能源建設(shè)集團江蘇省電力設(shè)計院有限公司,南京 211111;2.中能建數(shù)字科技集團有限公司,北京 100022)

在“高效、清潔、低碳”的能源利用背景下,煤電進一步為太陽能、風能等新能源發(fā)電技術(shù)的發(fā)展讓路,大批新能源發(fā)電裝機容量并網(wǎng)對電網(wǎng)的穩(wěn)定運行造成了一定的沖擊,未來以新能源為主體的新型電力系統(tǒng)中,儲能將為電網(wǎng)的安全、穩(wěn)定運行提供重要的支撐作用。而其中,壓縮空氣儲能和抽水蓄能以“規(guī)模大、效率高、造價低”的特點具有較好的應用前景和推廣價值,抽水蓄能是目前最為成熟的大型物理儲能技術(shù),但其本身存在選址要求高和建設(shè)周期長的特點,也一定程度上限制了其大規(guī)模應用推廣[1-2]。相較于抽水蓄能技術(shù),壓縮空氣儲能在建設(shè)周期和選址要求上存在較為明顯的優(yōu)勢,在大型物理儲能領(lǐng)域內(nèi),可作為抽水蓄能的重要補充部分。近年來,中國能建、中國電建等單位利用自身在傳統(tǒng)能源領(lǐng)域的技術(shù)優(yōu)勢,推動了大容量壓縮空氣儲能電站的集成技術(shù)研發(fā)、核心設(shè)備研制和地下工程研究工作,壓縮空氣儲能產(chǎn)業(yè)迎來爆發(fā)式發(fā)展,國內(nèi)已有多座300 MW級及以上壓縮空氣儲能電站處于建設(shè)階段。本文著重對350 MW級先進壓縮空氣儲能系統(tǒng)進行建模,仿真分析不同因素對壓縮空氣儲能系統(tǒng)熱力性能的影響。

1 壓縮空氣儲能技術(shù)

壓縮空氣儲能技術(shù)是利用電網(wǎng)低谷電或棄風棄光廢電驅(qū)動壓縮機壓縮空氣,將富余的電能轉(zhuǎn)化成空氣勢能儲存到鹽穴、巖石礦洞、人工硐室或其他壓力容器等儲氣庫中,并采用熱水、導熱油或熔融鹽等儲熱介質(zhì)回收壓縮熱;在用電高峰期,從儲氣庫中釋放出的高壓空氣經(jīng)加熱升溫后通過膨脹機做功,驅(qū)動發(fā)電機發(fā)電,從而實現(xiàn)能量的存儲和釋放。壓縮空氣儲能系統(tǒng)有多種類型,按照不同的標準有不同的分類,目前已商業(yè)化運行的壓縮空氣儲能技術(shù)路線主要是補燃式壓縮空氣儲能系統(tǒng)和非補燃式壓縮空氣儲能系統(tǒng)。相對補燃式壓縮空氣儲能技術(shù),非補燃式壓縮空氣儲能技術(shù)不需要燃燒化石燃料,無大氣污染物及CO2排放,屬于環(huán)境友好型技術(shù)。非補燃式壓縮空氣儲能技術(shù)又可分為無外部熱源式(高溫絕熱壓縮、中溫絕熱壓縮)和有外部熱源式(光熱、工業(yè)余熱等)[3-5]。

補燃式壓縮空氣儲能技術(shù)由燃氣輪機技術(shù)衍生而來,世界上首座補燃式壓縮空氣儲能商業(yè)化運行電站是1978年投運的德國Huntorf電站,電站壓縮機功率為60 MW,膨脹機的功率為290 MW,充氣儲能時間為8 h,放氣發(fā)電時間為2 h,機組的實際運行效率約為42%。美國亞拉巴馬州西南部的Mclntosh電站是世界上第二座壓縮空氣儲能電站,機組的壓縮機功率為50 MW,膨脹機的功率為110 MW。機組可連續(xù)充氣時長高達41 h,連續(xù)發(fā)電可達26 h,機組實際運行效率可達54%[6-7]。

目前,國內(nèi)尚無正式投產(chǎn)的補燃式壓縮空氣儲能電站。但是,我國在非補燃式壓縮空氣儲能技術(shù)的工程實施走在了世界前列,由中鹽集團、清華大學和中國華能牽頭投資建設(shè)、中國能建江蘇院總體設(shè)計的江蘇金壇鹽穴壓縮空氣儲能國家試驗示范項目已于2022年5月26日完成整套機組商運投產(chǎn),機組裝機容量為60 MW,儲能時間為8 h,發(fā)電時間為2 h,機組的設(shè)計效率為60%。除此之外,由中國能建牽頭投資的湖北應城、山東泰安、遼寧朝陽、甘肅酒泉、甘肅金昌等一批300 MW級壓縮空氣儲能電站均于2022年內(nèi)成功實現(xiàn)開工建設(shè),我國大型非補燃式壓縮空氣儲能電站技術(shù)的發(fā)展與應用進入了“快車道”。

2 仿真模型

2.1 熱力系統(tǒng)簡介

非補燃式壓縮空氣儲能電站核心組成有壓縮機、膨脹機、換熱器、高低溫儲罐以及儲氣庫,如圖1所示。壓縮空氣儲能系統(tǒng)采用多段壓縮和多段膨脹結(jié)構(gòu),壓縮過程中環(huán)境空氣經(jīng)多段壓縮和中間冷卻后流入儲氣庫;膨脹過程中來自儲氣庫的高壓空氣經(jīng)多段中間加熱和膨脹做功后排向大氣;儲換熱系統(tǒng)配置高、低溫儲熱工質(zhì)罐,用于存放儲熱工質(zhì)。由圖1可知,由于換熱端差和段間阻力損失存在,根據(jù)能量守恒定律,壓縮熱均不能在單次循環(huán)中被完全消納;合理選取壓縮和膨脹段數(shù),也即壓縮機段間排氣溫度,在提高系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率的同時,綜合考量設(shè)備的投資成本,為實際工程的初步設(shè)計提供指導作用。

圖1 非補燃式壓縮空氣儲能系統(tǒng)示意圖

2.2 系統(tǒng)數(shù)學模型

基于2.1節(jié)中的工質(zhì)循環(huán)流程以及本文的仿真分析需求,仿真分析系統(tǒng)的數(shù)學模型包含壓縮機、換熱器、膨脹機和性能指標四個部分。首先作出如下假設(shè)[8-9]：

(1)將空氣視為理想氣體,其性質(zhì)滿足理想氣體狀態(tài)方程;

(2)不計漏氣損失和散熱損失,儲熱罐溫度和儲氣庫溫度恒定;

(3)膨脹過程采用等比膨脹形式。

2.2.1 壓縮機

壓縮機軸功率為：

(1)

壓縮機進、出口溫度和壓力滿足：

(2)

式中：Pcin、Pcout為壓縮機的進出口壓力,bar;Tcin、Tcout為壓縮機進出口溫度,K;k為絕熱指數(shù);R為空氣氣體常數(shù);Wc為壓縮機軸功率,W;γ為壓縮機的多變指數(shù);Gc為壓縮機空氣質(zhì)量流量,kg/s;ηc為壓縮機的多變效率。

2.2.2 換熱器

換熱器的換熱效率為：

(3)

式中：Tain、Taout為換熱器空氣側(cè)(管側(cè))的進出口溫度,℃;Txin、Txout為換熱器換熱介質(zhì)側(cè)(殼側(cè))的進出口溫度,℃;cpa、cpx為空氣和傳熱介質(zhì)比熱容,kJ/(kg·K);Gx、Gc為管側(cè)、殼側(cè)傳熱介質(zhì)流量,kg/s;ETA為換熱器效率。

2.2.3 空氣膨脹機

膨脹機的輸出軸功率為：

(4)

膨脹機進、出口的溫度和壓力滿足：

(5)

式中：Pein、Peout為膨脹機的進出口壓力,bar;Tein、Teout為膨脹機進出口溫度,K;Ge為膨脹機空氣質(zhì)量流量,kg/s;ηt為膨脹機的等熵效率;We為膨脹機軸功率,W。

2.2.4 系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率

在一個壓縮蓄能和膨脹釋能的運行周期中,儲能過程時間為tc,釋能過程時間為te,壓縮時段和膨脹時段的空氣總質(zhì)量相等,有Gctc=Gete,則系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率為：

(6)

=f(βc,i,βe,j,Tcin,i,Tein,j,ηc,i,ηt,j)

式中：βc,i、βe,j分別表示第i段壓縮機壓縮比及第j段膨脹機膨脹比。

3 仿真結(jié)果分析

綜合上述模型,以國內(nèi)某350 MW級壓縮空氣儲能電站為研究對象,該機組儲能時長為12 h,釋能時長為6 h,基于EXCEL、EBSILON等軟件構(gòu)建壓縮空氣儲能電站仿真系統(tǒng),深入研究分析不同因素對系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率的影響。本文研究的壓縮空氣儲能電站熱力系統(tǒng)基準工況參數(shù)如表1所示。

表1 壓縮空氣儲能電站主要性能參數(shù)

3.1 儲氣庫壓力

在分析儲氣庫壓力變化時,不考慮壓力波動對于壓縮側(cè)最佳段數(shù)或膨脹側(cè)最佳段數(shù)可能帶來的影響,改變儲氣庫上限壓力從17.5 MPa逐漸降低至7.5 MPa,儲氣庫壓力波動范圍限定為1.6 MPa,維持發(fā)電機功率不變,分析得到系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率的變化如圖2所示。

圖2 儲氣庫壓力對系統(tǒng)效率、膨脹機排氣溫度的影響

由圖2可知,壓縮空氣儲能系統(tǒng)的轉(zhuǎn)換效率隨著儲氣庫壓力的升高先增加再降低,這是由于隨著儲氣室壓力的升高,空氣膨脹機入口壓力升高,單位質(zhì)量空氣的做功能力增大,空氣膨脹機的空氣流量減小,壓縮側(cè)的工質(zhì)流量相應減小,壓縮側(cè)整體的耗功隨壓縮空氣的流量減小而降低。同時儲氣室壓力的升高引起末級壓縮機的壓縮比增大、耗功有所增加。雖然末級壓縮機的排氣溫度提高有助于提高末級壓縮機傳熱介質(zhì)的最高溫度,但是末級壓縮機的出口溫度相對較低,有相當一部分壓縮熱被冷卻水冷卻,沒有將熱量反饋至膨脹側(cè)壓縮空氣,未被有效利用。膨脹機的排氣溫度隨著儲氣庫壓力升高而降低。

由圖3可知,隨著儲氣庫壓力升高,由于壓縮機在壓縮過程中的總工質(zhì)流量減小,壓縮空氣儲能機組所需的儲氣庫容積相應減小后微弱增大。因此,隨著儲氣庫壓力的增大,循環(huán)工質(zhì)總量減少,降低了中、低壓段壓縮機的設(shè)計選型和設(shè)備制造難度,儲氣庫所需容積下降,但提高了儲氣庫的承壓能力要求。

圖3 儲氣庫壓力對壓縮機流量、儲氣庫容積的影響

3.2 阻力損失

在壓縮機和膨脹機的壓比、進出口參數(shù)不變的情況下,分別改變壓縮側(cè)、膨脹側(cè)段間阻力損失,計算發(fā)電機功率維持不變時的壓縮機電功耗,從而得到系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率,分析得到系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率的變化如圖4所示。

圖4 段間阻力損失對系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率的影響

由圖4可知,系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率隨著段間阻力損失的增大而降低。隨著段間阻力損失的增大,各段壓縮機為了克服增加的阻力損失而增加功耗。同時,段間阻力損失的增大降低了各段膨脹比,膨脹機的工質(zhì)流量增大,壓縮機的工質(zhì)流量相應增大,壓縮機功耗增大。

3.3 傳熱端差

不考慮換熱器端差對于壓縮段數(shù)或膨脹側(cè)再熱段數(shù)影響,機組壓縮側(cè)和膨脹側(cè)分別為三段和兩段,在壓縮機出口參數(shù)及膨脹機入口參數(shù)不變的前提下,改變壓縮側(cè)及膨脹側(cè)換熱器的傳熱端差,同時維持膨脹側(cè)的發(fā)電功率不變,得到系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率的變化如圖5所示。

圖5 傳熱端差對系統(tǒng)效率的影響

由圖5可知,系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率隨著換熱器傳熱端差的增加而減小,傳熱端差每升高1 ℃,系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率降低約0.25%。傳熱端差升高后,壓縮側(cè)由熔融鹽-空氣換熱器加熱的高溫儲熱介質(zhì)的溫度降低,釋能過程中對空氣的加熱效果變差,各段膨脹機的入口溫度減小,單位質(zhì)量空氣的做功能力變差。在發(fā)電功率維持不變的情況下,膨脹機的壓縮空氣質(zhì)量流量增大,對應壓縮機的工質(zhì)流量也增大,壓縮機的功耗增加。

3.4 壓縮機段間排氣溫度

維持各壓縮機段的入口溫度不改變,僅改變各壓縮機段出口的空氣溫度,即改變各段壓縮機的壓縮比,并保持末段壓縮機出口壓力不變,相應調(diào)整各段壓縮機的壓縮比,同時各膨脹段入口的進氣溫度隨壓縮機段間排氣溫度相應變化(壓縮側(cè)換熱器和膨脹側(cè)換熱器的端差維持不變),計算發(fā)電機功率維持不變時的壓縮機電功耗,分析得到的系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率變化如圖6所示。

圖6 壓縮機段間排氣溫度對系統(tǒng)效率的影響

由圖6可知,系統(tǒng)轉(zhuǎn)換效率隨壓縮機各段平均出口溫度的增大而升高,這是由于隨著壓縮機平均出口溫度的增大,各段壓縮機的壓比增大,經(jīng)加熱后的高溫儲熱介質(zhì)溫度升高,增強了釋能過程中對壓縮空氣的加熱效果,各段膨脹機的入口溫度增大,在發(fā)電功率維持350 MW的情況下,膨脹機工質(zhì)流量減小,壓縮機工質(zhì)流量對應減小,壓縮機功耗減小。因此,系統(tǒng)效率隨著壓縮機段間排氣溫度的增大呈上升趨勢。

4 結(jié)語

本文基于機理分析法建立了壓縮空氣儲能系統(tǒng)核心裝置的數(shù)學模型,利用EBSILON軟件構(gòu)建了壓縮空氣儲能熱力性能計算模型,仿真分析不同因素對系統(tǒng)效率的影響,研究結(jié)論如下：

(1)壓縮空氣儲能系統(tǒng)的轉(zhuǎn)換效率隨著儲氣庫壓力的升高先增加再降低;膨脹機的排氣溫度隨著儲氣庫壓力升高而降低;壓縮機工質(zhì)流量也隨儲氣庫壓力升高呈減小趨勢,儲氣庫所需容積下降,但提高了儲氣庫的承壓能力要求。

(2)系統(tǒng)效率隨著段間阻力損失和傳熱端差增大而降低,在實際工程的應用過程中,應充分考慮系統(tǒng)效率和設(shè)備造價,對阻力損失和傳熱端差進行合理選取。

(3)在壓縮機平均進口溫度及末段壓縮機的出口壓力維持不變的情況下,隨著壓縮機段間排氣溫度的增大,系統(tǒng)效率呈上升趨勢。