一种压缩空气与抽水蓄能耦合的新型储能系统及热力学分析

李丞宸,贺新,陶飞跃,王焕然

(西安交通大学能源与动力工程学院,710049,西安)

近年来,以风电、光伏为代表的可再生能源在我国发展迅速[1]。弃风、弃光是制约其发展的关键问题。储能技术可以将弃风、弃光储存起来,并在风、光不足时释能发电,提高可再生能源的综合利用率[2]。

大规模物理储能主要包括抽水蓄能(pumped storage power system,PSPS)和压缩空气储能(compressed air energy storage system,CAES),二者各有优劣。压缩空气储能系统的优势是储能密度大,但是释能过程中需要消耗燃料,经济性较差[3]。PSPS是目前发展最为成熟的物理储能系统,国内已具备成熟的设计及建设经验,但是其对地质环境的选择较为严格[4]。

结合压缩空气储能与抽水蓄能技术的特点,王焕然团队提出了一种新型抽水蓄能技术,即抽水压缩空气储能技术[5](pumped hydro combined with compressed air energy storage system,PHCA),该技术的储能介质是空气,做功介质是水,通过水与空气的高效换热实现了储能与释能过程中的近等温过程,将空气的可压缩性与水泵、水轮机的高效有机结合。目前,本团队已完成100 kW抽水压缩空气储能的验证性实验。结果表明,PHCA原理可行可靠,可以实现近等温压缩/膨胀过程,储能与释能过程中气体的温度变化远小于采用传统压缩机的压缩过程,具有较高的能量转化效率。然而对于PHCA技术的大规模应用,依然有水泵、水轮机的变工况和大型PHCA的储能空间选取两方面问题需要考虑。

PHCA系统内部在工作过程中压力变化显著,为水泵和水轮机的变工况能力提出了苛刻要求,恒压型PHCA设计和研究成为了改进和提升的重要方向之一。Yao等[6]提出了一种恒压型PHCA,通过额外设置高压储气室对气体进行储存,并在水气共容空间和高压储气室之间设置增压机和节流阀,实现了水气共容空间内部的恒压运行。李丞宸等[7]提出了一种利用蒸汽恒压的PHCA系统,该系统引入蒸汽在释能过程中加热空气,实现了水气共容空间内部的恒压运行,进一步提高了系统的发电量。另外,还有一些研究通过多种技术耦合[8-10],体现了系统综合性能的提升。

现有CAES系统普遍采用盐穴作为储气空间[12],适用于CAES的盐穴广泛分布于我国江苏等地,深度一般为400～800 m,运行压力一般为4～8 MPa。盐穴并不适合用于PHCA技术,盐穴内壁为水溶开采后的剩余盐层,充、放水过程中水的冲刷会对盐穴内壁造成损伤,影响盐穴的安全性和稳定性。目前,中国已是世界上隧道及地下工程规模最大、数量最多、地质条件和结构形式最复杂、修建技术发展速度最快的国家,技术水平与建设成就均已走在世界前列[13]。随着新隧道和地下工程的建设,一大批废弃的地下空间面临改造难题[14-15]。此类洞穴位于地表或浅层,作为储气空间时难以承受较高的压力[16];隧道及地下工程的岩石结构普遍为硬质岩石,在建设过程中普遍铺设有内衬,能够承受水流的反复冲刷[13]。因此,位于浅层及地表的废弃隧道和地下工程(人造洞穴等),经过改造后可用于PHCA的储气空间。

同时,经济性也是制约PHCA技术发展的重要因素。PHCA的研究目前主要为理论研究及实验室研究阶段,小型系统可以采用压力容器作为储气空间,但是大规模系统采用压力容器会导致投资成本巨大,系统经济性差:MW级的PHCA系统若采用压力容器作为储气空间,主要设备的初始超过6 000元/kW,而其中压力容器的成本超过一半[11]。在大型PHCA系统中采用废弃的浅层空间作为储气空间,可大大降低系统的初始投资,提高系统的经济性。

综上所述,结合PHCA、CAES各自的特点,本文提出了一种耦合PHCA、CAES的新型储能系统,并对其进行了深入的热力学分析。该系统结合了PHCA、CAES各自的优势,改善了两个系统的运行工况,具有较高的电-电转化效率,同时也为浅层废弃隧道及洞穴利用提供了新途径。

1 系统介绍

本文提出的新型储能系统基本工作方案如图1所示。该系统包括高压、低压两个储气空间,高压储气空间采用盐穴,低压储气空间采用封堵、改造后的浅层废弃洞穴,同时需要利用环境中的水源。根据高、低压储气空间的安全压力等级不同[12,16],设计了PHCA、CAES两部分。

图1 复合恒压储能系统示意图Fig.1 Scheme of the coupled energy storage system

PHCA部分在储能阶段,水泵将水从环境输送至低压储气空间,将电能转化成水面的压力势能;在释能阶段,水从低压储气空间中流出经过水轮机做功,释放能量进行发电。低压储气空间充(放)水的同时放(充)气,其内部始终保持恒压状态,水泵和水轮机保持稳定工况工作。

CAES部分在储能阶段,低压储气空间排出的空气经过一系列压缩及冷却过程进入高压储气空间,同时每段压缩机出口排出的空气先经过蓄热器对压缩热进行回收,富余的热量通过冷却器带走,保证其后的压缩机/高压储气空间入口温度稳定;在释能阶段,压缩空气从高压储气空间排出,经过蓄热器进行再热后利用太阳能对气体进行进加热,之后并进入空气透平做功,最终排入低压储气空间。

本文所研究的具体系统组成及运行方式如图2所示,并做如下说明:PHCA部分中,不考虑气体的温度变化,且认为低压储气空间内部压力保持恒定;CAES部分中,采用两段压缩和两段膨胀;压缩机和透平入口温度保持恒定。

图2 复合恒压储能系统流程图Fig.2 Schematic representation of the coupled energy storage system

2 热力学模型

2.1 压缩机

本文假设气体的压缩过程为多变过程,每段压缩机的出口压力和温度由以下公式得到[17]

Pc,out=πcPc,in

(1)

(2)

(3)

式中:πc为每段压缩机的压缩比;n为多变指数;γ为气体的比热容;ηc,pol为多变效率,根据Korakiianitis等[17]提出的公式计算得到

(4)

每一段压缩机的输入功为

(5)

储能阶段系统总的输入功为

(6)

式中ma为气体质量。

2.2 透平

与压缩过程类似,每段透平的出口温度和压力由下式计算得到[18]

Pc,out=Pc,in/πt

(7)

(8)

(9)

(10)

式中:πt为每段透平的膨胀比;n为膨胀过程的多变指数。

每段透平的输出功为

(11)

系统的总输出功为

(12)

2.3 填充床蓄热器

填充床蓄热器采用一维非稳态模型,能量平衡方程采用双方程模式[19],具体如下。

对于压缩空气

(13)

对于蓄热球

(14)

压缩空气经过蓄热器的压力损失可以通过Ergun方程得到

(15)

(16)

式中:ua为气体的平均速度;ρa为气体的密度;Dp为蓄热球的直径;f为蓄热器的孔隙率;μa为气体的动力黏度系数;B=110.4;μ0=1.789 5×10-5N·s/m2。

在储能与释能过程中蓄热器的热量损失不予考虑。在能量储存阶段本文中假设每台蓄热器在能量储存阶段的温度下降为20 K[20]。

对于每台蓄热器,在运行过程中储存或释放的总热量为

QTES=mscp,sΔTs

(17)

式中:ΔTs为过程前后蓄热介质的温度变化;ms为蓄热介质的质量;cp,s为蓄热介质的比热容。

2.4 冷却器和再热器[9]

假设冷却器的冷却介质采用水,冷却水的入口温度为环境温度,则换热器的出口温度为

(18)

dQIC,a=cp,aΔma(Tin,a-Tout,a)dt

(19)

储能过程中冷却器交换的总热量为

(20)

与储能阶段类似,通过再热器输入压缩空气的热量为

dQRH,a=cp,aΔma(Tout,a-Tin,a)dt

(21)

认为输入压缩空气的热量即为系统输入的太阳能热量。系统通过再热器输入的总热量为

(22)

换热过程中的流动损失为

(23)

式中:ΔPIC&RH,a为冷却器或再热器的压力损失;Pin,a为换热器的入口压力。

2.5 低压储气空间与高压储气空间

高压储气空间与低压储气空间中的温度等于环境温度且保持恒定[21],储气空间的体积由气体状态方程得到。文中假设高压储气空间体积不变。

2.6 水泵和水轮机

在热力学分析中,与储能和释能过程中气体的温度变化相比,第一段压缩机进口温度和第三段透平出口温度的差别并不明显(约为30 K),且水的比热容远大于压缩空气,水轮机的入口和水泵的出口均与环境相连,本文做如下假设:低压储气空间中的水温视作不变(等于环境温度),同样忽略在工作过程中水的密度变化;水泵和水轮机的效率视作常数;参与发电的水的总体积与第二段膨胀机的出口气体总体积相同。

水泵和水轮机做的功可由下式得到[6]

WWP=Vw(Pw,LPSV-P0)/ηWP

(24)

WHT=Vw(Pw,LPSV-P0)ηHT

(25)

式中:ηWP为水泵效率;ηHT为水轮机效率。

2.7 系统性能评价指标

电-电转化效率定义为

(26)

能量利用效率定义为

(27)

由于本系统没有对冷却器所带出的压缩热进行回收利用,故这一部分能量不算做系统输出的能量。

系统容量定义为

Cel=Wc+WWP

(28)

储能密度定义为

(29)

2.8 分析

在储能与释能过程中,低压储气空间中的水温认为保持恒定,对于整个系统来说,CAES部分的流远比PHCA部分过程复杂。因此,本文仅对CAES部分进行了分析。本文的气体参数采用实际气体物理性质的数据库REFPROP(Reference Fluid PROPerties)进行计算。

e=h-h0-T0(s-s0)

(30)

式中:e为每个状态点的;h、s为每个状态点的焓和熵;h0、s0分别为环境状态下的焓和熵。

3 系统性能及分析

3.1 系统计算参数设计

参考相关研究文献[3,6,20],系统分析所采用的相关主要参数如表1所示,填充床蓄热器参数设置如表2所示。

表1 热力学分析主要参数设置Table 1 Parameter settings on thermodynamic analysis

表2 填充床主要参数设置Table 2 Parameter settings on PBTES

3.2 计算结果及分析

3.2.1 系统整体性能

对系统进行热力学分析,系统各状态点参数如表3所示,系统性能如表4所示。

表3 系统各状态点计算结果Table 3 Calculating result on the system

表4 储能系统性能分析结果Table 4 Performance of the system

整体来看,系统的电-电转化效率为53.82%,能量利用效率为41.06%,系统的能量密度为3 760.13 kJ·m-3,系统容量为5 222.40 kW·h。CAES部分的电-电转化效率为53.19%,而能量利用效率为40.37%;PHCA部分由于不考虑系统水的温度变化,也没有热量的输入和输出,因此其电-电转化效率即为能量转化效率,均为83.80%。

图3为CAES部分中的各状态点的T-s图。在每一段膨胀机的入口,其温度均略小于对应的压缩机出口温度;而每一段膨胀机的出口,温度略高于对应的压缩机入口温度。本文所设计的系统排气温度和环境温度相差约20 K。提高再热器的再热温度,可以提高膨胀机的做功量,但同时会提高排气中所带走能量的比例,造成能量的不充分利用,降低系统的能量利用效率。

图3 压缩空气储能部分T-s图Fig.3 T-s diagram of system

图4 压缩空气储能循环输入能量统计图Fig.4 Input energy of CAES part

图5 压缩空气储能部分损失统计图Fig.5 Exergy destruction of CAES part

表5 压缩空气储能系统分析Table 5 Exergy analysis on CAES part 单位:kJ/kg

表5 压缩空气储能系统分析Table 5 Exergy analysis on CAES part 单位:kJ/kg

系统组成输入能量变损失压力热量剩余输出能量压缩机1177.44+147.6529.79压缩机2186.84+158.1228.72蓄热器1-24.641.32储能阶段蓄热器2-32.800.12冷却器1-14.256.6757.59冷却器2-17.266.6466.40储气洞穴38.03透平1-112.0410.7699.49透平2-105.9310.0294.27蓄热器2+11.860.1220.100.00释能阶段蓄热器1+9.701.4620.1028.41再热器175.57+16.856.77再热器240.08+5.016.69尾气1.81

4 敏感性分析

4.1 低压储气空间压力的影响

(a)电-电转化效率

本文对高、低压储气空间压力设置对系统性能的影响进行了敏感性分析,图6为改变低压储气空间压力对系统性能的影响。从图6可以看到,随着低压储气空间压力的增加,系统的电-电转化效率和能量利用效率均减小;随着低压储气空间内部的压力升高,系统的能量密度减小,总容量也减小。低压储气空间的压力增加会导致PHCA部分的水头和发电量增加,但结合表4,PHCA部分的容量显著小于CAES部分,因此系统的总发电量减小,导致系统的电-电转化效率、能量密度和容量降低。低压储气空间压力的升高还会导致两储气空间的压力差减小,压缩过程缩短使蓄热器能够储存的热量减小,系统通过再热器输入的热量逐渐增加,所以系统的能量利用效率降低。

4.2 高压储气空间压力的影响

图7为改变高压储气空间压力对系统性能的影响。从图7可以看到,随着高压储气空间压力升高,系统的电-电转化效率升高,而能量利用效率也逐渐升高。本系统CAES部分的容量和能量密度均大于PHCA部分,在低压储气空间压力不变的情况下增加高压储气空间压力,使得CAES部分的发电量和能量密度增加,导致系统的各个指标有所增加。虽然高压储气空间压力的升高会导致系统输入热量增加,系统的能量利用效率和电-电转化效率增加,但是二者的提升速度逐渐变慢,高压储气空间压力增加对系统性能提升的空间有限。

综合图6、图7中系统性能的变化可以看出,在两储气空间安全压力范围内尽量增加二者的压力差,可以提升复合储能系统的整体性能。

(a)电-电转化效率

4.3 再热温度的影响

在前文的计算中,再热器仅用作维持每段透平的入口温度稳定,补充由于蓄热器内部热量减少引起的气体温度降低。另外,设置再热器一方面可以对透平入口温度进行更宽泛的调节;另一方面,在地热[23-25]、工业废热[26]等资源丰富的环境,或将该系统与其他动力循环耦合[27]使用时,亦可充分提高再热温度来增加透平的输出,从而提高系统的整体性能。图8、图9给出了再热温度从420 K增加至680 K时,系统各性能的变化趋势。

图8 再热温度对系统效率的影响Fig.8 Influence of reheat temperature on efficiency

图9 再热温度对系统容量和能量密度的影响Fig.9 Influence of reheat temperature on energy density and capacity

图8中,随着再热温度的增加,系统的电-电转化效率从48.67%增加至77.69%,系统的能量利用效率从39.14%增加至48.08%。一方面,由于透平入口压力不变时,入口温度(即再热温度)越高其输出功越高,且根据前文,CAES部分的发电量高于PHCA部分,因此系统的发电量提升明显;另一方面,再热温度的增加不会引起储能系统的耗电量增加,因此电-电转化效率和能量转化效率随再热温度的增加而增加。再热温度的增加使得系统在释能阶段输入的热量增加,而增加的热量并不能完全转化为透平输出的电能,系统发电量的增加小于输入热量的增加量。因此,虽然再热温度的增加使得系统的能量转化效率有所增加,但是其增加幅度小于电-电转化效率。

再热温度对系统的影响同样体现在系统容量和能量密度方面。随着再热温度的增加,系统的发电量显著增加,导致系统的容量从4 721.80 kW·h增加至7 538.64 kW·h,系统的能量密度也从3 399.69 kJ/m-3增加至5 427.82 kJ/m-3。从图9可以看出,系统的容量和能量密度的增加几乎随再热温度线性增加,可以认为释能过程中的再热环节对系统的性能影响显著。

对于本储能系统而言,通过PHCA储能部分的设置显著缩短了CAES部分的压缩比,避免了气体压缩和膨胀环节变工况范围过大引起的系统性能差。虽然本系统中CAES部分的压缩、膨胀比显著减小,但是CAES采用压缩机也不可避免地会将一部分输入能量转化成热量。一方面,通过多级压缩、级间冷却的方式减少压缩热的产生,进而减小储能系统的耗功;另一方面,产生的压缩热越多,通过蓄热器回收的热量越多,在释能阶段可利用的热能也就越多,整个系统的容量及效率也会提高。因此,多级压缩与蓄热过程存在一定程度的矛盾。

从图8、图9可以看出,当再热温度从420 K增加至680 K时,系统的性能指标普遍明显提升。若使整个系统性能得到充分提升,在设置蓄热器回收压缩热的同时,可以在每段蓄热器后设置再热器进一步提高气体温度,可以使系统的性能显著提升。

5 结 论

抽水压缩空气储能技术结合了抽水蓄能与压缩空气储能的优势,通过水与空气的高效换热实现了储能与释能过程中的近等温工作,将空气的可压缩性与水泵、水轮机的高效性有机结合,具有广阔的应用前景。为了解决抽水压缩空气储能系统大规模应用的储气空间选取问题,充分考虑了深层盐穴及浅层洞穴的特点,并结合现有压缩空气储能的技术特点,本文提出了一种耦合PHCA与CAES的新型储能系统,并对其进行了热力学分析,研究结果如下。

(1)该系统的电-电转化效率为53.82%,能量转化效率为41.06%,抽水空气储能部分具有较高的效率,压缩空气储能部分具有较高的容量和储能密度。压缩空气储能部分的主要输入能量来自于压缩机,而最大损失发生在高压储气空间的节流过程和蓄热器、冷却器的传热过程。

(2)系统各性能指标随低压储气空间储气压力的升高而降低,随高压储气空间储气压力的升高而增加。在两储气空间安全压力范围内尽量增加二者的压力差,可以提升该储能系统的整体性能。

(3)提升再热温度可对电-电转化效率提升较大,最大效率可达77%;能量利用效率随再热温度的增加不明显,普遍低于50%。系统容量和储能密度随再热温度的增加呈线性增加趋势。