system: [SYSTEM]

user: 3. 系统热力特性分析 3.1. 系统热力学模拟 本文采用ASPEN PLUS软件对耦合太阳能的先进压缩空气系统进行模拟计算，模拟系统采用两级间冷压缩机、两级透平膨胀机，采用槽式太阳能集热蓄热系统，槽式太阳能使用导热油作为换热工质。ASPEN PLUS软件提供了多种物性方法，本文模拟的工质均属于非极性体系的物质，可选用PENG-ROB物性方法。本文首先对AA-CAES基准恒压系统进行初步研究。系统初始参数及模拟结果(恒压)如表1和表2所示：压气机耗功54.15 MW，透平输出功率38.45 MW，计算出系统效率为71.0%，与理论上AA-CEAS效率在70% [ 7 ] - [ 9 ] 左右相符合，表明本文采用的模拟方法和参考数据较为合理。 在耦合太阳能的压缩空气储能新系统中所用的槽式太阳能热发电系统由于其结构简单、温度及压力需求较低、技术风险低，因此较早的实现了大规模的商业化应用。目前槽式的聚光比在10~100的范围内，通常在50左右，而温度可达到400℃左右。由于槽式太阳能集热系统采用导热油作为传热工质，所以系统工作温度在导热油工作温度的限制下不会超过400℃。如位于美国加州Mojave沙漠地区的世界上最著名的商业化槽式太阳能电站SEGS (Solar Electric Generating Systems)系列电站，其SEGS I电站的集热器出口温度为307℃，SEGS II电站的出口温度为349℃ [ 14 ] 。 压缩空气储能系统储气罐一般有两种工作状况：恒容工作状态和恒压工作状态。恒容工作状态，即 图1. 先进绝热压缩空气储能系统流程图 图2. 耦合太阳能的先进压缩空气储能系统流程图 Table 1 The initial parameters of the base syste 进口空气 15℃， 0.1 MPa， 100 kg/s 压缩机出口压力 5 MPa 管道压损 0.003 MPa 储气罐 30℃， 5 MPa， 3600 m 3 ， 2 h 储气室排气压力 5 MPa 透平膨胀出口压力 0.1 MPa 导热工质压力 1 MPa 换热器热端端差 6℃ 空气压缩机等熵效率 0.84 透平等熵效率 0.85 表1. 基准系统初始参数 Table 2 The simulation results of the base syste 低温热罐出口流量 118.41 kg/s 高温热罐进口 279.4℃， 118.41 kg/s 高温热罐出口 279.2℃， 118.41 kg/s 低温热罐进口流量 62.1℃，115.75 kg/s 压缩机耗功 54.15 MW 透平输出功率 38.45 MW 透平出口温度 77℃ 储能效率 71.0% 储能密度(kWh/m 3 ) 21.36 表2. 基准系统模拟结果 保持储气罐的体积不变，储气罐释放压力不断变化，然后通过节流阀控制透平进口压力；恒压工作状态，即储气罐释放空气压力恒定不变，储气罐的体积发生变化，这种储气装置尚处于研发阶段。本文对恒压和恒容这两种运行方式分别进行分析。 3.2. 储能系统的性能评价指标 [ 15 ] (1) 式中：η en 为基于热力学第一定律的系统效率；W out 为透平输出的总功；W in 为压气机的耗功；Q solar 为输入系统中的太阳能热量； (2) (3) 式中：η es 为储能效率；W solar 为太阳能折算功，即根据目前太阳能热发电技术水平，将系统中利用的太阳能折算成太阳能所发出的电；η solar 为太阳能热发电效率；η collector 为太阳能集热效率； (4) 式中：ED为储能密度；Vs为储气罐容积。 3.3. 恒压储气罐运行条件下系统特性 影响系统的热力学性能参数主要有压气机和透平膨胀机的效率、透平进口压力和进口温度、高压储气罐压力、换热器的效能、压气机和透平膨胀机的级数等，本文特性分析保持压气机的效率为84%，透平膨胀机效率为85%，及换热器的热端端差为6℃不变，并假定系统总散热损失为5%，系统总散热损失包括蓄热/换热单元和储气单元的散热损失，系统散热损失对效率有较大影响。研究透平进口压力对储能特性的影响及耦合太阳能后的系统特性。 图3表示透平进口温度随储气罐压力(透平进口压力)和输入太阳能的热量变化情况，表明：随着储气罐压力的升高，透平进口温度逐渐提高，但提高的幅度逐渐趋于平缓。并且在一定的压力条件下，太阳能热量输入越多，透平进口温度越高，基本呈现正比例的关系。 图4所示为系统效率随储气罐压力和太阳能热输入量变化的情况。当无太阳能热量输入时，即Q solar = 0，此时系统为AA-CAES绝热系统，系统效率随着压力的增大先逐渐增大，到6 MPa左右时达到最大，后逐渐趋于减小。这是由于当储气罐压力增大时，空气压缩机间冷换热量也逐渐增加，系统回收的热量增加，但由于系统处于绝热状态，换热时热量的损失及部分热量储存在高温热罐中，使得透平进口温度增幅下降，导致透平的膨胀做功能力相对于压缩机耗功减小，从而系统效率下降。随着输入太阳能热量的增加，系统的效率逐渐降低，并且在压力较小时系统效率降幅比较大。这是因为太阳能的品位较低，当压力增大时，输入系统中低品位太阳能对系统效率的影响降低。 图3. 太阳能输入热量与透平进口温度的变化关系 图4. 太阳能输入热量与系统效率的变化关系 图5为系统储能效率随储气压力和太阳能输入量的变化曲线。计算中取太阳能的集热效率η collector 为60%，热发电效率η solar 为20% [ 15 ] 。Q solar = 0时，系统的储能效率即为系统效率。当储气罐处于一定压力时，系统储能效率随着太阳能输入量的增加而降低。当系统输入的太阳能较多时(大于10 MPa)，储能效率随着储气罐压力的增大而增大，而输入的太阳能较少时，储能效率存在一个极大值。这是由于在公式(2)的储能效率定义中，太阳能是以折算功的形式计算，较少的太阳能输入热量对系统的储能效率影响不大，太阳能输入越低越接近AA-CEAS系统效率(绝热系统的储能效率与系统效率相等)。同样，储气罐处于高压时，太阳能输入对储能效率的影响也降低，导致储能效率增大不明显。 3.4. 恒容储气罐运行条件下系统特性 图6为在压气机出口压力(储气压力)为10 MPa的条件下，改变透平膨胀机的进口压力和太阳能的输入量，系统特性随之变化的曲线。恒容系统中，储气罐中空气压力不断变化，为了保证透平的正常运行，需要在储气罐出口安装节流阀以保证透平进口压力恒定。定义透平进口压力(Ps1)与储气罐压力(Ps2)之比为Ps1/Ps2，节流时压气机出口压力不变所以耗功不变，压比对系统的影响如图6所示，透平做功能力随着压比的增大而增大。压比越大，透平进口压力越大，膨胀做功能力越强。 图7和图8分别表示透平进口压力节流到3~9 MPa时系统的热力特性，系统中设计的储气罐的压力保持10 MPa不变，当节流压力增加时，透平做功增加，在节流压力较小时，系统的损失了大量的压力能，对系统的储能效率和系统效率造成了较大的影响，尤其是系统效率，节流压力从9 MPa降低到3 MPa时，效率降低了将近14%的百分点。同时，随着太阳能输入量的增加，由于太阳能的品位低，系统效率随之降低。在节流压力较高时，太阳能的影响也降低，曲线也趋于平缓。 3.5. 恒压和恒容储气罐两种运行条件下特性比较 表3为恒压储气罐与恒容储气罐两种运行条件下的性能对比。可以看出：当压气机出口压力均是10 MPa时，太阳能输入热量相同时，恒容时的系统效率与储能效率均小于恒压时的情况，这主要是因为恒 图5. 太阳能输入热量与储能效率的变化关系 图6. 透平输出功率与Ps1/Ps2的变化关系 图7. 太阳能输入热量与系统效率的关系 容时损失了大量的压力能。同样，表3中的储能效率均大于系统效率，这是由于在计算储能效率时，太阳能是以折算功的形式计算的。