深冷液化空气储能系统的关键因素影响规律

黄葆华 葛俊 倪经纬

摘 要：立足于提高深冷液化空气储能系统能量转换效率，建立了深冷液化空气储能系统的热力学模型，借助Aspen Plus商用软件建立了热力计算的稳态仿真模型。模型验证工作说明了仿真模型的计算准确性。开展了设计工况下系统热力学分析研究，结合系统性能参数，分析了系统效率较低的原因并指出了优化方向;研究了压缩机级数、压缩机级间冷却方案和膨胀机级数等系统关键运行参数对系统及部件性能的影响规律。结果表明：系统采用原始设计方案时，压缩热利用率仅有38.42%，导致系统效率较低，仅为31.11%，可通过改善系统压缩热利用情况显著提升系统效率;当压缩机级数减少、采用无级间冷却方案时，膨胀机入口再热温度显著增加，使得系统效率大幅提升;随著膨胀机级数的增多，膨胀环节压缩热利用总量越多，系统效率越高。在此基础上，进一步探究了系统内部耦合提效方法，提出了一种系统优化设计方案，相较于原始设计方案，压缩热利用率提高至64.12%，系统效率提升至41.82%.研究结果可为深冷液化空气储能系统优化及其工程应用提供理论参考。

关键词：深冷液化空气储能系统;Aspen Plus;热力学分析;系统优化

中图分类号：TK 123   文献标志码：A

Abstract：In order to improve the energy conversion efficiency of cryogenic liquefied air energy storage system，the thermodynamic model of cryogenic liquefied air energy storage system was established，and the steady state simulation model of thermal calculation was established by Aspen Plus commercial software.Model validation shows the accuracy of the simulation model.Thermodynamic analysis of the system under designing conditions was pointed out.The reasons for the low efficiency of the system were analyzed and the optimization direction was pointed out.The influence of three key operating parameters of the system，such as compressor stage number，compressor interstage cooling scheme and expander stage number，on the performance of the system and its components was discussed.The results show that the utilization rate of compression heat for the original system solution is only 38.42%，which leads to the low efficiency of the system，only 31.11%.The system efficiency can be significantly increased by improving the utilization of compression heat of the system.As the compressor stage number is reduced and non interstage cooling scheme adopted，the inlet temperature of the expander increases significantly with the system efficiency greatly improved.The increase of the expander stage number results in the fact that the more the total amount of compression heat used in expansion period，the higher the system efficiency.On this basis，the method for improving efficiency by internal parameters coupling is further explored，and an optimized system solution was proposed.Compared with the original system solution，the utilization ratio of compression heat is increased to 64.12%，and the efficiency of the system is increased to 41.82%.The research results can provide a reference to the optimization of cryogenic liquefied air energy storage system and its engineering application.

Key words：cryogenic liquefied air energy storage system;Aspen Plus;thermodynamic analysis;system optimization

0 引 言

随着能源消费的增长，我国环境污染问题也日益突出。为此，我国大力发展风能和太阳能等新型绿色能源，但这类绿色能源具有不可连续性和波动性等先天劣势，不符合电网并网的要求[1]。抽水蓄能（PHS）、压缩空气储能（CAES）等大规模储能技术是解决风能、太阳能等波动性新能源消纳问题的有效手段[2-5]。其中，压缩空气储能具有储存能量大、输出功率高、环境污染小、寿命长、规模化效应明显等优点，广受关注[6-9]。自1949年压缩空气储能的概念被提出以来，围绕系统效率和储能密度的提升，先后发展出传统压缩空气储能（CAES）、先进绝热压缩空气储能（AA-CAES）、深冷液化空气储能（LAES）和超临界压缩空气储能（SC CAES）等技术路线[10-14]。

相较其它压缩空气储能系统，深冷液化空气储能系统具有无需消耗化石能源、不受地理和资源条件的限制、储能密度高等优点，逐渐成为国内外的研究热点[15-17]。目前，针对深冷液化空气储能系统开展的系统优化工作较少。文献[18]对深冷液化空气储能系统进行了热力学分析，指出了该系统具有高效率、高储能密度的优势;文献[19]提出了一种耦合热量、冷量再循环系统的深冷液化空气储能系统，并初步探究了其商业化并网的可行性;文献[20]提出了一种新型混合储能系统，结合了传统压缩空气储能和深冷液化空气储能的优势，获得了更优的经济性;文献[21]提出了一种利用填充床换热器临时存储冷热流的液化空气储能系统，并建立了系统的动态模型;文献[22]从各子系统耦合启动的角度对深冷液化空气储能系统进行了分析;文献[23]建立了深冷液化空气储能系统的热力学模型和热力学第二定律分析模型，并进行了热力学分析和参数敏感性分析。但上述研究均未指出深冷液化空气储能系统的具体优化设计思路，尤其是针对深冷液化空气储能系统的核心部件——压缩机和膨胀机的优化设计。因此，文中建立了深冷液化空气储能系统的热力学模型，研究了3个关键因素（压缩机级数、压缩机级间冷却方案和膨胀机级数）对系统性能的影响规律。在此基础上，进一步探究了系统内部耦合提效方法，提出了系统优化设计方案，为深冷液化空气储能系统优化及其工程应用提供理论参考。

1 深冷液化空气储能系统

1.1 系统描述

如图1所示，深冷液化空气储能系统包括4个子系统：空气压缩及液化子系统、释/储热子系统、释/蓄冷子系统和膨胀发电子系统。系统运行分为蓄能阶段与发电阶段，各子系统分时段工作。

在蓄能阶段，空氣压缩及液化子系统、释/储热子系统和释/蓄冷子系统同时工作，完成空气压缩及液化过程。压缩过程中，释/储热子系统通过空气冷却器回收各级压缩热，并以热能形式存储于高温导热油储罐中。冷却液化过程中，冷箱出口的高压低温液化空气和中间抽气点引出的高压气态空气分别经过节流阀和制冷膨胀机进一步膨胀降温，汇合后进行气液分离，液态空气存储在液空储罐内，气态空气返回冷箱参与热交换;同时，释/蓄冷子系统将蓄冷装置中冷量取出并用于冷箱内空气液化。

在发电阶段，膨胀发电子系统和释/储热子系统、释/蓄冷子系统同时工作，完成液态空气升压、气化和膨胀发电的过程，膨胀发电后的工质直接排入大气，或以冷量输出。膨胀过程中，释/储热子系统通过级间加热器提升各级膨胀机入口空气温度、提升其做功能力，换热降温后的储热介质则存储在低温导热油储罐中。气化过程中，释/蓄冷子系统回收蒸发器内的空气气化冷量并将其存储于蓄冷装置中。

在深冷液化空气储能系统的实际运行中，根据不同储/释能要求，分别设置蓄能工作时间和发电工作时间，以满足工质质量守恒要求，后再进行液空储罐的容量确定与设计选型，避免液空储罐出现溢流或空罐等问题，影响储能系统的正常运行。

1.2 系统模型和模型验证

为简化系统的热力学计算，作如下假设

1）空气选取AspenPlus软件数据库中的AIR组分;

2）压缩液化储能过程和膨胀发电释能过程的工质流量比例与释/储能的工作时间比例相一致，确保液空储罐内液化空气在一个储/释能周期的质量守恒;

3）不考虑各管道内的流体阻力;

4）不考虑系统中各主要设备的散热损失;

5）不考虑储/释热子系统中导热油侧的油泵耗功和蓄/释冷子系统中循环风机的耗功。

1.2.1 数学模型

1.2.2 仿真模型

基于Aspen Plus平台，分别建立了蓄能与发电阶段的热力学稳态模型。考虑到系统中液空储罐需满足质量守恒要求，对系统进行储/释能过程的耦合联立求解，进而分析整个储能系统的热力学特性。仿真模型如图2所示，模型选用PENG ROB方法进行空气物性计算[24-25]。表1为系统参数设置。

1.2.3 模型验证

为了验证仿真模型的准确性，选取某500 kW深冷液化空气储能系统作为分析对象，对设计工况进行验证。该系统设计工况为：蓄能过程入口空气流量为1800 Nm3/h，原料/循环压缩机均采用两级压缩且有级间冷却的工作方案，膨胀机采用四级膨胀工作方案。模型仿真结果与系统原始设计参数的对比结果如图3所示。由图可知，系统的各主要工作节点温度仿真结果与系统的原始设计参数一致，表明所建立系统模型具有准确性和可信度，可用于液化压缩空气储能系统的热力学分析。

2 系统关键因素影响规律

深冷液化空气储能系统较为复杂，影响系统性能的因素较多，其中核心部件——空气压缩机和膨胀机的相关设计参数对系统性能影响较大。

设计工况下系统关键部件模拟结果见表2.由公式（6）计算可知，该液化空气储能系统效率ηe为31.11%。分析可知，当原料/循环压缩机均采用两级压缩有级间冷却方案时，压缩机排气温度较低，回收压缩热的品位较低，导致储/释热子系统中高温导热油温度较低，降低了膨胀机入口再热温度TTURBINE IN，从而影响气体膨胀做功能力，并直接影响系统发电量。由表2可知，设计工况下，蓄能与发电时长不同，二者时长比为2.53∶1.因此，在分析系统压缩热回收/利用特性及系统总电能输入/输出特性时，需分别考虑蓄能阶段与发电阶段的工作时长。为简化分析过程，对等时长工况的性能参数进行计算。等时长工况下蓄能与发电时长相同，且蓄能工作时长与设计工况保持一致，并基于质量守恒特性对发电阶段工作参数进行设计，以保证总输出电能一致。结果见表2所示，由表可知，压缩机级间冷却热流率之和为543.07 kW，膨胀机级间再热热流率为208.67 kW，压缩热利用率ηh仅为38.42%，未能充分利用系统中的大量压缩热，严重的能量浪费是系统能量转换效率较低的主要原因。因此，进一步提高膨胀机入口再热温度，并充分利用储/释热子系统中存储的压缩热，可显著提高系统效率。

由上述分析可知：膨胀机入口再热温度取决于蓄能阶段压缩工作过程，发电阶段压缩热的利用情况则与膨胀机工作过程紧密相关。因此，文中接下来结合系统压缩热回收/利用特性，在蓄能/发电等时长工作条件下，主要讨论压缩机级数、压缩机级间冷却方案和膨胀机级数对系统性能的影响规律。

2.1 压缩机级数的影响

系统采用原料空压机/循环壓缩机有级间冷却（单级压缩除外）、膨胀机为四级膨胀的方案，保持压缩机末级出口空气压力及其它参数不变，仅在合理的范围内，改变原料空压机和循环压缩机的级数（假设2个压缩机的工作级数始终保持一致），研究2个压缩机级数变化对储能系统性能的影响。随着压缩机级数变化，压缩机的输入功率和储热系统的热量品位也存在较大改变：级数增加可减少压缩机输入功率，级间冷却有利于降低压缩机排气温度，但过低排气温度也降低了储热系统的储热品质，影响膨胀发电系统的做功能力，进而影响储能系统的能量转化效率。

图4为膨胀机入口再热温度TTURBINE IN和系统效率ηe随压缩机级数变化图，图5为压缩机和膨胀机功率随压缩机级数变化图。

从图5可以看出，随着压缩机级数的增多，压缩机输入功率逐渐减少，膨胀机入口再热温度逐渐降低、膨胀机中间再热量及输出功也逐渐降低，系统效率随级数增加而逐渐降低。其原因是：压缩机工作过程为多级等压比压缩，压缩机级数越多，压缩过程越接近等温压缩，耗功减少;同时，压缩机压比随级数的增大而减小，压缩机各级排气温度相应降低，排气温度的降低导致储/释热子系统回收压缩热的品位降低，进而造成膨胀机各级再热温度TTURBINE IN降低、中间再热量减少、做功能力下降，即膨胀机输出功率降低;随着压缩机级数的增加，膨胀机输出功率降低幅度要大于压缩机输入功率的降低幅度，因此系统效率ηe随压缩机级数增加而逐渐降低。当压缩机由双级压缩变为单级压缩时，膨胀机入口再热温度TTURBINE IN可由110 ℃提高到260 ℃，使系统效率ηe由31.11%提升至39.53%。

2.2 压缩机级间方案的影响

系统膨胀机采用四级膨胀的方案，保持压缩机末级出口空气压力及其它参数不变，对比研究3种不同压缩机级间冷却方案下的系统性能，以确定压缩机级间冷却方案对系统性能的影响。3种方案如下：①单级压缩无级间冷却;②双级压缩有级间冷却;③双级压缩无级间冷却。

图6为不同压缩机级间冷却方案下，膨胀机入口再热温度和系统效率对比图。由图可知，相比原始设计方案的原料空压机/循环压缩机为双级压缩加级间冷却，当2个压缩机采用双级压缩无级间冷却方案时，膨胀机的再热温度TTURBINE IN可由110 ℃提高至265 ℃，而单级压缩方案下膨胀机的再热温度TTURBINE IN可由110 ℃提高至260 ℃;双级压缩无级间冷却方案下系统效率ηe为38.99%，远大于采用双级压缩有级间冷却方案时的31.11%，略小于采用单级压缩方案时的39.53%.

图7为2个压缩机采用3种不同工作方案时系统主要参数对比图。如图所示，压缩机分别采用双级压缩无级间冷却方案与单级压缩方案时，二者的压缩机和膨胀机的相关参数较为相似;而压缩机采用双级压缩有级间冷却方案时，系统的压缩机输入功率、膨胀机中间再热量及输出功率较其它2种方案均较低。分析可知：若压缩过程为等熵压缩过程，则压缩机在单级压缩与双级压缩无级间冷却2种工作方案下的工作过程完全一致，其耗功无差异;由于本模型所建立的压缩机模型为考虑不可逆损失的绝热过程，故2种工作方案下压缩机的耗功及出口温度等参数具有一定偏差，但差异不大。因此2种压缩机工作方案下，膨胀机侧的性能参数也保持在相当水平。当压缩机采用双级压缩有级间冷却方案时，压缩机工作过程介于绝热压缩过程与等温压缩过程之间，因此其输入功率小于前2种方案下的输入功率，然而级间冷却使得压缩机出口温度较前2种方案大幅降低，导致膨胀机的入口再热温度也随之大幅降低，这使得膨胀机的中间再热量和输出功率大幅降低，因此双级压缩有级间冷却方案下的系统效率最低。考虑到压缩机单级压比不宜过大，故对于该深冷液化空气储能系统，应选择2个压缩机为双级压缩无级间冷却的方案。

2.3 膨胀机级数的影响

系统采用原料空压机、循环压缩机为单级压缩的方案，保持压缩机出口空气压力及其它参数不变，仅在合理的范围内改变膨胀机的级数，以研究膨胀机级数变化对系统性能的影响。图8为系统主要参数随膨胀机级数变化图。由图可知，随着膨胀机的级数增加，压缩机输入功率保持不变，膨胀机中间再热量增加、做功能力提高，即膨胀机输出功率提高，系统效率ηe随膨胀机级数增加而逐渐提升。分析其原因如下：由于膨胀机级数的改变不会对深冷液化空气储能系统蓄能过程的工作参数产生影响，因此压缩机输入功率保持不变，且压缩机出口温度也保持不变，因此膨胀机的再热温度TTURBINE IN不变;但是膨胀机级数的增加，将导致膨胀机的中间再热量逐渐增加，使得膨胀过程的空气做功能力增加，膨胀机输出总功增加。因此，系统效率随膨胀机级数增加而逐渐提升。当膨胀机级数由原始方案的4级增加为6级时，膨胀机输出功率由280.28 kW提高到298.99 kW，系统效率ηe也由39.53%提升至42.42%.但膨胀机级数的不断增加，会导致设备成本的急剧增加，同时增加系统不可逆损失，故对于该深冷液化空气储能系统，应选择六级膨胀的膨胀发电方案。

3 系统优化设计方案

基于深冷液化空气储能系统关键因素影响规律的研究，对该系统进行优化设计。相较于原始设计方案，2个压缩机采用双级压缩无级间冷却方案，膨胀机级数由4级增加至6级，膨胀机再热温度TTURBINE IN由110 ℃提高至265 ℃，深冷泵输入功率保持不变。表3为系统优化设计结果。

系统优化设计后，2个压缩机输入功率之和由559.14 kW增加至665.27 kW，增比为18.98%;同时，系统压缩热回收利用情况得到较大改善，利用率ηh由38.42%提升至64.12%，使得膨胀机的输出功率由197.54 kW增加至301.85 kW，增比为5280%.由于输出功率增比远大于输入功率增比，因此系统效率ηe由31.11%提升至41.82%。由表3可知，优化后系统中仍有部分压缩热未被利用，可以考虑在储热子系统中耦合有机朗肯循环或采用冷热电三联供的形式，进一步提高系统的整体能量转换效率。

4 结 论

1）该深冷液化空气储能系统采用原始设计方案时，原料空压机与循环压缩机所能提供的压缩热品位较低，同时系统压缩热利用率为38.42%，导致系统效率较低，仅为31.11%;通过提高膨胀机入口再热温度，并充分利用系统压缩热，可显著提高系统效率。

2）当压缩机级数减少、采用无级间冷却方案时，膨胀机入口再热温度显著增加，使得系统效率大幅提升;随着膨胀机级数的增多，膨胀环节压缩热利用总量越多，系统效率越高。系统采用单级压缩和六级膨胀时，效率可分别提升至39.53%和42.42%;压缩机采用双级压缩无级间冷却方案时，系统效率可提高至38.99%.

3）提出了一种优化设计方案：压缩机采用双级压缩无级间冷却方案，膨胀机级数由4级增加至6级。相较于原始设计方案，优化系统膨胀机入口再热温度由110 ℃提升至265 ℃，压缩热利用率由38.42%提高至64.12%，系统效率由31.11%提升至41.82%.

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