吸收式制冷压缩CO2储能系统性能分析

刘希锴, 王 鼎, 刘仕桢, 张 荻

(西安交通大学 能源与动力工程学院, 西安 710049)

随着我国“双碳”目标的提出,环境保护和能源安全问题越来越受到重视。开发可替代能源已经成为我国能源结构变革中可以实现的重要途经之一。然而,可替代能源的发展也带来了一些问题。其中,如何解决可替代能源并入电网所引起的波动性、间歇性等问题成为了人们关注的焦点[1-2]。为了解决此问题,开发一种安全、经济的能源储存技术成为重要方向之一[3-4]。

储能技术的应用在很大程度上解决了新能源发电的波动性、间歇性等弊端,其中压缩空气储能(CAES)技术是目前能解决上述问题的主要储能技术[5-7]。但是,传统的压缩空气储能技术依赖特殊的地理条件并需要使用化石燃料,导致传统储能技术存在储能效率和能量密度低等缺点。因此,众多学者针对压缩空气储能技术进行研究改进。Sun等[8]和李鹏等[9]提出了先进绝热压缩空气储能技术(AA-CAES),该系统利用热储存器来收集压缩升温过程中的热量,并在对外做功时将储存的热量提供给低温的高压空气,代替了传统压缩空气储能系统中的化石燃料,并大大提高了系统的性能。Luo等[10]提出了超临界压缩空气储能(SC-CAES)的概念,该技术是通过改变工质的状态,使其达到超临界状态,解决了大规模储能系统对特殊地理环境依赖的问题。然而,空气的临界温度较低,储能系统在实现低温液态储存方面面临很大的挑战。因此,可以考虑使用CO2作为压缩空气储能系统的工质。

相对于空气而言,作为储能系统的工质,CO2的临界温度在常温附近,因此可以在常温下储存,且其储能密度和安全性较高[11-12]。因此,使用CO2作为工质的储能系统(CCES)被提出。何青等[13]针对跨临界CO2储能系统压缩热的回收再利用进行了热力学分析。刘易飞等[14]提出了一种利用太阳能压缩CO2的储能系统,并对其进行了热经济性分析。李玉平[15]揭示了CO2储能系统性能随关键参数的变化规律。吴毅等[16]对CO2储能系统进行了热力分析以及多目标优化。

然而,在传统的压缩CO2储能技术中,储能过程中压缩CO2产生的热量大部分储存在冷却水中,最后会被当作余热废气排放到环境中,造成了能量的浪费,且储能系统的效率难以得到提升。因此,笔者提出了一种结合吸收式制冷循环的压缩CO2储能系统。首先,建立了一个结合氨水溶液的吸收式制冷循环的CO2储能系统,并使用Matlab建立了该系统的模型,并对其进行热力学模拟。最后,对该模型进行参数分析以及多目标优化。

1 系统工作原理

图1为吸收式制冷循环压缩CO2储能系统的结构示意图,图2为该储能系统的温-熵(T-s)图。该系统的运行主要由储能过程和释能过程2部分组成。储能时,常温常压的CO2从储气室中流出并进入第一压缩机,将CO2增压至冷凝压力,增压升温后的CO2经过熔融盐储热装置和水储热装置后分流,冷却后的部分CO2进入冷凝器,并利用吸收式制冷循环提供的冷量冷凝为液态后,经增压泵增压至储存压力,另一部分CO2进入第二压缩器,进一步被压缩至储存压力,升温后CO2将热量提供给吸收式制冷循环的发生器并将其作为驱动力,发生器中的氨水溶液被不断加热后变成2部分,一部分是从浓溶液中蒸发出来的氨气,另一部分变成氨水稀溶液,分离出的氨气经冷凝器冷凝为液态后,经膨胀阀进入蒸发器换热产生冷量。这部分冷量作为吸收式循环产生的冷量供给另一路的高温CO2,之后氨气进入吸收器与氨水稀溶液混合成为浓溶液。另一方面,发生器中的稀溶液在与浓溶液换热后,通过膨胀阀后降压流入吸收器,在吸收器中与浓溶液混合,再通过增压泵进入热交换器交换升温后进入发生器,完成整个循环。经过发生器降温后的CO2进入冷凝器液化为液态,这2部分增压至储存压力的液态CO2经混合器混合后进入储液罐保存,完成系统的储能过程。释能时,液态的CO2从储液罐中流出并进入蒸发器中转化为气态CO2,气态CO2依次进入水储热装置和熔融盐储热装置,吸收储能过程中储存的热量,升温后的CO2进入透平中膨胀做功,膨胀至常压后降温的CO2进入冷却器中被冷却至常温,最后进入储气室,完成系统的释能过程。

图1 吸收式制冷循环压缩CO2储能系统

图2 吸收式制冷循环压缩CO2储能系统的T-s图

2 系统热力学分析与数学建模

在对吸收式制冷循环压缩CO2储能系统进行热力学分析前,进行以下假设[17-18]:系统始终在稳定的状态下运行;给定压缩机、透平和工质泵的等熵效率;系统工质在本系统内部流动时不会引起压力损失;由于采取了良好的保温措施,忽略管道、换热器、热水罐等装置的热量损失。

2.1 系统热力学模型

在以上假设的基础上,结合质量守恒和能量守恒定律建立本系统的热力学模型。

压缩机的绝热效率[4]为

(1)

式中:η为绝热效率;h为焓,kJ/kg;下标c、s分别表示压缩机和等熵过程;下标i、o分别表示进口和出口。

Wc=qm,CO2·(hc,o-hc,i)

(2)

式中:W为耗功;qm,CO2为CO2质量流量,kg/s。

透平的绝热效率[4]为

(3)

式中:下标t表示透平。

Wt=qm,CO2·(ht,i-ht,o)

(4)

本系统中所使用换热器中冷热流体交换的热量可以利用能量平衡方程计算得到。

qm,hot(hhot,i-hhot,o)=qm,cold(hcold,o-hcold,i)

(5)

式中:qm为质量流量,kg/s;下标hot、cold分别表示换热器热端和换热器冷端。

其中,由于第一压缩器出口CO2温度较高,因此第一级换热器使用的循环介质为熔融盐,由质量分数分别为60%和40%的NaNO3和KNO3组成。根据质量守恒及能量守恒定律,第一级换热器内工质熔融盐的放热量Q为

Q=qm,saltcp,salt(Ti,salt-To,salt)

(6)

式中:cp为比定压热容,kJ/(kg·K);下标salt表示熔融盐。

本系统中CO2的分流比由冷凝器、蒸发器和发生器之间的能量守恒以及质量守恒定律计算得到,使得主路CO2冷凝所需要的冷量能够完全由吸收式制冷循环提供。

(7)

式中:Qcond1、Qevap2分别为单位时间内冷凝器和蒸发器所需的热量;qm,1为主路中的CO2质量流量,kg/s;qm,2为支路中的CO2质量流量,kg/s;qm,3为吸收式制冷循环中所需的制冷剂质量流量,kg/s;qm,4为发生器中的稀溶液质量流量,kg/s;qm,5为发生器中的浓溶液质量流量,kg/s。

定义本系统中的CO2分流比x为

(8)

2.2 系统的性能评价指标

系统的储能效率定义为总输出功与总输入功之比,在本系统中储能效率ηsys为

(9)

式中:WP为增压泵耗功;tchar为储能时间;tdischar为释能时间。

系统的能量密度[19]是反映储能系统紧凑性的性能指标,可以表示为释能阶段系统净输出功与储罐总储存体积之比。

(10)

式中:ρEVR为系统的能量密度,kW·h/m3;V为储罐体积;下标H、L分别表示高压储罐和低压储罐。

(11)

式中:qm,d为节点质量流量,kg/s;h0为工质在环境状态下的焓,kJ/kg;s0、T0分别为工质在环境状态下的熵和温度;下标j表示进口或出口。

系统中部件k的损为

(12)

3 结果与讨论

3.1 系统的初步仿真分析

在对所提出的结合吸收式制冷循环CO2储能系统进行分析时,基本条件设置如下:储能释能时长均为1 h,CO2质量流量为1 kg/s,两级压缩机等熵效率相等,其余参数设置如表1所示。在Matlab软件中搭建了仿真模型,系统中各工质的物性参数使用插件REFPROP查询得到。

表1 系统设计工况

在设计工况下,吸收式制冷循环压缩CO2储能系统的储能效率约为65.57%,能量密度为0.138 kW·h/m3。表2和表3为该储能系统各部件的状态以及各节点工质的热力状态。由表2可知,二级压缩机在系统中耗功比例占比较小,这是由于二级压缩机的主要作用是将分流的CO2进一步压缩至储存压力,将这一过程中产生的压缩热提供给制冷剂发生器并作为驱动力,使制冷循环开始工作。另一方面,二级压缩机的压比相较于一级压缩机较小,因此这部分压缩机所产生的功耗在系统耗功中所占比例较小。此外,冷凝器1所需冷量与蒸发器2产生的冷量相同。这是因为本系统所设计的吸收式制冷循环所提供的冷量全部用于主路CO2的冷却,因此制冷循环提供的冷量会根据CO2分流比产生变化,从而影响到吸收式制冷循环中制冷剂的流量设计值。同时,制冷循环中制冷工质为质量分数为75%的氨水溶液,其对于发生器开始工作时所需热量有一定的要求,导致冷凝压力、储存压力和CO2分流比的变化会影响制冷循环的正常运行。但是,由于系统中压缩机2的压比较小,导致被压缩后的CO2温度较低,因此会将CO2分流比限制在较低的范围内。因此,本系统中储存压力、冷凝压力、冷凝温度以及压缩机透平的等熵效率作为关键参数将会对系统的性能产生较大的影响。

表2 系统部件分析

Tab.2 Exergy analysis on system components

表2 系统部件分析

名称输入/kW输出/kW损/kW压缩机1390.92355.5335.39压缩机230.4025.245.16透平328.03276.3651.67级间换热器189.1388.340.79级间换热器268.7566.502.25级后换热器166.3738.2828.09级后换热器288.3475.1613.18热交换器0.280.050.23冷凝器10.180.140.04冷凝器210.58.222.28冷凝器30.090.020.07增压泵10.040.030.01增压泵20.100.090.01膨胀阀145.0745.040.03膨胀阀2734.47734.420.05蒸发器12.571.011.56蒸发器20.230.180.05吸收器0.280.050.23发生器1.000.890.11系统421.45276.36145.09

表3 系统部件热力状态参数

3.2 敏感性分析

图3为储存压力对系统储能效率和储能密度的影响。从图3可以看出,系统的储能效率和储能密度与储存压力呈负相关。在本系统中,随着储能压力的增大,二级压缩机的压比逐渐增大,使单位工质消耗的压缩功逐渐增加;而在能量释放阶段,CO2气化后的温度逐渐升高,导致级后换热器1的热流出口温度提高,即CO2吸收的热量相对于储存的热量有所下降,进而透平的进口温度会随着储能压力的增大有所降低,导致透平做功随着储能压力的提高缓慢下降,系统的储能效率逐渐降低,而能量密度随着储能压力的提高逐渐减小。这是由于随着储能压力的提升,储液罐中CO2的密度逐渐减小,因此储罐体积之和随着储能压力的提升而增大。在透平做功逐渐减小和储罐体积总和逐渐增大的共同作用下,能量密度随着储存压力的提升逐渐减小。

图3 储存压力对系统性能的影响

图4为冷凝压力对系统储能效率和储能密度的影响。从图4可以看出,系统的储能效率和储能密度与冷凝压力呈正相关。这是因为随着冷凝压力的提高,一级压缩机的压比逐渐增大,其出口CO2的温度逐渐提升。这意味着系统储存的热量逐渐提高,即透平入口CO2的温度逐渐升高,透平做功逐渐提升。虽然二级压缩机的压比有所下降,但由于流经二级压缩机的CO2质量流量较小以及压比变化幅度不大,因此其耗功降幅相对于一级压缩机耗功的增幅来说影响很小。在两者的共同作用下,储能效率呈现缓慢上升的趋势。此外,由于冷凝压力提高,冷凝温度逐渐提高,CO2所需冷量减少,可以降低系统制冷循环的压力。能量密度随着冷凝压力的提高逐渐增大,这是由于随着冷凝压力的提升,储液罐内液态CO2的密度略减小,因此储罐体积增幅较小,在透平做功逐渐增大的影响下,系统的能量密度随着冷凝压力的提升逐渐升高。

图4 冷凝压力对系统性能的影响

图5为压缩机等熵效率对系统储能效率和储能密度的影响。从图5可以看出,系统的储能效率与压缩机等熵效率呈正相关,而储能密度则与其呈负相关。这是因为随着压缩机等熵效率的提升,压缩机的耗功减少,压缩机出口温度有所下降,因此系统储存的热量减少,导致透平进口温度下降,因此透平做功减小。但是,透平做功降幅小于压缩机耗功的降幅,在两者共同作用下,系统的储能效率逐步提升。而储能密度随着压缩机等熵效率的提升而逐步减小,因为等熵效率的变化不会对储罐体积产生影响,而透平做功逐步下降,因此储能密度随着压缩机等熵效率的提升而逐步下降。

图5 压缩机等熵效率对系统性能的影响

图6为透平等熵效率对系统储能效率和储能密度的影响。从图6可以看出,系统的储能效率和储能密度与透平等熵效率呈正相关。这是因为随着透平等熵效率的提升,透平的做功增加,而系统的耗功不变,因此系统的储能效率逐步提升。同样地,储能密度随着透平等熵效率的提升而增大,因为等熵效率的变化不会对储罐产生影响,而透平做功逐步增大,因此储能密度随着透平等熵效率的提升而逐步增大。

图6 透平等熵效率对系统性能的影响

3.3 系统优化

为了优化系统的整体性能,笔者利用Matlab中的多目标优化方法,将储存压力、冷凝压力、压缩机等熵效率和透平等熵效率5个性能参数作为决策变量,研究最佳的储能效率和储能密度。5个优化参数的取值范围如表4所示。

表4 储能系统优化参数的设定范围

图7给出了多目标优化的结果。理想点选择为最大储能效率与最大储能密度的交点。由于储能效率与储能密度为负相关,因此选择与理想点距离最近的点作为本系统的最优解(A),此处可取得最合适本系统的储能效率和储能密度。

图7 多目标优化结果

表5给出了选用最优解时所对应的各参数最优解,以及相应系统储能效率和储能密度。其最优储能效率为68.70%,能量密度为0.153 kW·h/m3。

表5 储能系统最优计算结果

4 结论

(1) 在设计工况下,系统的储能效率为65.57%,储能密度为0.138 kW·h/m3。系统中损最大的部件为透平,其次为压缩机1和级后换热器。

(2) 存在最佳的储存压力、冷凝压力、压缩机等熵效率和透平等熵效率,使得系统的储能效率最大,但增大储存压力不利于系统储能效率的提高。

(3) 透平等熵效率和冷凝压力的提高有利于提高系统的储能效率和储能密度。

(4) 所提出的系统可以充分利用系统本身产生的热量,并利用吸收式制冷循环提供部分所需的冷量,减少了对外部冷热源的需求。通过对发生器热源供给方式进行优化,本系统有进一步提高储能效率的潜力。

(5) 本系统最优的储能效率为68.70%,储能密度为0.153 kW·h/m3。