350 MW級先進壓縮空氣儲能系統建模與特性分析

凌晨,吳斌,朱學成,陶剛,袁兵,李季,李睿,姜小峰

(1.中國能源建設集團江蘇省電力設計院有限公司,南京 211111;2.中能建數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、風能等新能源發電技術的發展讓路,大批新能源發電裝機容量并網對電網的穩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中,儲能將為電網的安全、穩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,但其本身存在選址要求高和建設周期長的特點,也一定程度上限制了其大規模應用推廣[1-2]。相較于抽水蓄能技術,壓縮空氣儲能在建設周期和選址要求上存在較為明顯的優勢,在大型物理儲能領域內,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能源領域的技術優勢,推動了大容量壓縮空氣儲能電站的集成技術研發、核心設備研制和地下工程研究工作,壓縮空氣儲能產業迎來爆發式發展,國內已有多座300 MW級及以上壓縮空氣儲能電站處于建設階段。本文著重對350 MW級先進壓縮空氣儲能系統進行建模,仿真分析不同因素對壓縮空氣儲能系統熱力性能的影響。

1 壓縮空氣儲能技術

壓縮空氣儲能技術是利用電網低谷電或棄風棄光廢電驅動壓縮機壓縮空氣,將富余的電能轉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加熱升溫后通過膨脹機做功,驅動發電機發電,從而實現能量的存儲和釋放。壓縮空氣儲能系統有多種類型,按照不同的標準有不同的分類,目前已商業化運行的壓縮空氣儲能技術路線主要是補燃式壓縮空氣儲能系統和非補燃式壓縮空氣儲能系統。相對補燃式壓縮空氣儲能技術,非補燃式壓縮空氣儲能技術不需要燃燒化石燃料,無大氣污染物及CO2排放,屬于環境友好型技術。非補燃式壓縮空氣儲能技術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、工業余熱等)[3-5]。

補燃式壓縮空氣儲能技術由燃氣輪機技術衍生而來,世界上首座補燃式壓縮空氣儲能商業化運行電站是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。機組可連續充氣時長高達41 h,連續發電可達26 h,機組實際運行效率可達54%[6-7]。

目前,國內尚無正式投產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、中國能建江蘇院總體設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,機組裝機容量為60 MW,儲能時間為8 h,發電時間為2 h,機組的設計效率為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年內成功實現開工建設,我國大型非補燃式壓縮空氣儲能電站技術的發展與應用進入了“快車道”。

2 仿真模型

2.1 熱力系統簡介

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。壓縮空氣儲能系統采用多段壓縮和多段膨脹結構,壓縮過程中環境空氣經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多段中間加熱和膨脹做功后排向大氣;儲換熱系統配置高、低溫儲熱工質罐,用于存放儲熱工質。由圖1可知,由于換熱端差和段間阻力損失存在,根據能量守恒定律,壓縮熱均不能在單次循環中被完全消納;合理選取壓縮和膨脹段數,也即壓縮機段間排氣溫度,在提高系統轉換效率的同時,綜合考量設備的投資成本,為實際工程的初步設計提供指導作用。

圖1 非補燃式壓縮空氣儲能系統示意圖

2.2 系統數學模型

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

(1)將空氣視為理想氣體,其性質滿足理想氣體狀態方程;

(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;R為空氣氣體常數;Wc為壓縮機軸功率,W;γ為壓縮機的多變指數;Gc為壓縮機空氣質量流量,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(管側)的進出口溫度,℃;Txin、Txout為換熱器換熱介質側(殼側)的進出口溫度,℃;cpa、cpx為空氣和傳熱介質比熱容,kJ/(kg·K);Gx、Gc為管側、殼側傳熱介質流量,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 系統轉換效率

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量相等,有Gctc=Gete,則系統轉換效率為：

(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 仿真結果分析

綜合上述模型,以國內某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等軟件構建壓縮空氣儲能電站仿真系統,深入研究分析不同因素對系統轉換效率的影響。本文研究的壓縮空氣儲能電站熱力系統基準工況參數如表1所示。

表1 壓縮空氣儲能電站主要性能參數

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最佳段數或膨脹側最佳段數可能帶來的影響,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,維持發電機功率不變,分析得到系統轉換效率的變化如圖2所示。

圖2 儲氣庫壓力對系統效率、膨脹機排氣溫度的影響

由圖2可知,壓縮空氣儲能系統的轉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,壓縮側的工質流量相應減小,壓縮側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,循環工質總量減少,降低了中、低壓段壓縮機的設計選型和設備制造難度,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、進出口參數不變的情況下,分別改變壓縮側、膨脹側段間阻力損失,計算發電機功率維持不變時的壓縮機電功耗,從而得到系統轉換效率,分析得到系統轉換效率的變化如圖4所示。

圖4 段間阻力損失對系統轉換效率的影響

由圖4可知,系統轉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,膨脹機的工質流量增大,壓縮機的工質流量相應增大,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或膨脹側再熱段數影響,機組壓縮側和膨脹側分別為三段和兩段,在壓縮機出口參數及膨脹機入口參數不變的前提下,改變壓縮側及膨脹側換熱器的傳熱端差,同時維持膨脹側的發電功率不變,得到系統轉換效率的變化如圖5所示。

圖5 傳熱端差對系統效率的影響

由圖5可知,系統轉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 ℃,系統轉換效率降低約0.25%。傳熱端差升高后,壓縮側由熔融鹽-空氣換熱器加熱的高溫儲熱介質的溫度降低,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,單位質量空氣的做功能力變差。在發電功率維持不變的情況下,膨脹機的壓縮空氣質量流量增大,對應壓縮機的工質流量也增大,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(壓縮側換熱器和膨脹側換熱器的端差維持不變),計算發電機功率維持不變時的壓縮機電功耗,分析得到的系統轉換效率變化如圖6所示。

圖6 壓縮機段間排氣溫度對系統效率的影響

由圖6可知,系統轉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,經加熱后的高溫儲熱介質溫度升高,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,在發電功率維持350 MW的情況下,膨脹機工質流量減小,壓縮機工質流量對應減小,壓縮機功耗減小。因此,系統效率隨著壓縮機段間排氣溫度的增大呈上升趨勢。

4 結語

本文基于機理分析法建立了壓縮空氣儲能系統核心裝置的數學模型,利用EBSILON軟件構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效率的影響,研究結論如下：

(1)壓縮空氣儲能系統的轉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,應充分考慮系統效率和設備造價,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,系統效率呈上升趨勢。