耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统热力学分析

摘要

先进绝热压缩空气储能是一种储能规模大、对环境无污染的储能方式。为了提高储能系统效率，本工作提出了一种耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统(AA-CAES+CSP+ORC)。该系统中光热发电储热用来解决先进绝热压缩空气储能系统压缩热有限的问题，而有机朗肯循环发电系统中的中低温余热发电来进一步提升储能效率。本工作首先在AspenPlus软件上搭建了该耦合系统的热力学仿真模型，随后本工作研究并对比两种聚光太阳能储热介质对系统性能的影响，研究结果表明，导热油和太阳盐相比，使用太阳盐为聚光太阳能储热介质的系统性能更好，储能效率达到了115.9%，往返效率达到了68.2%，㶲效率达到了76.8%，储电折合转化系数达到了92.8%，储能密度达到了5.53kWh/m3。此外，本研究还发现低环境温度、高空气汽轮机入口温度及高空气汽轮机入口压力有利于系统储能性能的提高。关键词

先进绝热压缩空气储能；聚光太阳能辅热；有机朗肯循环；热力学模型；㶲分析当前，以太阳能和风能为主体的可再生能源的快速发展正在推动能源结构的变革。然而，风电和光伏发电的随机性和波动性特点，给电网的稳定运行带来了极大的挑战，也制约着可再生能源的高比例并网。储能技术将富余能量存储起来并在需要的时候释放能量，是克服上述难题的重要解决方案。目前，规模化的储能技术有抽水蓄能、电池储能和压缩空气储能(CAES)。其中，CAES以其储能效率高、储能规模大、无环境污染等特点，受到了国内外工业和科研部门的广泛关注和持续研究。目前世界上已投入商业运行的CAES电站是德国1978年建造的290MWHuntorf电站以及美国于1991年建造的110MWMcIntosh电站。Huntorf电站未对空气汽轮机排气余热进行回收利用，也未对压缩机的压缩热进行回收利用，导致其实际运行效率为42%左右。此外，Huntorf电站使用了燃烧室，不仅依赖化石能源，同时对环境造成了一定影响。McIntosh电站增加了对空气汽轮机排气余热进行回收利用，相对于Huntorf电站在燃烧室中节省了约1/4的化石燃料，并将系统效率提升至54%。这两个商业化运营电站的燃烧室需要消耗化石能源，不利于能源可持续发展，并对环境有较大污染，因此研究人员进一步提出了用压缩热替代燃烧室的先进绝热压缩空气储能系统(AA-CAES)。中国科学院工程热物理研究所自主研发的山东省泰安市肥城10MW盐穴AA-CAES电站并网成功，其系统额定效率达到60.7%，2022年9月我国河北省张北县的国际首套100MWAA-CAES国家示范项目建设安装完成，并顺利实现并网。为了进一步提升系统效率和储能密度，文贤馗等针对AA-CAES系统提出了一种余热回收利用的方法，该方法增加了一个空气汽轮机发电模块，该空气汽轮机入口空气经过余热的加热后做功，做功结束后排入大气。提出了一种耦合光热的先进绝热压缩空气储能系统(AA-CAES+CSP)，并对比了AA-CAES与AA-CAES+CSP的系统性能。模拟研究表明，相比于AA-CAES，AA-CAES+CSP系统循环效率提高7.9%，储能密度提高4.46%。针对AA-CAES+CSP系统设计了三种不同的能量释放策略，并对比了三种能量释放策略的热力学性能，得出三种释能策略受环境温度和环境压力变化的影响规律。建立了一种风光耦合绝热压缩空气储能系统，它利用弃风驱动压缩机，光热加热聚光太阳能集热器，通过一氧化钴和四氧化三钴的热化学反应存储压缩热，有望降低弃风弃光。提出了一种耦合光热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统(AA-CAES+CSP+ORC)，并对比了AA-CAES、AA-CAES+CSP与AA-CAES+CSP+ORC三种系统的系统性能，研究表明，在压缩机功耗相同的情况下，三者的储能效率依次为69.3%、83.5%和89.5%；能量效率依次为69.3%、44.4%和57.3%；电能折合效率依次为69.3%、64.0%和68.7%。上述文献研究表明，耦合CSP以及ORC发电的先进绝热压缩空气储能系统的储能效率得到了有效的提高。但是这些系统中的余热利用并不充分，系统仍存在可优化的空间。对此本工作提出了一种新型的耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统，该系统通过选用更高储热温度的聚光太阳能储热介质，并加入两级预热器和热水器使得余热利用更加充分。针对该新型系统，本工作基于AspenPlus软件平台搭建系统仿真模型，对比不同聚光太阳能储热温度对系统性能的影响，随后研究了系统各部件的㶲损失占比，最后分析环境温度、空气汽轮机入口温度和入口压力三个参数对耦合系统储能特性的影响规律。本工作的研究结果对耦合光热发电储热-有机朗肯循环发电的先进绝热压缩空气储能系统的研究具有指导意义。1系统工作原理概述1.1储能系统工作原理图1为在AspenPlus软件上搭建的所提出的耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统的模型图。如图1所示，该系统主要由空气压缩/存储模块、聚光太阳能储热模块、空气汽轮机发电模块和ORC发电模块四个部分组成。压缩过程包括一个四级压缩机组CP1～CP4、四个串联的级间冷却器IC1～IC4、一个冷水罐CWT、一个热水罐HWT和一个储气室ASC。聚光太阳能储热模块由太阳能集热器STC、冷罐COT和热罐HOT组成。空气汽轮机发电模块包括节流阀TV，两级空气汽轮机组ATB1、ATB2，两级预热器PH1、PH2和两个中间加热器IH1及IH2。ORC发电模块包括蒸发器RE、汽轮机RTB、冷凝器RC和泵RP。最后设置了热水器WH。图1

耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统图在储能过程中，电力驱动压缩机组CP1～CP4产生的高压空气储存在储气室ASC内。同时，各级压缩机的高温出口空气在级间冷却器IC1～IC4被冷水冷却，因而通过换热之后压缩热被储存在热水罐HWT中。另外，来自冷罐COT的低温聚光太阳能储热介质通过太阳能集热器STC加热至高温，随后储存在热罐HOT中。在能量释放过程中，高压空气从储气室ASC排出，然后通过节流阀TV控制空气到流量恒定的空气汽轮机的设计入口压力。在进入空气汽轮机前，压缩空气通过排气空气和低温聚光太阳能传热介质进行两级预热PH1和PH2，而后经中间加热器IH加热，最后在空气汽轮机ATB中做功并带动发电机发电。随后，中温聚光太阳能储热介质与来自热水罐的热水共同流入朗肯循环蒸发器RE，为ORC系统提供热量。高压液体R123在蒸发器RE中蒸发成饱和蒸汽。随后，R123蒸汽被注入朗肯循环汽轮机RTB进行膨胀和发电。然后，R123废气通过冷凝器RC中的工业环境温度冷却水冷凝成饱和R123液体。最后，液体R123被泵RP加压，并流回蒸发器RE中以完成整个循环。由于排气R123蒸汽具有相对较低的温度，因此没有针对该蒸汽进行余热回收。中温聚光太阳能储热介质被利用后，低温聚光太阳能储热介质流向空气预热器PH1中预热空气。最后，热水器WH吸收来自朗肯循环蒸发器RE的压缩热余热以及第二级预热器PH2的中温空气，加热工业环境温度冷却水，生产热水，为厂区及周边地区供热，自此完成全部余热利用。从上述系统介绍中可知，相比于文献[7-11]中的先进绝热压缩空气储能系统，本工作加入聚光太阳能辅热，以及ORC、两级预热器和热水器后，不仅充分地利用了高温、中温、低温聚光太阳能储热介质，同时也充分利用了压缩过程收集的压缩热，具体数据将在下文中继续介绍。1.2能量分析在建立能量分析模型中，本工作采用了以下几点假设：①空气被视为理想气体；②忽略了各热交换器和管道的压降；③所有操作过程均达到稳定状态；④储气洞室的储存和释放过程是等温的；⑤压缩机、涡轮机和泵的等熵效率都是恒定的。1.2.1

压缩机—储电过程在储能过程中，风电驱动压缩机(CP1～CP4)压缩空气，各级压缩机的等熵效率为：(1)式中，h代表各个位置点的焓值；in、out、s分别代表入口、出口、等熵过程。各级压缩机出口温度为：］(2)式中，代表各级压缩机的压缩比。各级压缩机功耗为：(3)式中，m代表质量流量；t代表压缩过程的时间；i代表压缩机级数。1.2.2膨胀机—放电过程对于节流阀，能量平衡方程为:(4)在膨胀过程中，汽轮机(ATB1、ATB2和RTB)等熵效率为：(5)式中，TB代表汽轮机。各汽轮机的出口温度为：(6)式中，代表汽轮机的膨胀比。各空气汽轮机的输出功率为：(7)1.2.3换热器—换热过程在储存压缩热中，对于每个级间冷却器(IC1～IC4)，统一的能量平衡方程为：(8)式中，W代表水。预热器(PH1、PH2)能量平衡方程为：(9)(10)级前加热器(IH1、IH2)统一的能量平衡方程为：(11)换热器(RC和RE)能量平衡方程为：(12)(13)1.2.4太阳能集热器—辅热过程在太阳能集热器中，有效吸收的太阳热量为：(14)式中，O代表聚光太阳能传热介质，包括导热油、太阳盐。1.2.5朗肯循环—高温余热利用过程在ORC余热发电中，有机朗肯循环汽轮机(RTB)的输出功率为：(15)式中，R代表有机朗肯循环介质R123。泵的功耗：(16)1.2.6生产热水—低温余热利用过程在热水器中，水吸收的有效热量为：(17)1.3㶲分析虽然能量分析可以描述AA-CAES系统中的能量流，但它不能量化不同类型的能量的质量。因此，本工作还进行了基于热力学第二定律的㶲分析，得知每个器件的㶲破坏和不可逆性。一般来说，每个状态点的㶲可以写成：(18)式中，s代表各个状态点的熵，j代表指定流股状态，0代表环境状态。1.3.1储能过程对于压缩机传动组(CP1～CP4)，㶲破坏方程可描述为：(19)对于每个中冷器(IC1～IC4)，统一的㶲破坏方程可以描述为：(20)1.3.2释能过程对于节流阀，㶲破坏方程可以描述为：(21)对于每个汽轮机(ATB1、ATB2和RTB)，㶲破坏方程可以描述为：(22)(23)(24)1.4系统性能指标能量释放过程中的净功率输出可以表示为:(25)一般来说，用储能效率(ESE)来衡量CAES系统的性能。它可以表示为能量释放过程中的净功率输出与储能过程中的净功率输入之比，即(26)由于本工作引入太阳能辅热，为了清晰地得出储电效率，本工作引入太阳能折算功和储电折合转化系数。(27)(28)往返效率(RTE)为能量释放过程中输出的总能量与储能过程中输入的总能量之比，即(29)㶲效率是能量释放过程中总㶲输出与能量储存过程中总㶲输入之比[15]，即(30)储能密度为净功率输出与洞穴体积之比，即(31)2结果与讨论基于上述物理模型和数学模型进行热力学模拟，耦合系统的基本设计条件如表1所示。在此基础上，分析聚光太阳能储热温度对储能系统性能的影响，最后探讨环境温度、空气汽轮机入口温度和空气汽轮机入口压力对系统性能的影响规律。表1

拟建的耦合光热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统的基本设计条件注：1bar=0.1MPa。2.1基本设计条件的选择本工作所提耦合系统的有机朗肯循环ORC模块的有机循环工质为R123，考虑到成本、技术要求以及发电厂的设备类型，聚光太阳能储热模块采用显热蓄热技术。商业化的聚光太阳能集热器主要分为槽式和塔式集热器，其显热储热采用的储热介质主要是导热油和硝酸盐。表1所示为模拟过程中耦合光热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统的基本设计条件。2.2模拟结果讨论与分析2.2.1聚光太阳能储热温度对系统性能的影响为了对比不同聚光太阳能储热温度对系统性能的影响，本工作在保证压缩机功耗一定的情况下，选择了两种不同储热温度的介质并分别设计了额定工况，如表2所示。表2

在同一压缩机功耗的情况下，不同聚光太阳能储热介质温度的额定工况表3所示为采用Therminol66导热油和太阳盐二元硝酸盐两种储热介质条件下，本工作所提耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统模拟结果。表3

在设计条件下耦合光热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统的模拟结果结果表明，两种储热温度不同的介质所需系统压缩机功耗均为9190kWh，有机朗肯循环ORC的泵功耗均为16kWh左右，每天所产生60℃热水均为106.2t。但二者所需太阳能集热模块的热量依次为11335kWh和12710kWh，空气汽轮机输出功分别为7235kWh和9885kWh，有机朗肯循环ORC输出功分别为880kWh和780kWh。最终采用Therminol66和太阳盐为储热介质储能系统的系统储能效率ESE分别为88.1%和115.9%，往返效率RTE分别为61.6%和68.5%，储电折合转化系数ES分别为61.1%和92.8%，㶲效率Ex分别为68.5%和76.8%，储能密度EPV分别为4.212kWh/m3和5.538kWh/m3。由此可见，在相同压缩机功耗的情况下，储热温度越高，系统性能越好。表4所示为本工作系统与文献[11]中已有的耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统的系统性能的模拟结果对比。从表中结果可知，当本工作系统采用储热介质上限温度更高的太阳盐时，计算所得的储能效率高26.4%，往返效率高11.2%，储电折合转化系数高23.5%，㶲效率高7.2%。可见，由于引入了更高温度上限的储热介质，本工作系统性能整体优于文献系统。因此，再次说明了选择以太阳盐为太阳能集热器储热介质为先进绝热压缩空气储能系统进行辅热是有利于系统性能的。在之后的分析中，本工作搭建的系统将选择太阳盐为聚光太阳能储热介质。表4

本工作系统与文献系统的系统性能模拟结果此外，通过表4可知，当本工作系统采用上限储热温度低于文献系统的储热介质时，本工作系统计算所得的储能效率低1.4%，往返效率高4.3%，㶲效率低1.1%。可见，虽然采用了上限储热温度低的储热介质，但系统性能整体与文献系统的性能接近。其原因在于本工作系统增加了预热器PH，将空气汽轮机高温排气以及低温聚光太阳能储热介质的余热用来加热级前加热器入口空气，弥补了级前加热器热源储热温度低的缺陷，提高了空气汽轮机入口温度，使空气汽轮机做功增加，从而提高了系统的往返效率。因此，本工作搭建的系统，在储热温度低时，系统性能仍能保持较高水平。2.2.2㶲损失图2所示为系统各主要器件的㶲损失率。由图可见，系统中压缩机CP的㶲损失占比最大为32%，其次是节流阀TV占比23%、空气汽轮机ATB占比22%。其原因在于压缩过程、膨胀过程和节流过程都是不可逆过程。考虑到压缩机CP等熵效率比汽轮机ATB低，因而产生了更多的㶲损失。其他的㶲损失来自各种换热器，㶲损失率均小于5%，其中R123泵RP由于其耗功小，产生了最小的㶲损失，占比小于1%。图2

耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统不同器件的㶲损失率2.3参数分析本小节进一步分析所提出的AA-CAES+CSP+ORC系统的环境温度、空气汽轮机入口温度和空气汽轮机入口压力对系统性能的影响规律。在模拟计算过程中，仅单一参数变动，其他参数保持不变。2.3.1环境温度环境温度T0对有机朗肯循环的R123工质质量流量mR和朗肯循环汽轮机RTB出口温度的影响如图3所示。当环境温度T0由10℃提高到35℃时，R123质量流量由85500kg/h提高到175000kg/h，RTB出口温度由41℃提高到59℃，这是因为环境温度T0升高使得各级压缩机入口温度升高，在压缩机的压缩比不变的前提下，根据公式(2)可知各级压缩机出口温度升高，热水储存的压缩热热量升高，导致R123需要更大的质量流量来消耗更多的压缩热量。而RTB出口温度升高是因为冷凝器RC的环境温度冷凝水温度升高，为了使RTB出口的气态R123在更高温度冷凝器RC中换热冷凝，RTB的出口温度也相应升高。图3

环境温度T0对R123质量流量mR和有机朗肯循环汽轮机RTB出口温度的影响环境温度T0对压缩机耗功WCP、空气汽轮机输出功WATB和朗肯循环汽轮机输出功WRTB的影响如图4所示。随着环境温度T0由10℃提高到35℃，WCP由8735kWh提高到9500kWh，WRTB由659kWh先升高到807kWh后降低到789kWh，WATB保持9885kWh不变。因为环境温度T0升高导致各级压缩机的出入口温度均升高，焓差升高，由公式(3)可知WCP升高。而环境温度T0的升高对WATB的相关参数没有影响，所以WATB保持不变。根据图3可知，随着环境温度T0的提高，R123质量流量和RTB出口温度升高，但RTB入口温度不变。根据公式(15)，RTB出口温度升高导致hout提高，使得WRTB降低；另外R123质量流量mR升高则导致WRTB升高。在二者的共同作用下，WRTB呈现出随环境温度T0先升高后降低的趋势。图4

环境温度T0对压缩机耗功WCP、空气汽轮机输出功WATB和R123汽轮机输出功WRTB的影响环境温度T0对储能效率ESE、往返效率RTE、储能密度EPV、㶲效率和储电折合转化系数的影响如图5所示。随着环境温度T0由10℃升高到35℃，ESE由120.58%下降至112.16%，RTE由76.4%下降至60.67%，㶲效率由78.41%下降至75.28%，储电折合转化系数由95.37%下降至88.98%，而EPV由5.477kWh/m3先升高至5.551kWh/m3后降低至5.541kWh/m3。根据图4可知，随着环境温度T0的升高，WCP升高，WATB不变，WRTB先升高后降低。由于WRTB的降幅远小于WCP的增幅，同时QSTC和QWH保持不变，根据公式(25)和公式(31)，Wnet和EPV均呈先升高后降低的变化趋势。而由公式(26)、公式(28)～(30)可得，ESE、RTE、㶲效率和储电折合转化系数均随环境温度升高而降低。图5

环境温度T0对ESE、RTE、EPV、㶲效率和储电折合转化系数的影响2.3.2空气汽轮机入口温度空气汽轮机入口温度对R123质量流量mR、熔融盐温度、朗肯循环蒸发器RE熔融盐入口温度的影响如图6所示。随着汽轮机入口温度由490℃上升至550℃，R123质量流量mR由103450kg/h上升至135000kg/h，熔融盐温度TSTC由500℃上升至560℃，有机朗肯循环蒸发器熔融盐入口温度由271℃上升至313℃。在空气质量流量不变的情况下，空气汽轮机入口温度升高，使得IH1和IH2热流股入口温度即熔融盐温度TSTC升高。在空气汽轮机膨胀比不变的情况下，空气汽轮机入口温度升高，出口温度相应升高，使得IH1和IH2的热流股出口温度升高，因此朗肯循环蒸发器RE熔融盐入口温度升高，同时需要更大的R123质量流量mR来吸收增加的热量。图6

空气汽轮机入口温度对R123质量流量、熔融盐温度、朗肯循环蒸发器RE熔融盐入口温度的影响空气汽轮机入口温度对压缩机耗功WCP、空气汽轮机输出功WATB和朗肯循环汽轮机输出功WRTB的影响如图7所示。随着汽轮机入口温度由490℃上升至550℃，WCP保持9190kWh不变，WATB由9140kWh上升至9885kWh，WRTB由596kWh上升至777kWh。因为空气汽轮机入口温度升高不影响WCP的相关参数，所以WCP保持不变。因为各级空气汽轮机出入口温度均升高，出入口焓差增大，导致WATB升高。因为R123质量流量mR升高，RTB膨胀比不变，所以WRTB升高。图7

空气汽轮机入口温度对汽轮机耗功WCP、空气汽轮机输出功WATB和朗肯循环汽轮机输出功WRTB的影响空气汽轮机入口温度对ESE、RTE、㶲效率和储电折合转化系数的影响如图8所示。随着汽轮机入口温度由490℃上升至550℃，ESE由105.8%上升至115.8%，RTE由72.5%下降至68.5%，㶲效率保持77.5%不变，储电折合转化系数由87.2%升高至92.7%。根据图7可知，WCP不变，WATB和WRTB均升高，导致Wnet和熔融盐温度升高，因此QSTC和QWH升高。根据公式(26)和公式(29)，ESE和RTE升高。根据公式(28)，储电折合转化系数随空气汽轮机入口温度的升高而降低。图8

空气汽轮机入口温度对ESE、RTE、㶲效率和储电折合转化系数的影响2.3.3空气汽轮机入口压力空气汽轮机入口压力对R123质量流量和朗肯循环蒸发器RE熔融盐入口温度的影响如图9所示。随着空气汽轮机入口压力由25bar上升至35bar，R123质量流量mR由142500kg/h降低至128850kg/h，朗肯循环蒸发器熔融盐入口温度由265℃下降至245℃。由于第一级汽轮机ATB1的入口压力升高，而入口温度和出口压力不变，所以出口温度降低，导致IH2热流股出口温度降低。然而，IH1不受影响，导致朗肯循环蒸发器熔融盐入口温度降低，热量减少，从而使得R123的质量流量mR减小。图9

空气汽轮机入口压力对R123质量流量mR和朗肯循环蒸发器RE熔融盐入口温度的影响空气汽轮机入口压力对压缩机耗功WCP、空气汽轮机输出功WATB和朗肯循环汽轮机输出功WRTB的影响如图10所示。首先汽轮机入口压力升高，也就是节流阀出口压力升高，本工作在保证充电时间为5h不变，储气库入口空气质量流量为3.59kg/h不变，储气库最大压力56bar不变的情况下进行模拟，随着空气汽轮机入口压力由25bar升高到35bar，WCP保持9190kWh不变，WATB由9461kWh升高至10228kWh，WRTB由821kWh下降到742kWh。因为WCP的相关参数不受空气汽轮机入口压力的影响，所以WCP保持不变。由于储气库入口空气质量流量不变，充电时间不变，因此储气库容积VASC一定。由于空气汽轮机入口压力升高，使得第一级空气汽轮机的出口温度降低。考虑到第一级空气汽轮机入口温度不变，因而出入口的焓差增大，根据公式(7)，WATB升高。由于RTB出入口焓差不变，而R123质量流量降低，导致WRTB降低。由于储气库排气压力升高，储气库出口空气质量流量mA也随之升高，从理论上看也会导致空气汽轮机组输出功升高，但是由于储气库