热电储能技术及二氧化碳在其中的应用

王冠邦，张信荣



热电储能技术及二氧化碳在其中的应用

王冠邦，张信荣

（北京大学工学院，北京 100871）

热电储能系统将多余的电能以热能的形式存储，在需要时通过Brayton循环、Rankine循环等动力循环利用存储的热能做功发电，多种循环工质在该技术中的应用被广泛研究，二氧化碳作为循环工质是目前该技术的研发热点。介绍了热电储能技术的基本原理，指出系统的循环效率受循环工质与储热、储冷介质间的热匹配性及涡轮机械的等熵效率影响。概述了包括水、空气、氩、氨及有机物在内的循环工质的应用情况，重点分析了以二氧化碳作为循环工质的热电储能系统，包括系统设计、系统性能及优化、系统实现，最后通过与压缩空气储能的对比分析了热电储能技术的发展前景。热电储能既不依赖于地理条件和化石燃料的燃烧，也具有储能规模大、工作时间长、投资成本低及循环效率高等优点，具有广阔的发展前景。

热电储能；二氧化碳；Brayton循环；Rankine循环

随着人们对环境污染和能源短缺问题的日益重视，世界各国都致力于可再生能源的开发与利用，2015年全球可再生能源发电量（包括风力、光伏、光热、水力、生物质能等）增加了5%，大约占总发电量的23%[1]。但是，大多数可再生能源对环境和气候有较强的依赖性，其发电过程不连续、波动性和不确定性强，面临着可靠性和稳定性的挑战[2-3]。以风电为例，1 GW风电并网需要200 MW的备用电力供应[4-5]，大规模储能系统作为该备用电力供应的一种选择逐渐受到重视。尽管储能的方式多种多样，但目前较多应用的MW级、循环时间在数小时的大规模储能方法仅限于抽水蓄能和压缩空气储能。抽水蓄能是目前最成熟、应用最广泛的储能技术，世界上98%的储能系统（总容量超过120 GW[3]）都使用该技术，但其应用依赖于地理条件，投资成本高、建设周期长，不适于普遍推广。压缩空气储能是近年来研究的热点，但其应用远少于抽水蓄能，目前运行的总容量仅400 MW左右，计划或正在建设的项目总容量约4 GW[6]，而且大规模系统采用地下岩层、洞穴等存储压缩空气，选址也受地理条件的限制，已经投入使用的系统采用依赖于燃烧化石燃料的传统方法，先进绝热压缩空气储能技术虽能避免对燃料的依赖，但尚处于研发和试验阶段。

热电储能是一种不受地理条件限制、不消耗燃料的储能技术，将多余的电能以热能的形式存储，在需要时通过Brayton循环、Rankine循环等动力循环利用存储的热能做功发电。这种利用热能储电、热机释能的电能存储原理早在1978年就已经正式提出[7]，经过长时间的发展，多种循环工质在该技术中的应用被广泛研究。近年来，以二氧化碳为工质的热泵[8-9]和热机[10-11]技术发展迅速，而二氧化碳作为热电储能的循环工质也成为热电储能的研发热点。相比于压缩空气储能，热电储能在我国存在较大的研究空白。

本文将对热电储能技术的基本原理和不同循环工质的应用情况进行简要介绍，随后重点分析以二氧化碳作为循环工质的热电储能系统，包括系统设计、系统性能及优化、系统实现，最后指出热电储能技术的发展前景。

1 热电储能概述

1.1 基本原理

图1展示了热电储能的基本原理。在用电需求较低时，电网中的剩余电能驱动电机，带动压缩机，循环工质从储冷介质（低温热源）吸热，并向储热介质（高温热源）放热，从而将电能以热能的形式存储在储热介质中。在用电高峰时，循环工质经泵或压缩机压缩后，从储热介质（高温热源）吸热，在膨胀机中膨胀做功，驱动发电机产生电能，膨胀后的循环工质被储冷介质（低温热源）冷却。

图1 热电储能原理

图2是热电储能系统的结构示意图，包括储能和释能两个过程。这两个过程共用储热装置和储冷装置，该装置主要是隔热（有时要求耐压、耐高温）储罐，储热、储冷介质不是循环工质时还包括换热器，可设有多个储罐及换热器。储能过程的主要部件还包括压缩机、电动机、膨胀机（有时用节流阀）。释能过程的主要部件还包括泵或压缩机、膨胀机、发电机。除图2示意的部件外，整个系统还配有控制装置、机械传动装置、管路及其它配件。此外，一些优化后的系统还包括回热用的换热器、中间冷却/再热用的换热器、风冷装置或辅助制冷系统等部件或附属系统。

（虚线表示储能过程，实线表示释能过程，红色表示高温端，蓝色表示低温端） 1—储热装置；2—储冷装置；3—压缩机；4—电动机； 5—膨胀机；6—泵或压缩机；7—膨胀机；8—发电机

1.2 循环效率

卡诺循环和逆卡诺循环可给出系统的极限循环效率。若储热介质温度为H，储冷介质温度为L，并考虑循环工质与储热、储冷介质之间有相同的平均温差Δ，忽略储热介质的热量损失，则储能过程中电能净输入in与向储热介质放热H的关系为

释能过程中电能净输出out与从储热介质吸热H的关系为

循环效率定义为电能净输出与净输入的比值

由此可见，循环工质与储热、储冷介质间的温差直接影响循环效率，若该温差为0，则循环效率为100%。

除了换热温差外，泵、压缩机、膨胀机等部件的等熵效率也会影响系统中的不可逆性，从而影响循环效率。圧缩过程和膨胀过程的等熵效率分别定义为

式中，C表示圧缩过程，E表示膨胀过程，i表示等熵过程。又定义储能和释能过程的回功比bw为

式中，ch表示储能过程，disch表示释能过程。则系统的循环效率可写为

1.3 循环工质与储热、储冷介质及其热匹配

多种循环工质可用于热电储能系统，包括水、空气、氩、氨、二氧化碳和有机物等，这些循环工质在动力循环中已经得到应用或存在相关成熟的技术，而各工质不同的性质则决定了热电储能系统的操作条件、性能和成本。

热电储能系统的高温热源必须采用储热技术，低温热源则可以利用外界环境，但采用储冷技术作为低温热源可避免系统运行受环境温度的影响。储热、储冷介质分为两类[12]：一类是显热存储，这类介质与循环工质换热时温度是变化的，如水、熔融盐等，这类介质的优点是可以使用高效换热器（如逆流板式换热器），但其操作温度范围受熔沸点的限制，有时需要加压等操作拓宽该范围；另一类是相变存储，这类介质与循环工质换热时温度不变，最常用的介质是冰浆。高效的储热、储冷介质应具有以下特性[13]：高密度，无毒害、无腐蚀性、无放射性，避免高存储压力，自然界存在，传热系数高，比热容大，低黏度，化学稳定性好。此外，也可将相应温度下的循环工质直接在储罐中存储。

储热、储冷介质不是循环工质时，其与循环工质的热匹配性是选择介质的重要依据。前文已述及，储热、储冷介质与循环工质之间的温差直接影响系统的性能，减小该温差，使储热、储冷介质的温度变化趋势与循环工质的温度变化趋势相似，即实现热匹配，可提高系统性能。图3给出了循环工质与储热介质的热匹配性示意图[12]，图3(a)是两种热匹配性差的情形，左图循环工质以显热的形式吸放热，而储热介质以潜热的形式将热能存储和释放，右图则相反，这两种情形中循环工质和储热介质的温差是变化的，图中阴影部分的面积反映储能与释能的大小，可以看出为了满足储热介质与循环工质间的最小温差，将损失很大一部分存储的能量；图3(b)是对应于图3(a)的两种热匹配性好的情形，循环工质与储热介质都以显热或潜热的形式进行热交换可以使两者间的温差更均匀，从而避免温差过大造成较多的能量损失。

（a）热匹配性差

（b）热匹配性好

（实线表示储热介质，虚线表示循环工质）

图3 循环工质与储热介质的热匹配性

Fig.3 Thermal match between the working fluid and heat storage medium

2 热电储能系统中的循环工质

2.1 水作为循环工质

早在1924年，一种以水为循环工质及储热介质的热力学储能系统就已被提出[14]，该系统利用轴流式蒸汽压缩机将水蒸气压缩，并存储凝结后的高压水，这种储能方式将电能转化为压力能和热能进行存储，目前仍用于光热发电的储热过程。

1978年，在上述基础上引入了储热介质[7]：在用电需求低时，热水罐中的水进入多级闪蒸室，一部分水在较低压力下蒸发，另一部分水冷却后进入冷水罐储存，各闪蒸室中的水蒸气分别进入压缩机压缩，之后向储热介质放热并进入水箱储存。在用电高峰时，上述过程反向运行，储热介质中的热能用于将水箱中的水加热，产生水蒸气，水蒸气进入膨胀机做功，带动发电机产生电能，之后水蒸气与冷水罐中的水混合冷凝并存储在热水罐中。上述过程中，热水罐中的水温为38～99 ℃，储热介质冷态温度为66～149 ℃，其热态温度为232～316 ℃。这种储热介质是沸点在260～704 ℃的一种烃馏分，是从蜡油组分中经提炼加工而成的。为了提高系统的循环效率，闪蒸和冷凝的级数要增加，并实现多级抽汽和注汽，这大幅提高了涡轮机械的结构复杂性。该系统的储能和释能过程是两个非封闭的流程，而并非两个封闭的热力学循环，而且循环工质也要在水箱中存储，故类似于现今的带储热的压缩空气储能系统，但这种将电能转化为热能来存储，再由热能发电的概念被认为是热电储能的发展基础[12]。

此外，将电能转化为热能也可用电加热器的方式[15]，可以产生500 ℃的高温热能，并存储在由氧化镁耐火砖和熔融盐构成的储热装置内，释能过程采用传统的蒸汽Rankine循环，利用储热装置内的高温热能发电。

2.2 空气作为循环工质[16]

以空气为循环工质的热电储能系统的储能和释能过程都是Brayton循环，该系统运行温度较高，采用氯化锂与氯化钾的混合熔融盐作为储热介质，储热温度为350～700 ℃，储冷介质为合成油，储冷温度为100～250 ℃。由于压力比小，储能和释能过程都使用回热装置，但储能和释能容量也因此减小，必须采用更大的质量流量。储冷介质改为氨与水的混合物可降低低温端的温度，从而提高回热量，减少储热量，在较低的温度下涡轮机械的损失也相对较小，但是空气在低温下的换热性能不佳，会导致更多的能量损失。当最小换热温差为10 ℃，涡轮机械的等熵效率为90%时，该系统的最大循环效率为55%左右。

采用多级压缩中间冷却及多级膨胀中间再热的过程可减小在压缩和膨胀过程中的温度变化，当压缩和膨胀的级数足够多时，循环过程可近似为等温压缩和膨胀的Ericsson循环。由于多级压缩和膨胀，单级压力比减小，回热温度范围增大，低温端储冷介质可采用水，操作温度为10～90 ℃。高温端和低温端的温度差增大，储能密度增加。但换热过程增多，能量损失增大，前述相同条件下的循环效率仅为50%左右。

2.3 氩作为循环工质

与空气相比，在相同的压力变化下氩的温度变化更大，以氩为循环工质的热电储能系统也是以Brayton循环为基础的，两个压力不同的储罐装有耐热材料（如矿物颗粒）用于储热和放热[17]。

储能过程中，高压储罐的初温为环境温度（额定值），低压储罐的初温约为500 ℃（额定值），氩经压缩机加压后温度达1000 ℃，经过高压储罐的冷却进入膨胀机膨胀做功，膨胀机出口温度为-70 ℃，随后进入低压储罐，高压储罐中的储热介质由初温被缓慢加热，而低压储罐的储热介质由初温被缓慢冷却，在这种加热或冷却的过程中，温度峰在储罐中缓慢推进，压缩机和膨胀机的入口端设有辅助换热器以确保其入口温度为额定值，当储罐出口温度与其额定值之差超过临界值时储能过程停止。

释能过程中，压缩机出口温度为60 ℃，经辅助换热器冷却至环境温度（额定温度），膨胀机出口额定温度为500 ℃，与储能过程类似，低压储罐中的储热介质被缓慢加热，高压储罐中的储热介质则被缓慢冷却，储罐中也产生温度峰并缓慢推进，当储罐出口温度与其额定温度之差超过临界值时释能过程停止。涡轮机械的不可逆性会导致多余的热量产生，这些热量由辅助换热器向环境放出。

在系统达到稳态之前，需要进行几次动态储能和释能过程，因为储罐中的温度峰是缓慢推进的，只有当温度峰推进至储罐末端，且辅助换热器恰好排出了多余的热量和冷量时，系统才达到稳态。此外，为了达到稳态运行，储罐的储热、储冷能力必须留有余量，这增加了系统的成本。

高温端与低温端的温差增大有利于减小释能过程的回功比，提高系统的循环效率，为此低温端最低温度可降至-160 ℃，英国Isentropic储能公司的PHES（pumped heat electrical storage）技术就是基于此原理，其循环效率可达75%[18]，单个系统的容量在2～5 MW，多机组联合运行可实现GW级容量[19]。

2.4 氨作为循环工质

一种利用太阳能作为热源的热电储能系统的循环工质是氨，储冷介质采用冰和盐水的混合物，储热介质采用加压的热水[16,20]。储能过程与前述类似，循环工质经压缩机加压后首先经换热器加热水，后经风冷装置进一步冷却，经膨胀阀减压后从储冷装置中吸热，可使冰和盐水的混合物降温至-21 ℃。为利用太阳能热，系统单独设置太阳能集热和存储子系统，适时利用太阳能热将水从75 ℃加热至100 ℃并存储备用。释能过程循环工质经泵加压后首先受太阳能集热系统存储的热水加热，在3.4 MPa下蒸发，然后又经储能过程中产生的热水加热至最高180 ℃，进入膨胀机膨胀做功，之后在储冷装置中冷凝。

利用太阳能热可使释能过程中热机的蒸发温度显著提升，从而使循环效率最高增加至70%以上。经济性分析表明，冰或盐水作为储冷介质，选用玻璃制平板式太阳能集热器可使系统成本较低，循环效率在43.8%～84.4%时，系统的成本为982～3192美元/kW[20]。

2.5 有机物作为循环工质[21]

采用低沸点有机物作为循环工质可以在释能过程中实现有机Rankine循环。该方法中循环工质与储热介质的热匹配性好，特别适用于从温度在100～300 ℃的储热介质中提取热量。可以采用的有机循环工质包括氟利昂（如R245fa）、烃类（如丁烷）及其它有机溶剂（如甲苯）。

3 以二氧化碳为工质的热电储能系统

3.1 系统设计

3.1.1 循环工质与储热、储冷介质

系统以二氧化碳为循环工质，热水作为储热介质，冰浆作为储冷介质[22-23]。二氧化碳的临界温度较低（31.1 ℃）、临界压力适中（7.38 MPa），利用现有的机械设备容易实现二氧化碳的跨临界热力学循环。液态水具有很高的热容量，可使系统具有较高的储能密度，水也有良好的流动和传热性能，并且成本很低，其与其它几种储热介质的性能对比见表1[12]。冰浆由含23.3% NaCl的盐水组成，这种冰浆的相变温度为-21.2～0 ℃[24]。

表1 储热介质性能对比

如图4所示[12]，系统采用跨临界热泵循环及Rankine循环：高温端的换热过程在两相区以上，二氧化碳与水的热交换均以显热的形式进行；低温端的换热过程大部分在两相区内，二氧化碳与冰浆的热交换均以潜热的形式进行。因此，二氧化碳作为循环工质与储热介质水和储冷介质冰浆具有较好的热匹配性。

（蓝色区域表示储能过程，红色区域表示释能过程，蓝色和红色的虚线分别表示热水在两过程的变化）

此外，二氧化碳动力黏度低、密度大，流动和换热性能好。《关于消耗臭氧层物质的蒙特利尔议定书》第28次缔约方会议于2016年10月10日—14日在卢旺达基加利召开，会议以协商一致的方式达成了历史性的限控温室气体氢氟碳化物（HFCs）协议[25]，使用天然工质是大势所趋。相比氨的毒性和丙烷的可燃性，二氧化碳无毒且不可燃，安全性级别为A1，是最有应用前景的天然工质。

3.1.2 多级储热

图5给出了不同压力下二氧化碳的定压比热容随温度的变化情况，压力越低，其定压比热容随温度的变化越显著，而储热介质水的定压比热容随温度的变化则可忽略，尽管理论上可以增大高温端的二氧化碳压力以减小其定压比热容随温度的变化，但是这也将增大二氧化碳的最高温度，不仅会降低系统的 循环效率，储热罐也必须加压以确保水保持液态。

图5 不同压力下二氧化碳定压比热容随温度的变化

系统运行时二氧化碳与热水换热过程中温度的变化如图6所示[24]，理想的情况是在储能过程和释能过程中热水与二氧化碳的温差相等以减小换热温差，但水的比热容随温度基本不变，只能通过改变水流量的方式实现，由此设置中间储罐的多级储热方法被提出[26]。将理想的热水温度变化曲线分段进行线性拟合，每一段代表两个储热罐间的热水流动换热过程，通过每一段拟合的直线斜率可以确定每两个储热罐间热水的流量。

图6 多级储热原理

3.1.3 不可逆性

由于系统的不可逆性，在压缩、膨胀、传热等过程会产生多余的热量，导致储能过程中热泵蒸发器吸收的热量少于释能过程中热机冷凝器释放的热量，这些热量必须排出系统才能保证稳定运行[24]。有两种基本选择，在温度较高时利用风冷装置直接向环境散热，在低于环境温度时使用辅助制冷设备，具体的方法包括[13]：①辅助制冷设备从冰浆中吸热；②进行压缩机、膨胀机中间冷却；③在热泵或热机的高温端换热过程中对二氧化碳进行冷却，或对热水罐进行冷却。

高温热量排出和辅助制冷设备的压缩机都会引起较大的㶲毁，而采用压缩机、膨胀机中间冷却的方法时系统性能最佳，因为这种方法排出的热量温度较低。但采用圧缩机中间冷却会减小储热介质中存储的能量，使释能过程的做功减少，一般采用多级膨胀中间冷却过程。为了使系统循环效率最大，中间冷却时的压力应选择二氧化碳膨胀至接近环境温度时的压力[27]，但若要利用中间冷却放出的热量，可根据对热量的温度需求调整中间冷却时的 压力。

3.1.4 系统结构

传统热泵循环中的膨胀过程是由节流阀实现的，但也有采用液体膨胀机回收膨胀功的做法[28]，该系统也采用膨胀功回收技术，尽管设备成本会因此增加，但系统循环效率将提高超过10%[27,29]。

系统也可以采用压缩机入口过热处理：由于压缩机入口温度升高，系统不可逆性产生的多余热量可由风冷装置排出至环境，无需辅助制冷设备，设备成本可减少80美元/kW[27]；压缩机出口温度升高增加储热温度，从而增大释能过程的膨胀功，却不会增加太多压缩功，系统循环效率可提高2%[29]。

在储能和释能过程中都可以使用回热技术，储能过程的热泵循环中气体冷却器出口的剩余热量可以用于压缩机入口的过热处理，释能过程的热机循环中膨胀机出口的剩余热量可以用于泵出口的预热。为了确保良好的热匹配性，高温端低于环境温度的热量不用于回热，而采用单独的一组储热罐 存储[27]。

压缩机、膨胀机使用中间冷却或中间再热也被详细分析[29]：①热泵压缩机中间冷却放热的热量用于热机膨胀机中间再热，热泵压缩功减小，热机膨胀功增加，但高温端温度有所下降；②热泵和热机膨胀过程中间冷却，放出的热量用于热泵压缩机中间再热，虽然可以提高热泵高温端温度，但是系统性能降低；③热泵压缩机和热机膨胀机中间冷却，放出的热量用于热机的吸热过程，热泵的耗功和热机的出功都降低；④热泵压缩机和热机膨胀机中间再热，热量取自热泵冷凝器放热，效果与热泵压缩机入口过热相同。

中间抽气和注气是另一种系统结构改造方 法[29]。在热机膨胀过程进行中间抽气，气体经冷凝后注入圧缩过程，在热泵膨胀过程也抽出一部分液体，经蒸发后注入圧缩过程，此操作使低温端流量减少，冰浆所需储冷量得以减少，但热机做功减少，为达到相同储能容量，热水储热量必须增加。上述操作也可反向进行，即在热泵和热机压缩过程进行中间抽气或抽取液体，经冷凝或蒸发后注入膨胀过程，热机做功也将减少，而冰浆储冷量必须增加。这种结构改造并不能提高系统性能，却会增加系统复杂程度。

3.2 系统性能及优化

3.2.1 参数选取及双目标优化[27]

提高循环效率的关键是对运行参数的优化选择，减少传热过程，减小换热温差，而系统结构过于复杂会限制运行参数的优化范围，由温差过大产生的㶲毁无法降低，循环效率也就不能提高，所以前述的系统结构设计必须在保证系统性能的前提下选择性的采用。根据遗传算法选择系统结构和运行参数，以系统循环效率提高和投资成本降低为优化目标，求解帕累托最优情况的方法在文献中被详细讨论。

文献对不同系统结构进行了参数敏感度分析：热泵蒸发器和热机冷凝器的压力对不同系统结构的循环效率有几乎相同的影响——决定了循环工质与储冷介质的换热温差，热泵气体冷却器的压力和出口温度、热机蒸发器的压力和入口温度对不同系统结构的循环效率影响不同——循环工质与储热介质的换热温差由中间储热罐的设置决定。

通过上述分析，一些参数选取准则被提出：①在低温端，应降低热机压力、增大热泵压力，以减少循环工质与储冷介质的换热温差；②使热泵气体冷却器的出口温度降至接近水的凝固点，以使其放出的低于环境温度的热量能通过单独储热而在释能过程中被回收；③热机膨胀机入口温度应维持在接近压力储罐中水的沸点的最大值；④维持热泵压缩机入口最大过热度；⑤在高温端，维持循环压力在换热器压力极限以下，热泵循环压力应低于热机循环压力，以减小换热温差。

经过优化，储能容量50 MW的系统循环效率可达到64%，而相应的投资成本仅684美元/kW，具体运行参数见表2，系统结构如图7所示。

表2 优化后的二氧化碳热电储能系统运行参数

（b）释能过程

3.2.2 等温压缩和膨胀

靠“液体活塞”实现等温压缩和膨胀已经出现在压缩空气储能的系统设计中[6]，这种设计能增大膨胀功，从而减小释能过程的回功比，提高系统 循环效率，这一设计也用于二氧化碳热电储能系 统中[30-31]。

储热罐中的热水在泵的带动下形成“液体活塞”实现对二氧化碳的压缩或膨胀，另有一部分水通过循环泵在此过程中进行喷洒，以实现对二氧化碳的冷却或加热，从而达到等温效果。在此过程中，二氧化碳可溶解于水中，从而引起管线内部的腐蚀，使用冷冻油替代水作为“液体活塞”可避免这一 问题。

根据压缩空气储能中的应用情况[32]，驱动“液体活塞”的泵的等熵效率在92%～94%，0.1～20 MPa的压缩或膨胀过程中的温度变化小于12 ℃，“液体活塞”的压缩或膨胀过程等效于等熵效率大于90%的压缩机或膨胀机，从而使系统的循环效率高达70%以上[30]。增大储热罐中的水量并提高热水温度可提升该系统的循环效率。

3.2.3 地层储热

地层热扩散系数低，其中的热量可在较长的一段时间内稳定存储，将系统原有的储热罐改为地层储热可以提高系统性能[33-34]。该系统的储热装置由平行置于浅层基岩（无裂隙且干燥的结晶岩）的一系列换热器与相应地层构成，储能过程中热泵循环的膨胀过程采用节流阀，储能和释能过程均进行回热操作。地层与循环工质的最小换热温差对换热器数量、换热过程总压损、系统循环效率都有显著影响，增加换热器能减小换热过程的压损，从而提高系统的循环效率。当地层与循环工质最小换热温差为1 K且不考虑压损时，系统循环效率在50%～66%，而该温差增至5 K时，系统循环效率降至42.5%～55.5%[33]。

3.2.4 混合工质[35]

烃可以与二氧化碳组成非共沸混合物，例如50%二氧化碳和50%丁烷。由于非共沸混合物在饱和压力下对应多个饱和温度，循环工质与储热介质间的温差更为均匀，可实现良好的热匹配。对释能过程而言，采用该种循环工质的Kalina循环相比Rankine循环的热效率可增加约10%，储热介质的温度较低时可增加更多。

3.3 系统的实现

3.3.1 设备选择与成本估算

变速电机在储能过程中用于带动压缩机等耗功设备，在释能过程中则用作发电机，可以改变转速以适应不同的机械设备。由于换热温差较小，需要较大的换热面积，可选取带翅片的板式换热器，但其压力上限为15 MPa，更高的压力则须采用盘管式换热器。涡轮机械的效率对系统性能有重要影响，循环工质的质量流量较大，尽管其密度高、体积流量小，但也会对涡轮机械中的叶片等部件产生较大负荷。随着二氧化碳作为循环工质的不断普及，二氧化碳涡轮机械的性能正在持续发展[36]，针对二氧化碳热电储能系统的具体涡轮机械设备选择、布置及要求也有文献讨论[37]。

由于具体成本数据未知，设备成本由成本函数估算，具体见表3[27]，这些成本函数是由供应商提供的数据拟合得到的，除了设备成本外，投资成本还包括管线、施工建设等费用。

表3 主要设备的成本函数

3.3.2 应用情况

图8显示了二氧化碳热电储能站中各设备的实际布局[38]，图8(a)是容量1 MW的示范工程，图8(b)是容量50 MW的商业工程，储能时间8小时，释能时间5～6小时。

瑞士苏黎世的电力供应商Ewz公司计划建设二氧化碳热电示范储能站，并接入22 kV的电网，该示范储能站将在苏黎世市郊Auwiesen建设（图9）[39]。该地区已有Auwiesen（220 kV/150 kV）和Aubrugg（150 kV/22 kV）两座变电站，可供储能站并网使用，此外还有一座Aubrugg生物质能电站，可以向储能站提供废热，同时储能站可通过热力管线供热。

（a）容量1 MW的示范工程

（b）容量50 MW的商业工程

图8 二氧化碳热电储能站实际设备布局

Fig.8 Schematic layout of equipment in thermoelectric energy storage plant with CO2

图9 苏黎世二氧化碳热电储能站的建设地点

Auwiesen热电示范储能站计划储能容量5 MW，储能时间6小时，释能时间3小时，最大循环效率40%～45%，二氧化碳循环压力在3～14 MPa，储热温度最高120 ℃，储热罐总容量达上千立方米。

在Auwiesen热电示范储能站建成后，可为建设容量100 MW的热电储能站提供经验，储能站的储热罐可为供热提供应急热水，生物质能电站产生的废热可在储能站存储，并在需要时用于发电。

4 热电储能的发展前景

热电储能最主要的优势是既不需要燃烧化石燃料，也不依赖于地理条件，可以在几乎任何地点独立运行。与压缩空气储能相比[40]，热电储能同样具有储能规模大（可达上百MW，甚至GW级）、工作时间长（储能和释能时间在小时量级）、投资成本低（最低接近500美元/kW）、循环效率高（最高达70%以上）等优点，同时克服了其依赖燃料和地形的缺点。但是，高循环效率是靠低换热温差、高等熵效率、高储热储冷介质温差实现的，这些都将增加系统的投资成本。为了收回成本，热电储能站可以与废热发电、供热等应用联合。

二氧化碳作为热电储能系统中的一种循环工质，相比其它工质可使系统循环效率较高（60%～70%）而投资成本较低（500～1000美元/kW）。此外，二氧化碳作为备受关注的天然工质，已经广泛用于制冷、供热、发电等各种能源领域，与此相关的涡轮机械设备也不断发展、完善。因此，二氧化碳热电储能系统具有广阔的发展前景。

5 结 论

本文介绍了热电储能技术的基本原理及系统中的循环工质，重点分析了以二氧化碳作为循环工质的热电储能系统，包括系统设计、系统性能及优化、系统实现，最后分析了热电储能技术的发展前景，得出如下结论。

（1）热电储能将多余的电能转化为热能储存，在需要时，利用存储的热能发电。系统的循环效率受循环工质与储热、储冷介质间的热匹配性及涡轮机械的等熵效率影响。

（2）热电储能的循环工质可以使用水、空气、氩、氨、二氧化碳等，储热介质则包括热水、砂砾（岩石）、导热油等，储冷介质一般选用冰浆。

（3）热电储能既不需要燃烧化石燃料，也不依赖于地理条件，同时也具有储能规模大、工作时间长、投资成本低、循环效率高等与压缩空气储能类似的优点，但高循环效率是以高投资成本为代价的，实际应用中可与废热利用结合。

（4）二氧化碳作为热电储能系统的一种循环工质是研究热点，系统性能较高而投资成本较低，具有广阔的发展前景。

[1] IEA. In: Tracking clean energy progress 2016[R]. Paris: IEA Publications, 2016: 18-19.

[2] IBRAHIM H, ILINCA A, PERRON J. Energy storage systems— Characteristics and comparisons[J]. Renewable & Sustainable Energy Reviews, 2008, 12(5): 1221-1250.

[3] ZHAO H, WU Q, HU S, et al. Review of energy storage system for wind power integration support[J]. Applied Energy, 2015, 137: 545-553.

[4] ROY A, KEDARE S B, BANDYOPADHYAY S. Optimum sizing of wind-battery systems incorporating resource uncertainty[J]. Applied Energy, 2010, 87(8): 2712-2727.

[5] NYAMDASH B, DENNY E, O’MALLEY M. The viability of balancing wind generation with large scale energy storage[J]. Energy Policy, 2010, 38(11): 7200-7208.

[6] BUDT M, WOLF D, SPAN R, et al. A review on compressed air energy storage: Basic principles, past milestones and recent developments[J]. Applied Energy, 2016, 170: 250-268.

[7] CAHN R P. Thermal energy storage by means of reversible heat pumping: US 4089744[P]. 1978-05-16.

[8] LORENTZEN G. Revival of carbon dioxide as a refrigerant[J]. International Journal of Refrigeration, 1994, 17(5): 292-301.

[9] AUSTIN B T, SUMATHY K. Transcritical carbon dioxide heat pump systems: A review[J]. Renewable and Sustainable Energy Reviews, 2011, 15(8): 4013-4029.

[10] YU S C, CHEN L, ZHAO Y, et al. Thermodynamic analysis of representative power generation cycles for low to medium temperature applications[J]. International Journal of Energy Research, 2015, 39(1): 84-97.

[11] KIM Y M, KIM C G, FAVRAT D. Transcritical or supercritical CO2cycles using both low- and high-temperature heat sources[J]. Energy, 2012, 43(1): 402-415.

[12] MERCANGÖZ M, HEMRLE J, KAUFMANN L, et al. Electrothermal energy storage with transcritical CO2cycles[J]. Energy, 2012, 45(1): 407-415.

[13] SACHAN A K. Study of the integration of district heating and cooling with an electro-thermal energy storage system[D]. Lausanne: École Polytechnique Fédérale De Lausanne, 2012.

[14] MARGUERRE F. Ueber ein neues Verfahren zur Aufspeicherung elektrischer Energie[J]. Mitteilungen der Vereinigung der Elektrizitätswerke, 1924, 354(55): 27-35.

[15] GEORG F, BENEDIKT L, MATTHIAS L, et al. Overview of nonelectrochemical storage technologies[M]. Holland: Elsevier, 2015: 99-100.

[16] MORANDIN M, HENCHOZ S, MERCANGÖZ M. Thermoelectrical energy storage: a new type of large scale energy storage based on thermodynamic cycles[C]//World Engineers Convention, Geneva, Switzerland: World Federation of Engineering Organizations, 2011: 11-22.

[17] DESRUES T, RUER J, MARTY P, et al. A thermal energy storage process for large scale electric applications[J]. Applied Thermal Engineering, 2010, 30(5): 425-432.

[18] ERIC W. Isentropic’s pumped heat system stores energy at grid scale [EB/OL]. [2016-12-15]. https://www.greentechmedia.com/articles/read/ Isentropics-Pumped-Heat-System-Stores-Energy-at-Grid-Scale.

[19] ESA. Pumped heat electrical storage (PHES)[EB/OL]. [2016-12-15]. http://energystorage.org/energy-storage/technologies/pumped-heat- electrical-storage-phes.

[20] HENCHOZ S, BUCHTER F, FAVRAT D, et al. Thermoeconomic analysis of a solar enhanced energy storage concept based on thermodynamic cycles[J]. Energy, 2012, 45(1): 358-365.

[21] LENK U, TREMMEL A. Thermische speichereinrichtung zur nutzung von niedertemperaturwärme: WO 2014114531 A1[P]. 2014-07-31.

[22] OHLER C, HEMRLE J, MERCANGÖZ M. Thermoelectric energy storage system and method for storing thermoelectric energy: US 20110139407 [P]. 2011-6-16.

[23] 奥勒·C, 默坎戈茨·M. 热电能量存储系统和用于储存热电能量的方法: CN 102099551 A[P]. 2011-6-15.

OHLER C, MERCANGÖZ M. Thermoelectric energy storage system and method for storing thermoelectric energy: CN 102099551 A[P]. 2011-6-15.

[24] MORANDIN M, MARÉCHAL F, MERCANGÖZ M, et al. Conceptual design of a thermo-electrical energy storage system based on heat integration of thermodynamic cycles–Part A: Methodology and base case[J]. Energy, 2012, 45(1): 375-385.

[25] 《蒙特利尔议定书》缔约方大会通过限控HFCs协议[N]. 中国环境报, 2016-10-17(1).

Convention members of Montreal Protocol approved the limitation of HFCs[N]. China Environment News, 2016-10-17(1).

[26] OHLER C, HEMRLE J, MERCANGÖZ M. Thermoelectric energy storage system: US 20140060051[P]. 2014-03-06.

[27] MORANDIN M, MERCANGÖZ M, HEMRLE J, et al. Thermoeconomic design optimization of a thermo-electric energy storage system based on transcritical CO2cycles[J]. Energy, 2013, 58(5): 571-587.

[28] NICKL J, WILL G, QUACK H, et al. Integration of a three-stage expander into a CO2refrigeration system[J]. International Journal of Refrigeration, 2005, 28(8): 1219-1224.

[29] MORANDIN M, MARÉCHAL F, MERCANGÖZ M, et al. Conceptual design of a thermo-electrical energy storage system based on heat integration of thermodynamic cycles–Part B: Alternative system configurations[J]. Energy, 2012, 45(1): 386-396.

[30] KIM Y M, SHIN D G, LEE S Y, et al. Isothermal transcritical CO2cycles with TES (thermal energy storage) for electricity storage[J]. Energy, 2013, 49(1): 484-501.

[31] KIM Y M. Novel concepts of compressed air energy storage and thermo-electric energy storage[D]. Lausanne: École Polytechnique Fédérale De Lausanne, 2012.

[32] LEMOFOUET S. Investigation and optimization of hybrid electricity storage systems based on compressed air and supercapacitors[D]. Lausanne: École Polytechnique Fédérale De Lausanne, 2006: 9-48.

[33] AYACHI F, TAUVERON N, TARTIÈRE T, et al. Thermo-electric energy storage involving CO2transcritical cycles and ground heat storage[J]. Applied Thermal Engineering, 2016, 108: 1418-1428.

[34] AYACHI F, TAUVERON N, TARTIÈRE T, et al. Thermo-electric energy storage using CO2transcritical cycles and ground heat storage[C]//12th International Conference on Heat Transfer, Fluid Mechanics and Thermodynamics, Malaga, Spain: American Society of Thermal and Fluids Engineers, 2016: 338-345.

[35] 奥勒·C, 赫姆尔勒·J, 默坎戈茨·M. 热电能存储系统: CN 103003530 A[P]. 2013-03-27.

OHLER C, HEMRLE J, MERCANGÖZ M. Thermoelectric energy storage system: CN 103003530 A[P]. 2013-03-27.

[36] AZAM T, ADRIAN L, ETIENNE M, et al. Multi-scale coupled physics models and experiments for performance and life prediction of supercritical CO2turbomachinery components[C]//5th International Symposium-Supercritical CO2Power Cycles, San Antonio, Texas: Supercritical CO2Power Cycle Resource Center, 2016: 1-24.

[37] FULLER R, HEMRLE J, KAUFMANN L. Turbomachinery for a supercritical CO2electro-thermal energy storage system[C]//ASME Turbo Expo 2013: Turbine Technical Conference and Exposition, San Antonio, Texas: ASME, 2013: 1-11.

[38] HEMRLE J, MERCANGOEZ M, KAUFMANN L, et al. Thermoelectric energy storage based on transcritical CO2cycle[C]//Supercritical CO2Power Cycle Symposium, Boulder, Colorado: Supercritical CO2Power Cycle Resource Center, 2011: 1-5.

[39] FAUCI R L, HEIMBACH B, KAFFE E, et al. Feasibility study of an electrothermal energy storage in the city of Zurich[C]//Electricity Distribution (CIRED 2013), 22nd International Conference and Exhibition on IET, Stockholm: IEEE, 2013: 1-5.

[40] 张新敬, 陈海生, 刘金超, 等. 压缩空气储能技术研究进展[J]. 储能科学与技术, 2012, 1(1): 26-40.

ZHANG X J, CHEN H S, LIU J C, et al. Research progress in compressed air energy storage system: A review[J]. Energy Storage Science and Technology, 2012, 1(1): 26-40.

Thermoelectric energy storage system and applications using CO2cycles

WANG Guanbang, ZHANG Xinrong

(College of Engineering, Peking University, Beijing 100871, China)

Athermoelectric energy storage (TEES) system stores electricity in thermal form and the thermal energy converts back to electricity by a Brayton cycle, Rankine cycle or other power cycles during the discharge period. Various working fluids coupled with heat and cold storage mediums have been studied extensively and the use of CO2as the working fluid is a hot topic in TEESsystem. This paper first explains the principle of TEESsystem and examines the effects of thermal integration between the working fluid and the heat and cold storage mediums as well as the isentropic efficiency of turbomachinery on the system round trip efficiency. Applications of different working fluids are then discussed including water, air, argon, ammonia and organic chemicals, and the focus is on systems with CO2as the working fluid, including system design, system performance study and optimizations, and system realization. Finally, the TEESsystem is compared with compressed air energy storage (CAES) technology. It is concluded that the TEES not only is independent on the geographical conditions and the use of fossil fuels, but also has a large storage capacity, a long life span, a low capital cost and a high round trip efficiency..

thermoelectric energy storage; carbon dioxide; Brayton cycle; Rankine cycle

10.12028/j.issn.2095-4239.2016.0111

TM02

A

2095-4239（2017）06-1239-11

2016-12-30；

2017-02-13。

“十三五”国家重点研发计划（2016YFD0400106）。

王冠邦（1994—），男，博士研究生，主要研究方向为工程热物理与新型能源系统，E-mail：coewgb@pku.edu.cn；

张信荣，教授，主要研究方向为工程热物理与可再生式热能源，E-mail：xrzhang@pku.edu.cn。