吸收式制冷壓縮CO2儲能系統性能分析

劉希鍇, 王 鼎, 劉仕楨, 張 荻

(西安交通大學 能源與動力工程學院, 西安 710049)

隨著我國“雙碳”目標的提出,環境保護和能源安全問題越來越受到重視。開發可替代能源已經成為我國能源結構變革中可以實現的重要途經之一。然而,可替代能源的發展也帶來了一些問題。其中,如何解決可替代能源并入電網所引起的波動性、間歇性等問題成為了人們關注的焦點[1-2]。為了解決此問題,開發一種安全、經濟的能源儲存技術成為重要方向之一[3-4]。

儲能技術的應用在很大程度上解決了新能源發電的波動性、間歇性等弊端,其中壓縮空氣儲能(CAES)技術是目前能解決上述問題的主要儲能技術[5-7]。但是,傳統的壓縮空氣儲能技術依賴特殊的地理條件并需要使用化石燃料,導致傳統儲能技術存在儲能效率和能量密度低等缺點。因此,眾多學者針對壓縮空氣儲能技術進行研究改進。Sun等[8]和李鵬等[9]提出了先進絕熱壓縮空氣儲能技術(AA-CAES),該系統利用熱儲存器來收集壓縮升溫過程中的熱量,并在對外做功時將儲存的熱量提供給低溫的高壓空氣,代替了傳統壓縮空氣儲能系統中的化石燃料,并大大提高了系統的性能。Luo等[10]提出了超臨界壓縮空氣儲能(SC-CAES)的概念,該技術是通過改變工質的狀態,使其達到超臨界狀態,解決了大規模儲能系統對特殊地理環境依賴的問題。然而,空氣的臨界溫度較低,儲能系統在實現低溫液態儲存方面面臨很大的挑戰。因此,可以考慮使用CO2作為壓縮空氣儲能系統的工質。

相對于空氣而言,作為儲能系統的工質,CO2的臨界溫度在常溫附近,因此可以在常溫下儲存,且其儲能密度和安全性較高[11-12]。因此,使用CO2作為工質的儲能系統(CCES)被提出。何青等[13]針對跨臨界CO2儲能系統壓縮熱的回收再利用進行了熱力學分析。劉易飛等[14]提出了一種利用太陽能壓縮CO2的儲能系統,并對其進行了熱經濟性分析。李玉平[15]揭示了CO2儲能系統性能隨關鍵參數的變化規律。吳毅等[16]對CO2儲能系統進行了熱力分析以及多目標優化。

然而,在傳統的壓縮CO2儲能技術中,儲能過程中壓縮CO2產生的熱量大部分儲存在冷卻水中,最后會被當作余熱廢氣排放到環境中,造成了能量的浪費,且儲能系統的效率難以得到提升。因此,筆者提出了一種結合吸收式制冷循環的壓縮CO2儲能系統。首先,建立了一個結合氨水溶液的吸收式制冷循環的CO2儲能系統,并使用Matlab建立了該系統的模型,并對其進行熱力學模擬。最后,對該模型進行參數分析以及多目標優化。

1 系統工作原理

圖1為吸收式制冷循環壓縮CO2儲能系統的結構示意圖,圖2為該儲能系統的溫-熵(T-s)圖。該系統的運行主要由儲能過程和釋能過程2部分組成。儲能時,常溫常壓的CO2從儲氣室中流出并進入第一壓縮機,將CO2增壓至冷凝壓力,增壓升溫后的CO2經過熔融鹽儲熱裝置和水儲熱裝置后分流,冷卻后的部分CO2進入冷凝器,并利用吸收式制冷循環提供的冷量冷凝為液態后,經增壓泵增壓至儲存壓力,另一部分CO2進入第二壓縮器,進一步被壓縮至儲存壓力,升溫后CO2將熱量提供給吸收式制冷循環的發生器并將其作為驅動力,發生器中的氨水溶液被不斷加熱后變成2部分,一部分是從濃溶液中蒸發出來的氨氣,另一部分變成氨水稀溶液,分離出的氨氣經冷凝器冷凝為液態后,經膨脹閥進入蒸發器換熱產生冷量。這部分冷量作為吸收式循環產生的冷量供給另一路的高溫CO2,之后氨氣進入吸收器與氨水稀溶液混合成為濃溶液。另一方面,發生器中的稀溶液在與濃溶液換熱后,通過膨脹閥后降壓流入吸收器,在吸收器中與濃溶液混合,再通過增壓泵進入熱交換器交換升溫后進入發生器,完成整個循環。經過發生器降溫后的CO2進入冷凝器液化為液態,這2部分增壓至儲存壓力的液態CO2經混合器混合后進入儲液罐保存,完成系統的儲能過程。釋能時,液態的CO2從儲液罐中流出并進入蒸發器中轉化為氣態CO2,氣態CO2依次進入水儲熱裝置和熔融鹽儲熱裝置,吸收儲能過程中儲存的熱量,升溫后的CO2進入透平中膨脹做功,膨脹至常壓后降溫的CO2進入冷卻器中被冷卻至常溫,最后進入儲氣室,完成系統的釋能過程。

圖1 吸收式制冷循環壓縮CO2儲能系統

圖2 吸收式制冷循環壓縮CO2儲能系統的T-s圖

2 系統熱力學分析與數學建模

在對吸收式制冷循環壓縮CO2儲能系統進行熱力學分析前,進行以下假設[17-18]:系統始終在穩定的狀態下運行;給定壓縮機、透平和工質泵的等熵效率;系統工質在本系統內部流動時不會引起壓力損失;由于采取了良好的保溫措施,忽略管道、換熱器、熱水罐等裝置的熱量損失。

2.1 系統熱力學模型

在以上假設的基礎上,結合質量守恒和能量守恒定律建立本系統的熱力學模型。

壓縮機的絕熱效率[4]為

(1)

式中:η為絕熱效率;h為焓,kJ/kg;下標c、s分別表示壓縮機和等熵過程;下標i、o分別表示進口和出口。

Wc=qm,CO2·(hc,o-hc,i)

(2)

式中:W為耗功;qm,CO2為CO2質量流量,kg/s。

透平的絕熱效率[4]為

(3)

式中:下標t表示透平。

Wt=qm,CO2·(ht,i-ht,o)

(4)

本系統中所使用換熱器中冷熱流體交換的熱量可以利用能量平衡方程計算得到。

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

(5)

式中:qm為質量流量,kg/s;下標hot、cold分別表示換熱器熱端和換熱器冷端。

其中,由于第一壓縮器出口CO2溫度較高,因此第一級換熱器使用的循環介質為熔融鹽,由質量分數分別為60%和40%的NaNO3和KNO3組成。根據質量守恒及能量守恒定律,第一級換熱器內工質熔融鹽的放熱量Q為

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

(6)

式中:cp為比定壓熱容,kJ/(kg·K);下標salt表示熔融鹽。

本系統中CO2的分流比由冷凝器、蒸發器和發生器之間的能量守恒以及質量守恒定律計算得到,使得主路CO2冷凝所需要的冷量能夠完全由吸收式制冷循環提供。

(7)

式中:Qcond1、Qevap2分別為單位時間內冷凝器和蒸發器所需的熱量;qm,1為主路中的CO2質量流量,kg/s;qm,2為支路中的CO2質量流量,kg/s;qm,3為吸收式制冷循環中所需的制冷劑質量流量,kg/s;qm,4為發生器中的稀溶液質量流量,kg/s;qm,5為發生器中的濃溶液質量流量,kg/s。

定義本系統中的CO2分流比x為

(8)

2.2 系統的性能評價指標

系統的儲能效率定義為總輸出功與總輸入功之比,在本系統中儲能效率ηsys為

(9)

式中:WP為增壓泵耗功;tchar為儲能時間;tdischar為釋能時間。

系統的能量密度[19]是反映儲能系統緊湊性的性能指標,可以表示為釋能階段系統凈輸出功與儲罐總儲存體積之比。

(10)

式中:ρEVR為系統的能量密度,kW·h/m3;V為儲罐體積;下標H、L分別表示高壓儲罐和低壓儲罐。

(11)

式中:qm,d為節點質量流量,kg/s;h0為工質在環境狀態下的焓,kJ/kg;s0、T0分別為工質在環境狀態下的熵和溫度;下標j表示進口或出口。

系統中部件k的損為

(12)

3 結果與討論

3.1 系統的初步仿真分析

在對所提出的結合吸收式制冷循環CO2儲能系統進行分析時,基本條件設置如下:儲能釋能時長均為1 h,CO2質量流量為1 kg/s,兩級壓縮機等熵效率相等,其余參數設置如表1所示。在Matlab軟件中搭建了仿真模型,系統中各工質的物性參數使用插件REFPROP查詢得到。

表1 系統設計工況

在設計工況下,吸收式制冷循環壓縮CO2儲能系統的儲能效率約為65.57%,能量密度為0.138 kW·h/m3。表2和表3為該儲能系統各部件的狀態以及各節點工質的熱力狀態。由表2可知,二級壓縮機在系統中耗功比例占比較小,這是由于二級壓縮機的主要作用是將分流的CO2進一步壓縮至儲存壓力,將這一過程中產生的壓縮熱提供給制冷劑發生器并作為驅動力,使制冷循環開始工作。另一方面,二級壓縮機的壓比相較于一級壓縮機較小,因此這部分壓縮機所產生的功耗在系統耗功中所占比例較小。此外,冷凝器1所需冷量與蒸發器2產生的冷量相同。這是因為本系統所設計的吸收式制冷循環所提供的冷量全部用于主路CO2的冷卻,因此制冷循環提供的冷量會根據CO2分流比產生變化,從而影響到吸收式制冷循環中制冷劑的流量設計值。同時,制冷循環中制冷工質為質量分數為75%的氨水溶液,其對于發生器開始工作時所需熱量有一定的要求,導致冷凝壓力、儲存壓力和CO2分流比的變化會影響制冷循環的正常運行。但是,由于系統中壓縮機2的壓比較小,導致被壓縮后的CO2溫度較低,因此會將CO2分流比限制在較低的范圍內。因此,本系統中儲存壓力、冷凝壓力、冷凝溫度以及壓縮機透平的等熵效率作為關鍵參數將會對系統的性能產生較大的影響。

表2 系統部件分析

Tab.2 Exergy analysis on system components

表2 系統部件分析

名稱輸入/kW輸出/kW損/kW壓縮機1390.92355.5335.39壓縮機230.4025.245.16透平328.03276.3651.67級間換熱器189.1388.340.79級間換熱器268.7566.502.25級后換熱器166.3738.2828.09級后換熱器288.3475.1613.18熱交換器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增壓泵10.040.030.01增壓泵20.100.090.01膨脹閥145.0745.040.03膨脹閥2734.47734.420.05蒸發器12.571.011.56蒸發器20.230.180.05吸收器0.280.050.23發生器1.000.890.11系統421.45276.36145.09

表3 系統部件熱力狀態參數

3.2 敏感性分析

圖3為儲存壓力對系統儲能效率和儲能密度的影響。從圖3可以看出,系統的儲能效率和儲能密度與儲存壓力呈負相關。在本系統中,隨著儲能壓力的增大,二級壓縮機的壓比逐漸增大,使單位工質消耗的壓縮功逐漸增加;而在能量釋放階段,CO2氣化后的溫度逐漸升高,導致級后換熱器1的熱流出口溫度提高,即CO2吸收的熱量相對于儲存的熱量有所下降,進而透平的進口溫度會隨著儲能壓力的增大有所降低,導致透平做功隨著儲能壓力的提高緩慢下降,系統的儲能效率逐漸降低,而能量密度隨著儲能壓力的提高逐漸減小。這是由于隨著儲能壓力的提升,儲液罐中CO2的密度逐漸減小,因此儲罐體積之和隨著儲能壓力的提升而增大。在透平做功逐漸減小和儲罐體積總和逐漸增大的共同作用下,能量密度隨著儲存壓力的提升逐漸減小。

圖3 儲存壓力對系統性能的影響

圖4為冷凝壓力對系統儲能效率和儲能密度的影響。從圖4可以看出,系統的儲能效率和儲能密度與冷凝壓力呈正相關。這是因為隨著冷凝壓力的提高,一級壓縮機的壓比逐漸增大,其出口CO2的溫度逐漸提升。這意味著系統儲存的熱量逐漸提高,即透平入口CO2的溫度逐漸升高,透平做功逐漸提升。雖然二級壓縮機的壓比有所下降,但由于流經二級壓縮機的CO2質量流量較小以及壓比變化幅度不大,因此其耗功降幅相對于一級壓縮機耗功的增幅來說影響很小。在兩者的共同作用下,儲能效率呈現緩慢上升的趨勢。此外,由于冷凝壓力提高,冷凝溫度逐漸提高,CO2所需冷量減少,可以降低系統制冷循環的壓力。能量密度隨著冷凝壓力的提高逐漸增大,這是由于隨著冷凝壓力的提升,儲液罐內液態CO2的密度略減小,因此儲罐體積增幅較小,在透平做功逐漸增大的影響下,系統的能量密度隨著冷凝壓力的提升逐漸升高。

圖4 冷凝壓力對系統性能的影響

圖5為壓縮機等熵效率對系統儲能效率和儲能密度的影響。從圖5可以看出,系統的儲能效率與壓縮機等熵效率呈正相關,而儲能密度則與其呈負相關。這是因為隨著壓縮機等熵效率的提升,壓縮機的耗功減少,壓縮機出口溫度有所下降,因此系統儲存的熱量減少,導致透平進口溫度下降,因此透平做功減小。但是,透平做功降幅小于壓縮機耗功的降幅,在兩者共同作用下,系統的儲能效率逐步提升。而儲能密度隨著壓縮機等熵效率的提升而逐步減小,因為等熵效率的變化不會對儲罐體積產生影響,而透平做功逐步下降,因此儲能密度隨著壓縮機等熵效率的提升而逐步下降。

圖5 壓縮機等熵效率對系統性能的影響

圖6為透平等熵效率對系統儲能效率和儲能密度的影響。從圖6可以看出,系統的儲能效率和儲能密度與透平等熵效率呈正相關。這是因為隨著透平等熵效率的提升,透平的做功增加,而系統的耗功不變,因此系統的儲能效率逐步提升。同樣地,儲能密度隨著透平等熵效率的提升而增大,因為等熵效率的變化不會對儲罐產生影響,而透平做功逐步增大,因此儲能密度隨著透平等熵效率的提升而逐步增大。

圖6 透平等熵效率對系統性能的影響

3.3 系統優化

為了優化系統的整體性能,筆者利用Matlab中的多目標優化方法,將儲存壓力、冷凝壓力、壓縮機等熵效率和透平等熵效率5個性能參數作為決策變量,研究最佳的儲能效率和儲能密度。5個優化參數的取值范圍如表4所示。

表4 儲能系統優化參數的設定范圍

圖7給出了多目標優化的結果。理想點選擇為最大儲能效率與最大儲能密度的交點。由于儲能效率與儲能密度為負相關,因此選擇與理想點距離最近的點作為本系統的最優解(A),此處可取得最合適本系統的儲能效率和儲能密度。

圖7 多目標優化結果

表5給出了選用最優解時所對應的各參數最優解,以及相應系統儲能效率和儲能密度。其最優儲能效率為68.70%,能量密度為0.153 kW·h/m3。

表5 儲能系統最優計算結果

4 結論

(1) 在設計工況下,系統的儲能效率為65.57%,儲能密度為0.138 kW·h/m3。系統中損最大的部件為透平,其次為壓縮機1和級后換熱器。

(2) 存在最佳的儲存壓力、冷凝壓力、壓縮機等熵效率和透平等熵效率,使得系統的儲能效率最大,但增大儲存壓力不利于系統儲能效率的提高。

(3) 透平等熵效率和冷凝壓力的提高有利于提高系統的儲能效率和儲能密度。

(4) 所提出的系統可以充分利用系統本身產生的熱量,并利用吸收式制冷循環提供部分所需的冷量,減少了對外部冷熱源的需求。通過對發生器熱源供給方式進行優化,本系統有進一步提高儲能效率的潛力。

(5) 本系統最優的儲能效率為68.70%,儲能密度為0.153 kW·h/m3。