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文档简介
基于涡旋机的压缩储能系统动态模型研究
1动态模型仿真对现有微电网储能方式的影响基于能源行业的优势,微能源技术可以应对紧急情况。这是21世纪电气系统中最重要的研究热点。利用风力、光伏等清洁能源是微电网的主要优点之一,但自然资源波动性和间歇性的特点直接影响系统的稳定和电能质量,遂使得储能系统及装置在微电网构建中的重要性日益得到广泛认可与关注。目前普遍采用的蓄电池储能循环寿命短、电池剩余容量难于准确检测计算且存在生产过程及废旧处置中的污染转移问题,无形中增加了该储能方式的成本及环保压力。压缩空气储能(CAES)具有使用周期长、环境友好且储存剩余能量易于监控等优点,如果突破其储能效率低这一性能“短板”,无疑将是理想的微电网储能替代方案。近年来,随着制造工艺的进步,涡旋压缩机逐步走向实用化,其工作效率比传统压缩机高约10%以上,而且其能量转化效率还可通过优化控制的引入得到进一步挖掘。精确的动态模型对压缩空气储能系统效率提升研究具有重要意义,通过基于动态模型的仿真可深入了解系统动静态行为和进行系统优化控制策略设计。文献[7-11]建立了涡旋压缩机的几何模型,推导了腔室容积、泄漏面积随曲轴转角的关系,但未揭示腔室体积变化对其内部气体压力的影响;文献[12-13]虽给出了涡旋压缩机各腔室气体质量守恒方程以及腔室间泄漏质量等随曲轴转角的关系,但未深入研究腔室气体质量变化对腔室内气体压力的影响;文献建立几何模型时未考虑涡盘厚度对涡旋机性能的影响,极大影响动态模型的有效性。综上所述,现有文献对涡旋机建模目的多为结构设计和运行性能数值模拟,模型复杂且不适合优化控制策略研究。本文从控制角度出发,建立了涡旋压缩机和储气罐的动态模型,并通过仿真和试验完成了动静态性能分析,获得影响涡旋压缩机效率的关键因素,为涡旋压缩机的优化控制策略研究奠定基础。2原动机注浆压缩试验方案基于涡旋机的新型压缩空气储能系统,其基本原理是由涡旋机将多余能量以压缩空气形式储存于气罐内,并在需要时由膨胀机将能量释放以补偿微网中的功率波动。本文重点讨论压缩环节的建模、性能分析与优化控制问题,并搭建了如图1所示的试验测试平台。其中,核心设备涡旋压缩机的工作原理如图2所示,动涡盘在原动机驱动下按照ωcom方向旋转,将气体从A和B处吸入腔室,并在旋转过程中随腔室体积减小而逐层压缩,最终压入腔室Ⅰ内。当腔室Ⅰ内的气体压力大于排气压力时,排气阀开启,气体被存储于储气罐内。3气体压缩、排气试验采用WXH-066涡旋压缩机,其结构参数见下表所示,涡旋圈数为2.18,为此采用三腔室结构进行压缩机建模。涡旋压缩机特殊的运行机理导致气体压缩、排气过程异常复杂,同时压缩机机壳温度升高致使压缩指数非规律性变化,为此特作如下假设:(1)将压缩气体视为理想气体,气体的压缩过程看作绝热等熵过程。(2)气体吸入、排出以及腔室间气体泄漏均看作一维等熵流动,且因气体流速较小,气体所含动能忽略不计。涡旋压缩机吸气孔和大气相连,因吸气腔室体积变化及腔室Ⅲ对其泄漏而致的气体压力变化忽略不计,故可认为psu=pa,其中psu、pa分别为吸气腔室气体压力和大气压力。3.1排气阀结构及阀门开启三腔室容积和泄漏面积通过下式进行计算。腔室Ⅲ:体积和泄漏面积(Ⅲ→吸气腔室)腔室Ⅱ:体积和泄漏面积(Ⅱ→Ⅲ)腔室Ⅰ:体积和泄漏面积(Ⅰ→Ⅱ)其中参数P、t、h、r、θ、α分别为涡盘节距、厚度、高度、基圆半径、曲轴转角和渐开线起始角。为适应排气压力实时变化的工况,防止高压气体逆流,在排气口处设置排气阀。排气阀结构及阀门开启原理如图3所示,只有当Ⅰ室压力p1大于排气压力pd时,阀门打开,有效流通面积可表述为式中,k为排气阀弹性系数;a为排气孔半径;L为排气阀长度;y为排气阀开启等效高度。3.2气体压力和泄漏速率根据气体质量守恒方程,各腔室气体质量变化方程可表述为腔室Ⅲ:腔室Ⅱ:腔室Ⅰ:满足其中,γ为气体比热值,其值为1.4;p3、p2、p1分别为腔室Ⅲ、Ⅱ和Ⅰ内气体压力;T3、T2、T1分别为腔室Ⅲ、Ⅱ、Ⅰ内气体温度;dmleagei/dt(i为1,2)为腔室i向腔室i+1的泄漏质量流速;dmleage3/dt为腔室Ⅲ向吸气腔室泄漏质量流速;dmdump/dt为排出气体质量流速;Cf为流量系数;ck为常数3.864;cr为常数0.528;pu为泄漏处高端气体压力。3.3空气体压力和体积、气体质量比因气体的压缩过程近似看作等熵绝热过程,则满足pV=mRT,为常数,对其求导可得其中,R气体常量;p、V和m分别为腔空气体压力、体积和气体质量。以各封闭腔室为控制体,由式(3)~式(6)和式(8)得腔室Ⅲ、Ⅱ和Ⅰ气体压力变化方程为3.4背压腔气体作用力动涡盘受力分析如图4所示,zA轴为静涡盘和主轴中心线,zB轴为动涡盘和曲轴中心线,轴向作用力Fa由背压腔气体作用力Fb平衡;Ft分别产生绕zA、zB轴的阻力矩Tt和自转力矩Tauto,自转力矩由十字环结构进行平衡;径向气体力Fr由压缩机内部结构平衡。Mf是综合影响系数,其为等效的粘性摩擦阻尼系数,Tvisc为等效的粘性摩擦力矩。根据牛顿第二定律,建立涡旋压缩机主轴运动方程为其中3.5体压力和腔室气体压力以曲轴转角、角速度、腔室Ⅲ气体压力、腔室Ⅱ气体压力和腔室Ⅰ气体压力为状态变量;以驱动力矩为输入变量;以排气流量为输出变量,根据式(9)和式(10),压缩机模型的状态方程可表示为4储气罐气体压力动态模型储气罐气体压力为涡旋压缩机的排气压力,影响压缩机的工作性能,为此须建立储气罐气体压力动态模型。将储气罐看作刚性容器,进气流量为压缩机的排气流量,以储气罐气体为控制体,由式(8)可得储气罐气体压力的动态模型为式中,Vs为储气罐容积;Ts为罐内气体温度。5数据采集和控制策略试验测试的涡旋压缩机由三相异步电机驱动,实时工况数据(排气压力、流量、温度以及压缩机转速和输入转矩)由数据采集卡采集获得,控制主机完成压缩机试验性能的分析,并根据试验要求和优化控制策略,通过模拟输出卡和变频器控制涡旋压缩机运行。5.1遗传算法辨识模型中综合影响系数Mf和转动惯量J两关键参数的准确度直接影响所建模型的有效性,但难于准确测量,特别是综合影响系数是将压缩机内部动静涡盘间、动涡盘与支架间以及密封条与涡旋体底平面间等产生的诸多摩擦统一等效为摩擦阻尼损耗所获得的摩擦阻尼系数,其值只有通过试验数据辨识获得,为此基于试验测试数据,采用遗传算法对二者进行辨识以优化和完善所建系统动态模型。设置J∈[0.0001,0.012]kg·m2;Mf∈[0.001,0.1]。以试验数据中驱动转矩、转速及排气压力为动态模型输入,排气流量为输出;采用用目标函数,其中s为迭代次数,设置为80;eflow为动态模型输出流量和实验流量的偏差,两参数辨识过程如图5所示,迭代至40代时即已达到稳态,分别为0.0988和0.00157kg·m2。5.2主要转化能力涡旋压缩机常用的效率评价标准主要有压缩效率、机械效率和容积效率,三者分别从指示功率损耗、机械损耗、气体泄漏的角度评价压缩机性能,都不能表征压缩机有效气体能量的转化能力。为此,本文采用全效率作为压缩机的效率评价标准。由于压缩机排出气体,最终在储气罐内冷却至吸入气体温度(常温),压缩机实际压缩过程可等效为等温压缩,为此全效率定义为等温压缩功率与输入轴功率之比,其包含了涡旋压缩机内部指示功率损耗、机械损耗、泄漏损耗以及压缩气体温度降低而致的能量损耗,可有效表征压缩机实际机械能和有效气体能的转化能力,可表示为式中,pd、Qd、md、Tin、ω和Ta分别为排气压力、排气体积流量、排气质量流量、压缩机输入转矩、角速度和大气温度。5.3腔室内气体压力随腔室内气体压力的变化为了分析涡旋压缩机的实时动态行为及变工况特性,基于所建系统动态模型,在Matlab仿真平台上对涡旋压缩机的动态性能进行仿真研究。试验条件:储气罐起始压力250kPa,压缩机运行速度为1500r/min。图6给出了三腔室气体压力的动态变化过程,其中腔室Ⅱ在曲轴转角达到排气角后,与腔室Ⅰ合为一体,腔室结构蜕变为两腔室,此时腔室Ⅱ内气体压力为零;相邻腔室间因气体压差小,气体泄漏小,压缩机效率高,这是其他压缩机无法比拟的。例如在0.2s时刻,腔室Ⅱ消失,腔室Ⅲ和腔室Ⅰ内气体压差仅为170kPa;而在0.4s时刻三腔室气体压力分别为120kPa、260kPa和330kPa,最大压差为170kPa。图6c表明了任一周期腔室Ⅰ内气体压力有先升高后下降的趋势,这是由于涡旋压缩机设有排气阀门,排气阀门的设置使压缩气体在腔室Ⅰ内继续压缩,导致开始时气体压力升高,但随腔室Ⅰ气体压力的升高,有效排气面积和排气流量逐渐增大,导致腔室气体压力随之降低。上述排气机理使压缩机不存在欠压缩所致的功率损耗,并可在变化的工况下保持高效运行。5.4仿真结果对比分别进行储气罐起始压力250kPa的涡旋压缩机多转速试验和仿真研究,分析压缩机转速和排气压力对压缩机性能影响,并完成模型验证。图7a给出了以实验输入转矩为压缩机模型输入,实验所测罐内气体压力为排气压力,模型仿真输出排气流量和实验所测排气流量的对比,表明了仿真输出和实验结果趋势一致,但排气流量存在脉动现象,主要是由非理想的绝热压缩过程、排气阀的周期性开启以及传感器噪声所致。图7b给出了基于压缩机模型的多转速全效率仿真和实验分析结果的对比,两者基本吻合。通过以上实验和仿真结果的对比,充分证明了所建压缩机动态模型的有效性,可基于此模型进行性能预测和效率优化控制策略的研究。同时图7b也反映了同样工况下涡旋压缩机转速对全效率影响显著。涡旋压缩机在1500r/min时全效率最高,在转速大于1500r/min的高速区,摩擦损耗是此区域影响全效率的主导因素,转速升高导致摩擦损耗加大,因此全效率下降;而在转速小于1500r/min的低速区,泄漏损耗是此区域影响全效率的主导因素,转速升高泄漏损耗降低,因此全效率逐步升高。图7b所示涡旋压缩机全效率偏低,主要原因:(1)压力、流量传感器与压缩机排气口设有较长管路,产生压力损耗,且管路口径大于排气口径,气体排出瞬间发生膨胀,压力降低。(2)流量计测量值为标况下体积流量,因气体压力损耗及传输过程的热量损失,导致测量值偏低。(3)压缩过程机壳温度升高,平均多方压缩指数增加,导致压缩功耗增大,全效率降低。为提高系统储能效率,必须优化排气管路,减小管路损耗;设计有效的压缩机降温系统,降低压缩功耗。图8反映了涡旋压缩机1500r/min时的工作性能与排气压力的关系,全效率具有随排气压力升高小幅降低的趋势,随着排气压力的升高,全效率从47.5%降低到44.8%,同时排气流量也从48L/min降低至44L/min。排气阀门有效防止高压气体的倒流,消除了欠压缩所致的功率损耗,但使腔室Ⅰ内气体压力升高,泄漏增大,排气流量降低,全效率有下降的趋势,此部分将是效率优化的重点。6仿真结果与分析本文以提高压缩空气储能系统储能效率为目标,建立了综合考虑泄漏和摩擦的基于涡旋机的新型压缩空气储能系统动态模型,并进行了动态仿真
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