耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统热力学分析

图1 耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统图

Fig. 1 Diagram of advanced adiabatic compressed air energy storage system with coupled photothermal organic Rankine cycle built in Aspen Plus

在储能过程中，电力驱动压缩机组CP1～CP4产生的高压空气储存在储气室ASC内。同时，各级压缩机的高温出口空气在级间冷却器IC1～IC4被冷水冷却，因而通过换热之后压缩热被储存在热水罐HWT中。另外，来自冷罐COT的低温聚光太阳能储热介质通过太阳能集热器STC加热至高温，随后储存在热罐HOT中。

在能量释放过程中，高压空气从储气室ASC排出，然后通过节流阀TV控制空气到流量恒定的空气汽轮机的设计入口压力。在进入空气汽轮机前，压缩空气通过排气空气和低温聚光太阳能传热介质进行两级预热PH1和PH2，而后经中间加热器IH加热，最后在空气汽轮机ATB中做功并带动发电机发电。

随后，中温聚光太阳能储热介质与来自热水罐的热水共同流入朗肯循环蒸发器RE，为ORC系统提供热量。高压液体R123在蒸发器RE中蒸发成饱和蒸汽。随后，R123蒸汽被注入朗肯循环汽轮机RTB进行膨胀和发电。然后，R123废气通过冷凝器RC中的工业环境温度冷却水冷凝成饱和R123液体。最后，液体R123被泵RP加压，并流回蒸发器RE中以完成整个循环。由于排气R123蒸汽具有相对较低的温度，因此没有针对该蒸汽进行余热回收。中温聚光太阳能储热介质被利用后，低温聚光太阳能储热介质流向空气预热器PH1中预热空气。最后，热水器WH吸收来自朗肯循环蒸发器RE的压缩热余热以及第二级预热器PH2的中温空气，加热工业环境温度冷却水，生产热水，为厂区及周边地区供热，自此完成全部余热利用。

从上述系统介绍中可知，相比于文献[7-11]中的先进绝热压缩空气储能系统，本工作加入聚光太阳能辅热，以及ORC、两级预热器和热水器后，不仅充分地利用了高温、中温、低温聚光太阳能储热介质，同时也充分利用了压缩过程收集的压缩热，具体数据将在下文中继续介绍。

1.2　能量分析

在建立能量分析模型中，本工作采用了以下几点假设^[12]：

①空气被视为理想气体；

②忽略了各热交换器和管道的压降；

③所有操作过程均达到稳定状态；

④储气洞室的储存和释放过程是等温的；

⑤压缩机、涡轮机和泵的等熵效率都是恒定的。

1.2.1　压缩机—储电过程

在储能过程中，风电驱动压缩机(CP1～CP4)压缩空气，各级压缩机的等熵效率为：

η_{C P} = \frac{h_{o u t, s} - h_{i n}}{h_{o u t} - h_{i n}}

(1)

式中，h代表各个位置点的焓值；in、out、s分别代表入口、出口、等熵过程。

各级压缩机出口温度为：

T_{o u t} = T_{i n} [1 + \frac{π_{C P}^{(λ - 1) λ} - 1}{η_{C P}}

］(2)

式中， $π_{C P}$ 代表各级压缩机的压缩比。

各级压缩机功耗为：

W_{C P} = \sum_{i} W_{C P i} =

\sum_{i} m_{A i} (h_{2 i} - h_{2 i - 1}) t_{C P}

(3)

式中，m代表质量流量；t代表压缩过程的时间；i代表压缩机级数。

1.2.2　膨胀机—放电过程

对于节流阀，能量平衡方程为:

h_{i n} = h_{o u t}

(4)

在膨胀过程中，汽轮机(ATB1、ATB2和RTB)等熵效率为：

η_{T B} = \frac{h_{i n} - h_{o u t}}{h_{i n} - h_{o u t, s}}

(5)

式中，TB代表汽轮机。

各汽轮机的出口温度为：

T_{o u t} = T_{i n} \{1 - η_{T B} [1 - π_{T B}^{(1 - λ) λ}]\}

(6)

式中， $π_{T B}$ 代表汽轮机的膨胀比。

各空气汽轮机的输出功率为：

W_{A T B} = W_{A T B 1} + W_{A T B 2} = m_{A i} {\sum_{i} (h_{2 i - 1} - h_{2 i}) t}_{A T B}

(7)

1.2.3　换热器—换热过程

在储存压缩热中，对于每个级间冷却器(IC1～IC4)，统一的能量平衡方程为：

m_{A} (h_{i n} - h_{o u t}) = m_{W} (h_{o u t} - h_{i n})

(8)

式中，W代表水。

预热器(PH1、PH2)能量平衡方程为：

m_{A} (h_{o u t} - h_{i n}) = m_{O} (h_{i n} - h_{o u t})

(9)

m_{A} (h_{o u t} - h_{i n}) = m_{A} (h_{i n} - h_{o u t})

(10)

级前加热器(IH1、IH2)统一的能量平衡方程为：

m_{A} (h_{o u t} - h_{i n}) = m_{O} (h_{i n} - h_{o u t})

(11)

换热器(RC和RE)能量平衡方程为：

m_{R} (h_{i n} - h_{o u t}) = m_{W} (h_{o u t} - h_{i n})

(12)

m_{R} (h_{o u t} - h_{i n}) = m_{W} (h_{i n} - h_{o u t})

(13)

1.2.4　太阳能集热器—辅热过程

在太阳能集热器中，有效吸收的太阳热量为：

Q_{S T C} = m_{O} (h_{o u t} - h_{i n}) t_{S T C}

(14)

式中，O代表聚光太阳能传热介质，包括导热油、太阳盐。

1.2.5　朗肯循环—高温余热利用过程

在ORC余热发电中，有机朗肯循环汽轮机(RTB)的输出功率为：

W_{R T B} = m_{R} (h_{i n} - h_{o u t}) t_{R T B}

(15)

式中，R代表有机朗肯循环介质R123。

泵的功耗：

W_{B P} = m_{R} (h_{o u t} - h_{i n}) t_{B P}

(16)

1.2.6　生产热水—低温余热利用过程

在热水器中，水吸收的有效热量为：

Q_{W H} = m_{W} (h_{o u t} - h_{i n}) t_{W H}

(17)

1.3　㶲分析

虽然能量分析可以描述AA-CAES系统中的能量流，但它不能量化不同类型的能量的质量。因此，本工作还进行了基于热力学第二定律的㶲分析，得知每个器件的㶲破坏和不可逆性。一般来说，每个状态点的㶲可以写成^[13]：

E x_{j} = m (h_{j} - h_{0}) - T_{0} (s_{j} - s_{0})

(18)

式中，s代表各个状态点的熵，j代表指定流股状态，0代表环境状态。

1.3.1　储能过程

对于压缩机传动组(CP1～CP4)，㶲破坏方程可描述为：

I_{C P} = \sum_{i} I_{C P i} = \sum_{i} \{[E x_{A 2 i} - E x_{A (2 i - 1)}] t_{C P} + W_{C P i}\}

(19)

对于每个中冷器(IC1～IC4)，统一的㶲破坏方程可以描述为：

I = (\sum_{i} E x_{i n} - \sum_{i} E x_{o u t}) t

(20)

1.3.2　释能过程

对于节流阀，㶲破坏方程可以描述为：

I_{T V} = (E x_{i n} - E x_{o u t}) t_{T V}

(21)

对于每个汽轮机(ATB1、ATB2和RTB)，㶲破坏方程可以描述为：

I_{A T B} = I_{A T B 1} + I_{A T B 2} = \sum_{j} \{[E x_{i n} - E x_{o u t}] t_{A T B j} - W_{A T B j}\}

(22)

I_{R T B} = (E x_{i n} - E x_{o u t}) t_{R T B} - W_{R T B}

(23)

I_{B P} = (E x_{i n} - E x_{o u t}) t_{B P} - W_{B P}

(24)

1.4　系统性能指标

能量释放过程中的净功率输出可以表示为:

W_{n e t} = W_{A T B} + W_{R T B} - W_{B P}

(25)

一般来说，用储能效率(ESE)来衡量CAES系统的性能。它可以表示为能量释放过程中的净功率输出与储能过程中的净功率输入之比，即

E S E = \frac{W_{n e t}}{W_{C P}}

(26)

由于本工作引入太阳能辅热，为了清晰地得出储电效率，本工作引入太阳能折算功和储电折合转化系数^[14]。

W_{s} = \frac{η_{s} Q_{S T C}}{η_{C}}

(27)

η_{E S} = \frac{W_{n e t} - W_{s}}{W_{C P}}

(28)

往返效率(RTE)为能量释放过程中输出的总能量与储能过程中输入的总能量之比，即

R T E = \frac{W_{n e t} + Q_{W H}}{W_{C P} + Q_{S T C}}

(29)

㶲效率是能量释放过程中总㶲输出与能量储存过程中总㶲输入之比^[15]，即

η_{E x} = \frac{W_{n e t} + E x_{W H}}{W_{C P} + E x_{S T C}}

(30)

储能密度为净功率输出与洞穴体积之比，即

E P V = \frac{W_{n e t}}{V_{A S C}}

(31)

2 结果与讨论

基于上述物理模型和数学模型进行热力学模拟，耦合系统的基本设计条件如表1所示。在此基础上，分析聚光太阳能储热温度对储能系统性能的影响，最后探讨环境温度、空气汽轮机入口温度和空气汽轮机入口压力对系统性能的影响规律。

表1 拟建的耦合光热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统的基本设计条件^{[14, 19]}

Table 1 Basic design conditions of a proposed advanced adiabatic compressed air energy storage system coupled with photothermal-organic Rankine cycle^{[14, 19]}

参数	单位	数值
环境压力	bar	1
环境温度	℃	25
压缩机等熵效率	%	80
压缩机空气质量流量	kg/s	3.6
储能时间	h	5
储气室体积	m³	2000
储气室最大压力	bar	56
储气室最小压力	bar	30
储热时间	h	1
聚光太阳能传热介质质量流量	kg/s	与工质种类有关
塔式聚光太阳能热发电效率	%	12.6
塔式聚光太阳能集热器效率	%	77.8
槽式聚光太阳能热发电效率	%	15
槽式聚光太阳能集热器效率	%	66.7
空气汽轮机等熵效率	%	85
释能时间	h	1
有机朗肯循环汽轮机入口压力	bar	6
有机朗肯循环汽轮机出口压力	bar	1.3
有机朗肯循环汽轮机等熵效率	%	80
有机朗肯循环介质R123质量流量	kg/s	与工质种类有关
换热器最小温差	℃	5

注：1 bar=0.1 MPa。

2.1　基本设计条件的选择

本工作所提耦合系统的有机朗肯循环ORC模块的有机循环工质为R123，考虑到成本、技术要求以及发电厂的设备类型，聚光太阳能储热模块采用显热蓄热技术。商业化的聚光太阳能集热器主要分为槽式和塔式集热器^[16]，其显热储热采用的储热介质主要是导热油和硝酸盐^[17-18]。表1所示为模拟过程中耦合光热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统的基本设计条件^[14,19]。

2.2　模拟结果讨论与分析

2.2.1　聚光太阳能储热温度对系统性能的影响

为了对比不同聚光太阳能储热温度对系统性能的影响，本工作在保证压缩机功耗一定的情况下，选择了两种不同储热温度的介质并分别设计了额定工况，如表2所示。

表2 在同一压缩机功耗的情况下，不同聚光太阳能储热介质温度的额定工况

Table 2 In the case of the same compressor power consumption, the rated working conditions of different solar collector working temperature

介质种类	聚光太阳能储热介质质量流量/(kg/s)	有机朗肯循环介质R123质量流量/(kg/s)	储热温度/℃	空气汽轮机入口温度/℃
Therminol66	16.5	42.35	345	335
太阳盐	35	37.5	560	550

表3所示为采用Therminol66导热油和太阳盐二元硝酸盐两种储热介质条件下，本工作所提耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统模拟结果。

表3 在设计条件下耦合光热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统的模拟结果

Table 3 Simulation results of advanced adiabatic compressed air energy storage system coupled with photothermal-organic Rankine cycle under design conditions

性能	单位	Therminol66	太阳盐
压缩机功耗	kWh	9190	9190
空气汽轮机输出功	kWh	7235	9885
朗肯循环汽轮机输出功	kWh	880	780
泵耗功	kWh	16.21	16
太阳能集热器吸收热量	kWh	11335	12710
生产热水的热量	kWh	4350	4350
热水的温度	℃	60.5	60.5
热水的产量	t/d	106.2	106.2
太阳能折算功W_S	kWh	2480.5	2123.8
储能效率ESE	%	88.1	115.9
往返效率RTE	%	61.6	68.5
储电折合转化系数 $η_{E S}$	%	61.1	92.8
㶲效率 $η_{E x}$	%	68.5	76.8
储能密度EPV	kWh/m³	4.212	5.538

结果表明，两种储热温度不同的介质所需系统压缩机功耗均为9190 kWh，有机朗肯循环ORC的泵功耗均为16 kWh左右，每天所产生60 ℃热水均为106.2 t。但二者所需太阳能集热模块的热量依次为11335 kWh和12710 kWh，空气汽轮机输出功分别为7235 kWh和9885 kWh，有机朗肯循环ORC输出功分别为880 kWh和780 kWh。最终采用Therminol66和太阳盐为储热介质储能系统的系统储能效率ESE分别为88.1%和115.9%，往返效率RTE分别为61.6%和68.5%，储电折合转化系数 $η$ _ES分别为61.1%和92.8%，㶲效率 $η$ _Ex分别为68.5%和76.8%，储能密度EPV分别为4.212 kWh/m³和5.538 kWh/m³。由此可见，在相同压缩机功耗的情况下，储热温度越高，系统性能越好。

表4所示为本工作系统与文献[11]中已有的耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统的系统性能的模拟结果对比。从表中结果可知，当本工作系统采用储热介质上限温度更高的太阳盐时，计算所得的储能效率高26.4%，往返效率高11.2%，储电折合转化系数高23.5%，㶲效率高7.2%。可见，由于引入了更高温度上限的储热介质，本工作系统性能整体优于文献系统。因此，再次说明了选择以太阳盐为太阳能集热器储热介质为先进绝热压缩空气储能系统进行辅热是有利于系统性能的。在之后的分析中，本工作搭建的系统将选择太阳盐为聚光太阳能储热介质。

表4 本工作系统与文献系统的系统性能模拟结果

Table 4 The simulation results of the system performance of the paper system and the literature system

性能	单位	文献系统^[11]	本工作系统	本工作系统
聚光太阳能储热介质		导热油(15～400℃)	太阳盐(290～560℃)	导热油(25～345℃)
储能效率ESE	%	89.5	115.9	88.1
往返效率RTE	%	57.3	68.5	61.6
储电折合转化系数 $η_{E S}$	%	69.3	92.8	61.1
㶲效率 $η_{E x}$	%	69.6	76.8	68.5

此外，通过表4可知，当本工作系统采用上限储热温度低于文献系统的储热介质时，本工作系统计算所得的储能效率低1.4%，往返效率高4.3%，㶲效率低1.1%。可见，虽然采用了上限储热温度低的储热介质，但系统性能整体与文献系统的性能接近。其原因在于本工作系统增加了预热器PH，将空气汽轮机高温排气以及低温聚光太阳能储热介质的余热用来加热级前加热器入口空气，弥补了级前加热器热源储热温度低的缺陷，提高了空气汽轮机入口温度，使空气汽轮机做功增加，从而提高了系统的往返效率。因此，本工作搭建的系统，在储热温度低时，系统性能仍能保持较高水平。

2.2.2　㶲损失

图2所示为系统各主要器件的㶲损失率。由图可见，系统中压缩机CP的㶲损失占比最大为32%，其次是节流阀TV占比23%、空气汽轮机ATB占比22%。其原因在于压缩过程、膨胀过程和节流过程都是不可逆过程^[20]。考虑到压缩机CP等熵效率比汽轮机ATB低，因而产生了更多的㶲损失。其他的㶲损失来自各种换热器，㶲损失率均小于5%，其中R123泵RP由于其耗功小，产生了最小的㶲损失，占比小于1%。

图2

图2 耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统不同器件的㶲损失率

Fig. 2 Exergic loss rate of different components of advanced adiabatic compressed air energy storage system coupled with photothermal-organic Rankine cycle

2.3　参数分析

本小节进一步分析所提出的AA-CAES+CSP+ORC系统的环境温度、空气汽轮机入口温度和空气汽轮机入口压力对系统性能的影响规律。在模拟计算过程中，仅单一参数变动，其他参数保持不变。

2.3.1　环境温度

环境温度T₀对有机朗肯循环的R123工质质量流量m_R和朗肯循环汽轮机RTB出口温度的影响如图3所示。当环境温度T₀由10 ℃提高到35 ℃时，R123质量流量由85500 kg/h提高到175000 kg/h，RTB出口温度由41 ℃提高到59 ℃，这是因为环境温度T₀升高使得各级压缩机入口温度升高，在压缩机的压缩比不变的前提下，根据公式(2)可知各级压缩机出口温度升高，热水储存的压缩热热量升高，导致R123需要更大的质量流量来消耗更多的压缩热量。而RTB出口温度升高是因为冷凝器RC的环境温度冷凝水温度升高，为了使RTB出口的气态R123在更高温度冷凝器RC中换热冷凝，RTB的出口温度也相应升高。

图3

图3 环境温度 T₀ 对R123质量流量 m_R 和有机朗肯循环汽轮机RTB出口温度的影响

Fig. 3 Effect of ambient temperature on R123 mass flow rate and RTB outlet temperature of organic Rankine cycle turbine

环境温度T₀对压缩机耗功W_CP、空气汽轮机输出功W_ATB和朗肯循环汽轮机输出功W_RTB的影响如图4所示。随着环境温度T₀由10 ℃提高到35 ℃，W_CP由8735 kWh提高到9500 kWh，W_RTB由659 kWh先升高到807 kWh后降低到789 kWh，W_ATB保持9885 kWh不变。因为环境温度T₀升高导致各级压缩机的出入口温度均升高，焓差升高，由公式(3)可知W_CP升高。而环境温度T₀的升高对W_ATB的相关参数没有影响，所以W_ATB保持不变。根据图3可知，随着环境温度T₀的提高，R123质量流量和RTB出口温度升高，但RTB入口温度不变。根据公式(15)，RTB出口温度升高导致h_out提高，使得W_RTB降低；另外R123质量流量m_R升高则导致W_RTB升高。在二者的共同作用下，W_RTB呈现出随环境温度T₀先升高后降低的趋势。

图4

图4 环境温度 T₀ 对压缩机耗功 W_CP 、空气汽轮机输出功 W_ATB 和R123汽轮机输出功 W_RTB 的影响

Fig. 4 Influence of ambient temperature on compressor power consumption W_CP, air turbine power W_ATB, R123 turbine power W_RTB

环境温度T₀对储能效率ESE、往返效率RTE、储能密度EPV、㶲效率和储电折合转化系数的影响如图5所示。随着环境温度T₀由10 ℃升高到35 ℃，ESE由120.58%下降至112.16%，RTE由76.4%下降至60.67%，㶲效率由78.41%下降至75.28%，储电折合转化系数由95.37%下降至88.98%，而EPV由5.477 kWh/m³先升高至5.551 kWh/m³后降低至5.541 kWh/m³。根据图4可知，随着环境温度T₀的升高，W_CP升高，W_ATB不变，W_RTB先升高后降低。由于W_RTB的降幅远小于W_CP的增幅，同时Q_STC和Q_WH保持不变，根据公式(25)和公式(31)，W_net和EPV均呈先升高后降低的变化趋势。而由公式(26)、公式(28)～(30)可得，ESE、RTE、㶲效率和储电折合转化系数均随环境温度升高而降低。

图5

图5 环境温度 T₀ 对ESE、RTE、EPV、㶲效率和储电折合转化系数的影响

Fig. 5 Influence of ambient temperature on ESE, RTE, EPV, exergic efficiency and storage conversion coefficient

2.3.2　空气汽轮机入口温度

空气汽轮机入口温度对R123质量流量m_R、熔融盐温度、朗肯循环蒸发器RE熔融盐入口温度的影响如图6所示。随着汽轮机入口温度由490 ℃上升至550 ℃，R123质量流量m_R由103450 kg/h上升至135000 kg/h，熔融盐温度T_STC由500 ℃上升至560 ℃，有机朗肯循环蒸发器熔融盐入口温度由271 ℃上升至313 ℃。在空气质量流量不变的情况下，空气汽轮机入口温度升高，使得IH1和IH2热流股入口温度即熔融盐温度T_STC升高。在空气汽轮机膨胀比不变的情况下，空气汽轮机入口温度升高，出口温度相应升高，使得IH1和IH2的热流股出口温度升高，因此朗肯循环蒸发器RE熔融盐入口温度升高，同时需要更大的R123质量流量m_R来吸收增加的热量。

图6

图6 空气汽轮机入口温度对R123质量流量、熔融盐温度、朗肯循环蒸发器RE熔融盐入口温度的影响

Fig. 6 Effect of turbine inlet temperature on R123 mass flow rate, molten salt temperature, R123 evaporator and RE molten salt inlet temperature

空气汽轮机入口温度对压缩机耗功W_CP、空气汽轮机输出功W_ATB和朗肯循环汽轮机输出功W_RTB的影响如图7所示。随着汽轮机入口温度由490 ℃上升至550 ℃，W_CP保持9190 kWh不变，W_ATB由9140 kWh上升至9885 kWh，W_RTB由596 kWh上升至777 kWh。因为空气汽轮机入口温度升高不影响W_CP的相关参数，所以W_CP保持不变。因为各级空气汽轮机出入口温度均升高，出入口焓差增大，导致W_ATB升高。因为R123质量流量m_R升高，RTB膨胀比不变，所以W_RTB升高。

图7

图7 空气汽轮机入口温度对汽轮机耗功 W_CP 、空气汽轮机输出功 W_ATB 和朗肯循环汽轮机输出功 W_RTB 的影响

Fig. 7 Influence of turbine inlet temperature on turbine power consumption W_CP, air turbine power W_ATB and ORC turbine power W_RTB

空气汽轮机入口温度对ESE、RTE、㶲效率和储电折合转化系数的影响如图8所示。随着汽轮机入口温度由490 ℃上升至550 ℃，ESE由105.8%上升至115.8%，RTE由72.5%下降至68.5%，㶲效率保持77.5%不变，储电折合转化系数由87.2%升高至92.7%。根据图7可知，W_CP不变，W_ATB和W_RTB均升高，导致W_net和熔融盐温度升高，因此Q_STC和Q_WH升高。根据公式(26)和公式(29)，ESE和RTE升高。根据公式(28)，储电折合转化系数随空气汽轮机入口温度的升高而降低。

图8

图8 空气汽轮机入口温度对ESE、RTE、㶲效率和储电折合转化系数的影响

Fig. 8 Influence of turbine inlet temperature on ESE, RTE, exergic efficiency and storage conversion coefficient

2.3.3　空气汽轮机入口压力

空气汽轮机入口压力对R123质量流量和朗肯循环蒸发器RE熔融盐入口温度的影响如图9所示。随着空气汽轮机入口压力由25 bar上升至35 bar，R123质量流量m_R由142500 kg/h降低至128850 kg/h，朗肯循环蒸发器熔融盐入口温度由265 ℃下降至245 ℃。由于第一级汽轮机ATB1的入口压力升高，而入口温度和出口压力不变，所以出口温度降低，导致IH2热流股出口温度降低。然而，IH1不受影响，导致朗肯循环蒸发器熔融盐入口温度降低，热量减少，从而使得R123的质量流量m_R减小。

图9

图9 空气汽轮机入口压力对R123质量流量 m_R 和朗肯循环蒸发器RE熔融盐入口温度的影响

Fig. 9 Influence of air turbine inlet pressure on R123 mass flow rate and Rankine cycle evaporator RE molten salt inlet temperature

空气汽轮机入口压力对压缩机耗功W_CP、空气汽轮机输出功W_ATB和朗肯循环汽轮机输出功W_RTB的影响如图10所示。首先汽轮机入口压力升高，也就是节流阀出口压力升高，本工作在保证充电时间为5 h不变，储气库入口空气质量流量为3.59 kg/h不变，储气库最大压力56 bar不变的情况下进行模拟，随着空气汽轮机入口压力由25 bar升高到35 bar，W_CP保持9190 kWh不变，W_ATB由9461 kWh升高至10228 kWh，W_RTB由821 kWh下降到742 kWh。因为W_CP的相关参数不受空气汽轮机入口压力的影响，所以W_CP保持不变。由于储气库入口空气质量流量不变，充电时间不变，因此储气库容积V_ASC一定。由于空气汽轮机入口压力升高，使得第一级空气汽轮机的出口温度降低。考虑到第一级空气汽轮机入口温度不变，因而出入口的焓差增大，根据公式(7)，W_ATB升高。由于RTB出入口焓差不变，而R123质量流量降低，导致W_RTB降低。由于储气库排气压力升高，储气库出口空气质量流量m_A也随之升高，从理论上看也会导致空气汽轮机组输出功升高，但是由于储气库总气量一定，所以排气时间t_ATB相应减少。考虑质量守恒，储气室出口质量流量和放电时间的乘积恒为储气库总气量保持不变，因此根据公式(7)，W_ATB本质上不受储气室出口质量流量和放电时间影响，只受进出口焓差的影响。

图10

图10 空气汽轮机入口压力对压缩机耗功 W_CP 、空气汽轮机输出功 W_ATB 和R123汽轮机输出功 W_RTB 的影响

Fig. 10 Influence of inlet pressure of air turbine on compressor power consumption W_CP, air turbine power W_ATB and R123 turbine power W_RTB

空气汽轮机入口压力对ESE、RTE、㶲效率和储电折合转化系数的影响如图11所示。随着空气汽轮机入口压力由25 bar升高到35 bar，ESE由111.7%上升至119.2%；RTE由65.3%上升至68.4%，㶲效率由74.1%上升至78.95%，储电折合转化系数由87.73%上升至95.25%。结合图10可知，随着空气汽轮机入口压力的提高，W_CP保持不变，W_ATB升高，W_RTB降低，而W_ATB的增幅远大于W_RTB的降幅，所以W_net升高。此外，由于Q_STC和Q_WH保持不变，所以ESE、RTE、㶲效率和储电折合转化系数均升高。

图11

图11 空气汽轮机入口压力对ESE、RTE、㶲效率和储电折合转化系数的影响

Fig. 11 Influence of air turbine inlet pressure on ESE, RTE, exergic efficiency and storage conversion coefficient

3 结论

先进绝热压缩空气储能与风电和光热发电等新能源的耦合，不但可充分利用风电的弃风储能，也可有效解决系统空气压缩热有限的问题，有望进一步提高储能系统的性能。本工作提出了一种新型的耦合光热发电储热-有机朗肯循环的先进绝热压缩空气储能系统，并对系统的热力学性能进行了模拟研究，主要结论如下：

（1）与传统AA-CAES系统相比，本工作所提出的新型耦合系统在储能效率和㶲效率等方面有较大提升。此外，相比于耦合槽式聚光光热发电导热油储热系统，耦合塔式聚光光热熔融盐储热系统的新型AA-CAES耦合系统具有显著优势，其储能效率ESE高达115.9%，往返效率为68.5%，储电折合转化系数为92.8%，㶲效率高达76.8%。相比文献[11]中目前已有的耦合系统，研究表明本工作系统的余热利用更加充分，提升了系统热量利用效率。㶲损失分析结果表明㶲损失占比最高的器件是压缩机和膨胀机，提高系统㶲效率可以通过提高二者的等熵效率来实现。

（2）低环境温度、高空气汽轮机入口温度以及高空气汽轮机入口压力有利于系统性能指标的提高。环境温度的升高一定程度上提高了储能密度，但降低了其他性能指标，因此在储能密度和其他性能指标之间存在权衡。同时较高的空气汽轮机入口温度使系统往返效率降低，但使其他性能指标提高，因此往返效率和其他性能指标之间也存在权衡。

符号说明

器件缩写词
AA-CAES	先进绝热压缩空气储能
ASC	储气室
ATB	汽轮机
CAES	压缩空气储能
COT	冷罐
CP	压缩机
CSP	太阳能辅热
CWT	冷水罐
D-CAES	补燃式压缩空气储能
HOT	热罐
HWT	热水罐
IC	中间冷却器
IH	中间加热器
ORC	有机朗肯循环
RC	R123冷凝器
RE	R123蒸发器
RP	R123泵
RTB	R123汽轮机
STC	太阳能集热器
TV	节流阀
WH	热水器
PH	预热器
流股符号
A	空气
O	聚光太阳能传热介质
R	R123
W	水
参数符号
Ex	㶲
h	焓
I	㶲损失
m	质量流量
Q	热量
s	熵
T	温度
t	时间
W	功
$λ$	等熵指数
$η C P$	压缩机等熵效率
$η T B$	（空气，R123）汽轮机等熵效率
$π C P$	压缩机压缩比
$π T B$	汽轮机膨胀比
性能指标符号
ESE	储能效率
EPV	储能密度
RTE	往返效率
$η E S$	储电折合转化系数
$η E X$	㶲效率
$η s$	太阳能热发电效率
$η C$	太阳能集热效率
下角标
in	入口
out	出口
0	环境状态

参考文献

原文顺序

文献年度倒序

文中引用次数倒序

被引期刊影响因子

[1]

严干贵, 冯爽, 李军徽. 风储联合发电系统研究进展[J]. 储能科学与技术, 2014, 3(4): 297-301.

YAN G G, FENG S, LI J H. Review on combined wind power generation and energy storage systems[J]. Energy Storage Science and Technology, 2014, 3(4): 297-301.

[2]

张家俊, 李晓琼, 张振涛, 等. 压缩二氧化碳储能系统研究进展[J]. 储能科学与技术, 2023, 12(6): 1928-1945.

ZHANG J J, LI X Q, ZHANG Z T, et al. Research progress of compressed carbon dioxide energy storage system[J]. Energy Storage Science and Technology, 2023, 12(6): 1928-1945.

[3]

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.

[4]

王珊. 压缩空气储能耦合太阳能辅助加热系统热力性能研究[D]. 北京: 华北电力大学, 2019.

WANG S. Study on thermal performance of solar auxiliary heating system coupled with compressed air energy storage[D].Beijing: North China Electric Power University, 2019.

[5]

陈海生, 李泓, 徐玉杰, 等. 2022年中国储能技术研究进展[J]. 储能科学与技术, 2023, 12(5): 1516-1552.

CHEN H S, LI H, XU Y J, et al. Research progress on energy storage technologies of China in 2022[J]. Energy Storage Science and Technology, 2023, 12(5): 1516-1552.

[6]

郗向丽. 助力双碳目标,压缩空气储能正当时——专访中储国能(北京)技术有限公司CEO纪律先生[J]. 储能科学与技术, 2021, 10(3): 1215-1218.

CHI/XI) X L. Helping the double carbon target and storing energy with compressed air at the right time—Interview with mr. discipline, CEO of China storage energy (beijing) technology co., ltd[J]. Energy Storage Science and Technology, 2021, 10(3: 1215-1218.

[7]

文贤馗, 李翔, 邓彤天, 等. 先进压缩空气储能系统的余热回收和利用[J]. 中国电力, 2022, 55(2): 28-34.

[本文引用: 2]

WEN X K, LI X, DENG T T, et al. Waste heat recovery and utilization of advanced compressed air energy storage system[J]. Electric Power, 2022, 55(2): 28-34.

[本文引用: 2]

[8]

韩中合, 王珊, 胡志强, 等. AA-CAES+CSP系统性能及关键参数分析[J]. 太阳能学报, 2021, 42(2): 322-329.

HAN Z H, WANG S, HU Z Q, et al. Analysis on performance and key parameters of aa-caes+csp system[J]. Acta Energiae Solaris Sinica, 2021, 42(2): 322-329.

[9]

RAN P, WANG Y, WANG Y S, et al. Thermodynamic, economic and environmental investigations of a novel solar heat enhancing compressed air energy storage hybrid system and its energy release strategies[J]. Journal of Energy Storage, 2022, 55: 105423.

[10]

WU S K, ZHOU C, DOROODCHI E, et al. Thermodynamic analysis of a novel hybrid thermochemical-compressed air energy storage system powered by wind, solar and/or off-peak electricity[J]. Energy Conversion and Management, 2019, 180: 1268-1280.

[11]

年越. 先进压缩空气储能系统热力性能模拟研究[D]. 北京: 华北电力大学, 2015.

[本文引用: 5]

NIAN Y. Simulation study on thermal performance of advanced compressed air energy storage system[D].Beijing: North China Electric Power University, 2015.

[本文引用: 5]

[12]

RAZMI A, SOLTANI M, TORABI M. Investigation of an efficient and environmentally-friendly CCHP system based on CAES, ORC and compression-absorption refrigeration cycle: Energy and exergy analysis[J]. Energy Conversion and Management, 2019, 195: 1199-1211.

[13]

SALEH KANDEZI M, MOUSAVI NAEENIAN S M. Thermodynamic and economic analysis of a novel combination of the heliostat solar field with compressed air energy storage (CAES); a case study at San Francisco, USA[J]. Journal of Energy Storage, 2022, 49: 104111.

[14]

朱瑞, 徐玉杰, 李斌, 等. 太阳能蓄热式压缩空气储能系统特性分析[J]. 太阳能学报, 2019, 40(6): 1536-1544.

[本文引用: 4]

ZHU R, XU Y J, LI B, et al. Performance analysis on solar heat storage type compressed air energy storage system[J]. Acta Energiae Solaris Sinica, 2019, 40(6): 1536-1544.

[本文引用: 4]

[15]

MOHAMMADI A, MEHRPOOYA M. Exergy analysis and optimization of an integrated micro gas turbine, compressed air energy storage and solar dish collector process[J]. Journal of Cleaner Production, 2016, 139: 372-383.

[16]

汉京晓, 杨勇平, 侯宏娟. 太阳能热发电的显热蓄热技术进展[J]. 可再生能源, 2014, 32(7): 901-905.

HAN J X, YANG Y P, HOU H J. Review on sensible heat thermal energy storage in solar thermal generation[J]. Renewable Energy Resources, 2014, 32(7): 901-905.

[17]

徐珂, 赵寅建, 刘滢, 等. YD-350(L)与TH-66导热油混兑后性能研究[J]. 工业加热, 2000, 29(6): 45-48.

XU K, ZHAO Y J, LIU Y, et al. Research on the properties of the mixture of heat transfer oil domestic YD-350(L) and imported therminol 66[J]. Industrial Heating, 2000, 29(6): 45-48.

[18]

徐海卫, 常春, 余强. 太阳能热发电系统中熔融盐技术的研究与应用[J]. 热能动力工程, 2015, 30(5): 659-665, 816.

XU H W, CHANG C, YU Q. Study and applications of the melted salt technologies in concentrating solar power generation systems[J]. Journal of Engineering for Thermal Energy and Power, 2015, 30(5): 659-665, 816.

[19]

JI W, ZHOU Y, SUN Y, et al. Thermodynamic analysis of a novel hybrid wind-solar-compressed air energy storage system[J]. Energy Conversion and Management, 2017, 142: 176-187.

[本文引用: 3]

[20]

CHEN X T, XUE X D, SI Y, et al. Thermodynamic analysis of a hybrid trigenerative compressed air energy storage system with solar thermal energy[J]. Entropy, 2020, 22(7): 764.