热力发电

序号	压力/MPa	温度/℃	序号	压力/MPa	温度/℃
1	7.8	32	10	7.8	483
2	15.0	51	11	7.8	163
3	15.0	32	12	7.8	52
4	25.0	44	13	5.3	640
5	25.0	157	14	5.3	442
6	25.0	148	15	5.3	48
7	25.0	151	16	3.0	-12
8	25.0	422	17	3.0	32
9	25.0	620	18	3.0	432

序号	压力/MPa	温度/℃	序号	压力/MPa	温度/℃
1	7.8	32	10	7.8	483
2	15.0	51	11	7.8	163
3	15.0	32	12	7.8	52
4	25.0	44	13	5.3	640
5	25.0	157	14	5.3	442
6	25.0	148	15	5.3	48
7	25.0	151	16	3.0	-12
8	25.0	422	17	3.0	32
9	25.0	620	18	3.0	432

参数	数值
主压缩机进口温度T₁/℃	32
主压缩机低压部分进口压力P₁/MPa	7.8
主压缩机低压部分压比α	1.92
主压缩机高压部分出口压力P₄/MPa	25
膨胀机入口温度T₉/℃	620
分流比（再压缩机质量流量与主系统质量流量之比）s_R	0.7
主/再压缩机等熵效率η_C	0.77
透平等熵效率η_T	0.85
高温回热器最小端差ΔT_HHEX/(min·℃^–1)	12
低温回热器最小端差ΔT_LHEX/(min·℃^–1)	8
预冷器最小端差ΔT_pc/℃	10
中间冷却器最小端差ΔT_mc/℃	10
熔盐换热器最小端差ΔT_HEAT/℃	10
发电机效率η_G	0.99
发电机发电功率Q_G/MW	50

参数	数值
主压缩机进口温度T₁/℃	32
主压缩机低压部分进口压力P₁/MPa	7.8
主压缩机低压部分压比α	1.92
主压缩机高压部分出口压力P₄/MPa	25
膨胀机入口温度T₉/℃	620
分流比（再压缩机质量流量与主系统质量流量之比）s_R	0.7
主/再压缩机等熵效率η_C	0.77
透平等熵效率η_T	0.85
高温回热器最小端差ΔT_HHEX/(min·℃^–1)	12
低温回热器最小端差ΔT_LHEX/(min·℃^–1)	8
预冷器最小端差ΔT_pc/℃	10
中间冷却器最小端差ΔT_mc/℃	10
熔盐换热器最小端差ΔT_HEAT/℃	10
发电机效率η_G	0.99
发电机发电功率Q_G/MW	50

参数	数值
压缩机进口压力P₁₈/MPa	3
回热器最小温差ΔT_HEX/(min·℃^–1)	10
低温吸热器最小端差ΔT_LHEAT/℃	10
高温放热器最小端差ΔT_HHEAT/℃	10
压缩机等熵效率η_Cp	0.85
膨胀机等熵效率η_tb	0.92
电动机效率η_m	0.99

参数	数值
压缩机进口压力P₁₈/MPa	3
回热器最小温差ΔT_HEX/(min·℃^–1)	10
低温吸热器最小端差ΔT_LHEAT/℃	10
高温放热器最小端差ΔT_HHEAT/℃	10
压缩机等熵效率η_Cp	0.85
膨胀机等熵效率η_tb	0.92
电动机效率η_m	0.99

项目	SNL测量值^[26]/kW	本文模拟值/kW	误差/%
热源功率	220	220.2	0.1
预冷器功率	206.6	206.4	–0.1
压缩机功率	7.3	7.2	–1.4
膨胀机功率	20.7	21.0	1.5
循环效率/%	6.1	6.3	3.3

项目	SNL测量值^[26]/kW	本文模拟值/kW	误差/%
热源功率	220	220.2	0.1
预冷器功率	206.6	206.4	–0.1
压缩机功率	7.3	7.2	–1.4
膨胀机功率	20.7	21.0	1.5
循环效率/%	6.1	6.3	3.3

S-CO₂循环	高温热泵循环	关系式
预冷器CO₂侧入口温度T₁₂	低温吸热器工质侧出口温度T₁₇	T₁₇=T₁₂–20
熔盐换热器CO₂侧入口温度T₈	高温放热器工质侧出口温度T₁₄	T₁₄=T₈+20
膨胀机入口温度T₉	压缩机出口温度T₁₃	T₁₃=T₉+20

S-CO₂循环	高温热泵循环	关系式
预冷器CO₂侧入口温度T₁₂	低温吸热器工质侧出口温度T₁₇	T₁₇=T₁₂–20
熔盐换热器CO₂侧入口温度T₈	高温放热器工质侧出口温度T₁₄	T₁₄=T₈+20
膨胀机入口温度T₉	压缩机出口温度T₁₃	T₁₃=T₉+20

膨胀机入口温度/℃	熔盐用量/t
720	7 074
620	7 868
520	9 015
420	10 756
320	14 223

膨胀机入口温度/℃	熔盐用量/t
720	7 074
620	7 868
520	9 015
420	10 756
320	14 223

循环参数	充电过程	放电过程
压缩机入口压力P_cin/MPa	0.1	0.1
压缩机出口压力P_cout/MPa	0.272	0.405
压缩机入口温度T_cin/℃	385	-36
压缩机出口温度T_cout/℃	620	-116
压缩机等熵效率	0.85	0.77
冷却器出口温度T/℃	75	75
膨胀机入口压力P_tin/MPa	0.272	0.405
膨胀机出口压力P_tout/MPa	0.1	0.1
膨胀机入口温度T_tin/℃	35	620
膨胀机出口温度T_tout/℃	-36	385
膨胀机等熵效率	0.92	0.85
电动机效率	0.99	0.99

循环参数	充电过程	放电过程
压缩机入口压力P_cin/MPa	0.1	0.1
压缩机出口压力P_cout/MPa	0.272	0.405
压缩机入口温度T_cin/℃	385	-36
压缩机出口温度T_cout/℃	620	-116
压缩机等熵效率	0.85	0.77
冷却器出口温度T/℃	75	75
膨胀机入口压力P_tin/MPa	0.272	0.405
膨胀机出口压力P_tout/MPa	0.1	0.1
膨胀机入口温度T_tin/℃	35	620
膨胀机出口温度T_tout/℃	-36	385
膨胀机等熵效率	0.92	0.85
电动机效率	0.99	0.99

项目	数值
固定投资/亿元	高温热泵系统	2.37
S-CO₂发电系统	3.53
储热系统	1.20
储冷系统	0.05
其他	2.10
总计	9.25
参数	电站年度运行费用C_om	2%C_tot^[27]
折现率k	6%^[27]
主要设备寿命n	30^[27]

项目	数值
固定投资/亿元	高温热泵系统	2.37
S-CO₂发电系统	3.53
储热系统	1.20
储冷系统	0.05
其他	2.10
总计	9.25
参数	电站年度运行费用C_om	2%C_tot^[27]
折现率k	6%^[27]
主要设备寿命n	30^[27]

超临界二氧化碳-高温热泵联合储能发电系统设计及分析

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章颢缤 ¹^,² , 周宇 ² , 刘琰 ² , 宓霄凌 ² , 徐超 ¹

热力发电 | 热能科学研究 2024,53(4): 53-62

收起

热力发电 | 热能科学研究 2024, 53(4): 53-62

超临界二氧化碳-高温热泵联合储能发电系统设计及分析

全屏

章颢缤¹^,², 周宇², 刘琰², 宓霄凌², 徐超¹

作者信息

^1.华北电力大学能源动力与机械工程学院，北京　102206

^2.浙江高晟光热发电技术研究院有限公司，湖州　313002

章颢缤（1976），女，博士，高级工程师，主要研究方向为新一代光热发电技术和储能技术，zhanghaobin@lvchutec.com。

通讯作者:

徐超（1980），男，博士，教授，主要研究太阳能发电及中、高温储能换热技术等，mechxu@ncepu.edu.cn。

Design and analysis of a supercritical carbon dioxide and high-temperature heat pump combined energy storage and power generation system

Haobin ZHANG¹^,², Yu ZHOU², Yan LIU², Xiaoling MI², Chao XU¹

Affiliations

^1.School of Energy, Power and Mechanical Engineering, North China Electric Power University, Beijing 102206, China

^2.Zhejiang Gaosheng Concentrated Solar Power Research Institute Co., Ltd., Huzhou 313002, China

出版时间: 2024-04-25 doi: 10.19666/j.rlfd.202312175

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摘要

收起

为解决可再生能源间歇性和波动性导致的电力供需不匹配问题，提出了一种基于超临界二氧化碳（S-CO₂）循环和高温热泵的联合循环储能发电系统，该系统是卡诺电池形式的一种创新探索。通过熔盐储热装置和水储冷装置实现能量交换，有效联合了热泵循环加热过程和S-CO₂循环发电过程，获得了较高的储能发电系统往返效率。模拟计算了联合循环的典型工况参数和热力性能，分析了S-CO₂循环中主要参数对系统整体效率的影响。结果表明：提高膨胀机入口温度有助于提高整体循环效率，系统最优往返效率可达62.8%，同时储热熔盐需求量减少；提高主压缩机入口气体参数可使系统效率达到极限值，超过该值后整体循环效率不再提高；主再压缩机分流比为0.35时系统效率达到最优；确定了S-CO₂循环系统最佳运行工况，比同工况下简单布雷顿系统往返效率高7.98%。

关键词

超临界二氧化碳 / 高温热泵 / 卡诺电池 / 热力性能 / 效率

Abstract

收起

To address the mismatch between electricity supply and demand caused by the intermittency and fluctuation of renewable energy sources, a combined cycle energy storage and power generation system incorporating a closed supercritical carbon dioxide (S-CO₂) cycle and a high-temperature heat pump is proposed, which is an innovative exploration of the Carnot battery form. Through energy exchange via molten salt heat storage and water cold storage devices, this system efficiently integrates the heating process of the heat pump cycle with power generation process of the S-CO₂ cycle, which achieves a favorable round-trip efficiency for the energy storage power generation system. Simulations are performed to calculate the typical operational parameters and thermodynamic performance of the combined cycle, and to analyze the influence of main parameters of the S-CO₂ cycle on the overall efficiency of the system. The results indicate that, increasing the inlet temperature of the expander aids in enhancing the overall cycle efficiency, achieving an optimal electrical-to-electrical efficiency of 62.8%, while reducing the demand for heat storage molten salt. Elevating the inlet gas parameters of the main compressor will lead the system efficiency to reach a peak value, beyond which the overall cycle efficiency no longer increases. The optimal bypass ratio for the main recompressor is 0.35, which allows the system to achieve optimal efficiency. The optimal operating conditions of the S-CO₂ cycle system are identified, offering an electrical-to-electrical efficiency that is 7.98% higher than a reversible Brayton system under the same conditions.

Key words

supercritical carbon dioxide / high-temperature heat pump / Carnot battery / thermodynamic performance / efficiency

引用本文

章颢缤, 周宇, 刘琰, 宓霄凌, 徐超. 超临界二氧化碳-高温热泵联合储能发电系统设计及分析. 热力发电, 2024 , 53 (4) : 53 -62 . DOI: 10.19666/j.rlfd.202312175

Haobin ZHANG, Yu ZHOU, Yan LIU, Xiaoling MI, Chao XU. Design and analysis of a supercritical carbon dioxide and high-temperature heat pump combined energy storage and power generation system[J]. Thermal Power Generation, 2024 , 53 (4) : 53 -62 . DOI: 10.19666/j.rlfd.202312175

正文

收起

《“十四五”可再生能源发展规划》明确指出，在“十四五”期间，我国可再生能源在一次能源消费增量中占比将超过50%，可再生能源的持续发展将为我国实现“双碳”目标提供有力支持^[1]。而可再生能源发电的间歇性与波动性对电网消纳提出了新的挑战^[2]。为解决电能供需两端的不平衡，开发灵活、高效且经济的能量存储-利用系统尤为重要。目前常见的储能技术，如抽水储能、压缩空气储能和锂离子电池储能技术等，均可在一定程度上解决可再生能源电力消纳的问题^[3-5]，但仍存在技术不够成熟、适用范围小、建设周期长、地理位置要求特殊等缺点^[6-9]。一种新兴的大规模储能技术——卡诺电池逐渐被重视，其利用逆卡诺循环制热，将热量存储后利用卡诺循环进行发电。卡诺电池可实现大容量、长时储能，同时具有综合效率高、适用地理范围广等技术优点^[10]，在新能源发电基地、区域储能中心和零碳工业园区等大规模储能需求场景具有广阔的应用前景。

卡诺电池工作过程包括电-热的蓄热循环和热-电的发电循环。根据热力循环的不同，可将卡诺电池分为基于朗肯循环的卡诺电池和基于布雷顿循环的卡诺电池2类。国内外学者针对卡诺电池的循环工质、工作效率及热力循环转化效率进行了广泛研究^[11-13]。基于有机朗肯循环的卡诺电池储热温度一般较低（200 ℃以下），因此其储能效率偏低^[14]；布雷顿循环主要以气体为工质，与传统蒸汽朗肯循环相比，具有更高的循环效率，但工质的工作温度较高，决定了其压缩机的设计制造难度较大^[15]。超临界二氧化碳（S-CO₂）具有密度大、流动性强和能量密度高等特性，利用S-CO₂作为工质的布雷顿循环卡诺电池可以在550 ℃左右即获得较高的循环效率，因此S-CO₂循环受到了广泛关注^[16]。Dostal等人^[17]对S-CO₂循环进行了多种布置形式改进，模拟计算了系统效率，得出优化后系统效率可达53%。王广义等^[18]利用Simulink平台搭建了S-CO₂再压缩循环闭环动态仿真系统，探究了系统对热量与质量扰动的响应特性，得出热量和系统流量对循环效率的影响规律；同时，S-CO₂循环内的最高温度为500~700 ℃，这与太阳能发电系统的稳定控制温度相匹配^[11]，因此很适合与太阳能发电、熔盐储热技术耦合。周昊等^[19]建立了一个基于S-CO₂再压缩循环的模型，并针对该模型中的塔式太阳能光热系统进行了参数化分析，系统仿真分析结果显示，全年平均供能比率在39.7%左右。李恺^[20]设计了S-CO₂循环耦合太阳能光热发电系统，并对循环热力学参数进行了模拟计算，通过粒子群优化算法得出主压缩机入口温度和压力为888.67 K和29.25 MPa为最优运行参数，此时系统循环效率约为45.3%。

与独立的卡诺电池系统相比，将热泵与之集成可进一步提高系统效率^[21]。Xue等人^[22]对热泵-朗肯循环卡诺电池进行了参数分析，仿真计算了不同参数对系统往返效率和㶲效率的影响，结果表明，废热温度的提升可有效提高系统往返效率（理想情况下可以达到126%）。热泵的集成不仅可以应用在低温的朗肯循环中，随着超高温热泵的不断发展，将其应用至高温储热的布雷顿循环也是卡诺电池领域的研究热点之一，美国Sandia国家实验室、德国宇航中心等众多研发机构均在积极研究集成超高温热泵的布雷顿循环卡诺电池^[23]。因此，利用S-CO₂循环进行发电，联合高温热泵技术从低温热源汲取热量，建立联合循环储能发电系统，既可以提高系统效率，又能拓宽工程适用范围，对实现灵活、高效且经济的大规模、长时储能-发电系统有非常积极的意义。

本文提出了S-CO₂循环发电-高温热泵制热联合循环储能发电系统。其中制热过程采用高温工质热泵循环，发电过程采用S-CO₂循环。通过对系统进行建模分析，探究运行过程参数对系统效率的影响规律，获取联合循环中各系统的优化方向。此外，计算了系统的平准化度电成本，验证了商用推广的可行性。本文相关结论可为卡诺电池储能发电系统的设计和优化提供理论指导。

1　S-CO₂高温热泵联合循环系统

收起

本文提出的分离式S-CO₂-高温热泵联合循环储能发电系统的原理如图1所示，系统主要由高温热泵循环、S-CO₂循环、熔盐储热装置和水储热装置组成。高温热泵与S-CO₂循环的耦合通过高温储热装置——冷热盐罐、低温储热装置——冷热水罐来完成，高温储热系统用来储存高温热泵中制出的高温热量，供给S-CO₂循环发电，低温储热系统用来储存S-CO₂循环中的废热，供给高温热泵系统低温端吸热。系统中不能完全被利用的废热由S-CO₂循环中配备的空冷岛排出。设计工况下各点的参数如表1所示。

当系统处于充电模式时，将过剩电力用高温热泵系统以热量的形式输送至熔盐储能罐储存起来。当系统处于放电模式时，通过S-CO₂循环发电上网，解决电力供应问题。系统工作原理如下。

1）高温热泵系统　从膨胀机内膨胀做功后的低温低压工质进入低温吸热器，被加热成为低压常温工质，再进入回热器中，被高温换热器中的低压高温工质加热至低压高温状态；接着进入压缩机，被压缩至高温高压状态；然后进入高温放热器中与高温熔盐储热介质换热；最后进入回热器完成循环。膨胀机与压缩机同轴直连，膨胀机做功抵消掉部分压缩机耗功，剩余压缩机耗功由电动机提供。

2）S-CO₂循环　CO₂从膨胀机内膨胀做功后依次进入高低温回热器低压侧加热从压缩机出来的高压CO₂，随后分流，一股进入再压缩机被压缩至高温高压状态，一股继续分流进入预冷器1和预冷器2，CO₂在预冷器1中被空冷岛冷却至32 ℃，在预冷器2中被高温热泵的冷量冷却至32 ℃，随后汇合进入主压缩机低压部分，经过中间冷却器冷却至32 ℃后进入主压缩机高压部分，随后依次经过低、高温回热器和熔盐换热器完成多级吸热，最终膨胀发电完成整个循环。

2　计算模型及评价指标

收起

2.1　S-CO₂发电系统的计算模型

在Aspen Plus软件中建立热力系统模型，通过稳态计算获取系统各点参数。假设如下：

1）循环过程中各状态点均达到稳态，忽略动能、势能和与大气环境的换热；

2）忽略管道以及换热器中的压损。

各点CO₂热物性参数均取自美国国家标准与技术研究院（NIST）的CO₂物性数据库REFPROP^[24]，循环状态点参数通过迭代确定。在计算过程中保证系统发电功率50 MW，通过改变S-CO₂循环关键参数获取其他参数变化规律，进而推算S-CO₂发电循环和热泵系统循环效率、系统经济性等指标，获得系统定性优化趋势。设计工况参数见表2。

膨胀机等熵膨胀做功W_T过程：

W T = η T m （ h 9 − h 10s ） = m （ h 9 − h 10 ）

(1)

η T = （ h 9 − h 10 ） / （ h 9 − h 10 s ）

(2)

式中：m为质量流量；η_T为透平效率；h为理想焓值，其下角标为图1能量转化过程中的对应节点。

主压缩机低压部分等熵压缩做功W_mcl过程：

W mcl = m （ h 2 s − h 1 ） / η C = m （ h 2 − h 1 ）

(3)

η C = （ h 2s − h 1 ） / （ h 2 − h 1 ）

(4)

主压缩机高压部分等熵压缩做功W_mch过程：

W mch = m （ h 4 s − h 3 ） / η C = m （ h 4 − h 3 ）

(5)

η C = （ h 4s − h 3 ） / （ h 4 − h 3 ）

(6)

再压缩机等熵压缩做功W_rc过程：

W rc = m （ h 5s − h 12 ） / η C = m （ h 5 − h 12 ）

(7)

η C = （ h 5s − h 12 ） / h 5 − h 12 ）

(8)

熔盐换热器中换热量Q_H：

Q H = m （ h 9 − h 8 ）

(9)

循环效率η(CO₂)：

η (CO 2) = (W T − W mch − W mcl − W rc) η G Q H

(10)

2.2　高温热泵系统的计算模型

采用2.1节中假设，工质热物性参数同样取自NIST的物性数据库REFPROP^[25]。循环已知参数选取见表3，对循环各过程建模。

膨胀机等熵膨胀做功W_Tb过程：

W Tb = η Tb m （ h 15 − h 16s ） = m （ h 15 − h 16 ）

(11)

η Tb = （ h 15 − h 16 ） / （ h 15 − h 16s ）

(12)

式中：h_16s代表16节点处的理想焓值，下同。

压缩机压缩做功W_cp过程：

W cp = m （ h 13s − h 18 ） / η cp = m （ h 13 − h 18 ）

(13)

η Cp = （ h 13s − h 18 ） / （ h 13 − h 18 ）

(14)

高温放热器中换热量Q_hp：

Q hp = m （ h 13 − h 14 ）

(15)

循环效率η_hp：

η hp = Q hp / (W cp − W tb) / η m

(16)

2.3　系统评价指标

由于S-CO₂循环与高温热泵高度耦合，热力参数相互影响，最终反映出的性能指标为联合循环储能发电系统的往返效率，计算公式为：

η = η (CO 2) η hp

(17)

2.4　模型有效性验证

为验证本文模型的准确性及仿真系统模拟布雷顿再压缩循环的可行性，将同样输入条件下得到的仿真结果与Sandia实验室的实验结果^[24]进行对比，结果见表4。由表4可以看出，各设备主要参数及系统循环效率数值接近，证明本文所建仿真模型具有较高的静态精度。

3　结果与讨论

收起

运行工况变化直接影响系统性能，本文主要讨论热力学参数对储能发电系统性能的影响，其中设备性能参数为设定值。由于S-CO₂循环中熔盐换热器、预冷器，高温热泵循环中低温吸热器、高温放热器的端差为确定值，因此S-CO₂循环与高温热泵循环高度耦合。高温热泵循环中与S-CO₂循环相关的热力学参数关系见表5。S-CO₂循环一般易受膨胀机入口温度、压力，主压缩机入口温度、压力等参数的影响^[26]，故对储能发电系统的整体性能针对以上参数进行单一变量分析。

3.1　膨胀机入口温度影响

高温热泵循环的压缩机出口温度是被动参数，需通过调节压缩机进出口压力来实现其调节，有2种方式：1）高温热泵循环压缩机进口压力确定，调节高温热泵循环出口压力；2）高温热泵循环压缩机出口压力确定，调节高温热泵循环进口压力。然而，这2种调节方式对高温热泵效率的影响不同，因此需要进行对比寻找较优调节方式。当S-CO₂循环膨胀机入口温度从520 ℃提升至620 ℃时，方式1的高温热泵效率从1.389降至1.326，方式2的高温热泵效率从1.389降至1.325，因此方式1对系统效率略有优势，以下对比均采用该方式计算。

图2为系统各部分效率随S-CO₂循环中膨胀机入口温度的变化情况。由图2可以看出：随着膨胀机温度升高，S-CO₂循环效率增大；膨胀机入口温度每升高100 ℃，S-CO₂循环效率平均增大5.4%，而高温热泵循环效率相应降低8.4%，但S-CO₂循环的效率低于50%，对系统效率影响较大，所以系统整体往返效率平均增大4.6%。图3展示了储热温差随S-CO₂循环膨胀机入口温度的变化情况。熔盐储热系统中熔盐量会对储热系统成本产生决定性影响，因此探究熔盐用量变化对系统经济性的影响具有重要意义。熔盐用量主要由熔盐与S-CO₂换热器热交换过程决定，因为发电功率一定，所以换热量Q与发电效率成反比。熔盐用量的计算方式为：

m = 3 600 × Q × τ c p × Δ T

(18)

式中：m为熔盐用量，t；Q为换热功率，MW；τ为储热时长，h，取值8；c_p为熔盐比热容，kJ/(kg·K)，取值1.5；ΔT为熔盐储热温差，K。

随着膨胀机入口温度升高，冷、热盐罐中的储热介质温差增大，所需储热熔盐量减少，具体见表6。在不考虑不同温度等级材料费用变化的影响下，升高膨胀机入口温度可降低储热系统的投资额。

综上，S-CO₂循环中膨胀机入口温度变化会对系统效率产生明显影响，同时会大幅改变冷、热熔盐罐之间的温差，影响储热系统投资。在条件允许的情况下，应尽量选择较高的膨胀机入口温度。

3.2　膨胀机入口压力影响

为探究S-CO₂循环中膨胀机入口压力对循环效率和系统整体性能的影响，设定其他所有参数不变，只改变膨胀机入口压力，对比和分析各压力值下系统各部分性能变化，结果如图4所示。由图4可以看出，提高膨胀机入口压力对系统整体效率、S-CO₂及热泵循环效率均有积极影响，但影响幅度有限，变化幅度均在2%左右。

图5展示了储热温差随S-CO₂循环膨胀机入口压力的变化情况。由图5可以看出，储热温差随着S-CO₂循环膨胀机入口压力的增大而增大，但幅度有限，仅有11 ℃。

综上，在合理范围内改变S-CO₂循环膨胀机入口压力对系统效率和储能系统投资基本无影响。

3.3　主压缩机入口温度影响

随着S-CO₂循环中主压缩机入口温度的升高，各部分效率变化如图6所示。

由图6可知：随主压缩机入口温度升高，S-CO₂循环效率逐渐降低，尤其在32~37 ℃范围内降低幅度较明显，主要原因是在此温度范围内，S-CO₂的密度变化较为剧烈；相比之下，高温热泵循环的效率则呈线性增大，这是因为随着主压缩机入口温度升高，导致预冷器CO₂侧入口温度随之升高，从而使高温热泵低温吸热器工质侧出口温度也升高，高温热泵可以利用更高的热源温度。系统的往返效率在S-CO₂循环主压缩机入口温度为22~27 ℃时效率较高（可达61%）；当主压缩机入口温度从22 ℃提升至42 ℃时，储热温差从200 ℃降至195 ℃，对储热系统投资的影响基本可以忽略，如图7所示。

综上，设定S-CO₂循环主压缩机入口温度22~27 ℃，可使系统往返效率处于较高区间，同时对储热系统投资基本不造成影响。

3.4　主压缩机入口压力的影响

随着S-CO₂循环中主压缩机入口压力的升高，系统各部分效率变化如图8所示。由图8可以看出：随主压缩机入口压力升高，S-CO₂循环效率逐渐增大，尤其在7.4~7.6 MPa范围内增大幅度明显，主要原因是在此范围内，S-CO₂的密度迅速从314.99 kg/m³增大至557.50 kg/m³，从而降低了压缩机耗功；相比之下，高温热泵循环效率则缓慢降低；储能发电系统的往返效率在S-CO₂循环主压缩机入口压力为8.2 MPa时达到最大值60.4%。

图9展示了储热温差随S-CO₂循环主压缩机入口压力的变化情况。由图9可知，储热温差随S-CO₂循环的主压缩机入口压力增大而降低，最大降低幅度为24 ℃，影响程度较小。

综上，设定S-CO₂循环主压缩机入口压力在8.0~8.4 MPa可使系统往返效率处于较高水平区间，同时对熔盐储热系统投资影响不大。

3.5　S-CO₂循环再压缩分流比影响

在S-CO₂循环中，改变分流比会对循环发电效率产生显著影响，尤其是再压缩机质量流量和主再压缩机耗功。保持其他参数不变，仅调节分流比，得到分流比对系统各部效率的影响，具体如图10所示。

由图10可以看出，随着分流比的增大，S-CO₂循环效率呈先增大后减小的趋势，这是由主、再压缩机功耗和熔盐换热器换热功率变化共同决定的。在分流比达到0.35之前，主再压缩机耗功增加不明显，而S-CO₂在熔盐换热器中吸热功率明显降低，因此S-CO₂循环效率随分流比的增加而增加。当分流比达到0.35之后，继续增加分流比，主再压缩机耗功大幅增加，此时，熔盐换热器换热功率对系统效率的影响不再占主导，S-CO₂循环效率逐渐降低。

对于高温热泵循环，随着分流比的增加：熔盐换热器CO₂侧进口温度不断升高，导致高温热泵循环放热侧出口温度也持续升高；同时，S-CO₂循环预冷器进口温度也不断上升，使得高温热泵循环吸热侧温度逐渐升高。根据理想逆卡诺循环制热效率计算公式可知，高温热泵循环制热效率呈先降低后升高的趋势。

在2种循环综合作用下，储能发电系统往返效率随分流比的增大呈先升高后降低的趋势，在分流比为0.35时达到最大值60.8%。

图11给出了储热温差随S-CO₂循环再压缩分流比的变化。由图11可知，熔盐储热温差随循环分流比的增大而降低。在储能发电系统往返效率达到最高时，分流比为0.35，此时熔盐温差为191 ℃，仍处于较高水平。

综上，设定主再压缩机分流比为0.35对系统往返效率和储热系统投资均是较优选择。

3.6　系统效率对比

选取简单布雷顿循环系统进行对比，结果如图12所示。布雷顿循环系统的特点是在充放电阶段膨胀机与压缩机的功能互换。其工艺流程分为充电过程与放电过程：在充电过程中，低温低压工质经压缩后变为高温高压工质，进入储热罐中将热量释放，经过冷却后，进入膨胀机，随后将冷量储存在储冷罐中，进入压缩机进行下一个循环；在放电过程中，低温低压工质经压缩后进入冷却器，冷却至一定温度后进入储热罐中吸收热量，进入膨胀机发电做功，随后进入储冷罐中吸收冷量，温度降低后进入压缩机，进行下一个循环。

充放电过程中，该简单布雷顿循环计算过程参数如表7所示。根据上文分析结论，并结合目前实际技术水平，选定工况参数为：S-CO₂循环膨胀机入口温度620 ℃、入口压力25 MPa，主压缩机入口温度27 ℃、入口压力8.2 MPa，主再压缩机分流比0.35。经计算可知在此工况下S-CO₂循环效率45.7%，热泵循环效率1.33，储能发电系统往返效率60.1%，该工况亦是本文所设计储能发电系统最优运行工况。相同工况下对简单布雷顿循环系统进行模拟计算，得到其系统效率为52.02%。

综上可知，本文所设计S-CO₂-高温热泵联合循环储能发电系统可减小储能发电系统设计、制造难度，同时具有较高的系统往返效率。

4　经济性分析

收起

经济评估是系统实现商业落地的基本步骤，按照100 MW储能电站规模，每日充、放电1次，各4 h，全年工作300天边界条件，对储能电站平准化度电成本C_LCOE进行估算。

C LCOE = C CRF × C tot + C om + C e E annual

(19)

C CRF = k (1 + k) n (1 + k) n − 1

(20)

式中：C_tot为系统的总投资成本，包括主要设备成本、辅助设备成本以及安装成本等，元；C_om为电站年度运行费用，元；C_e为购电成本，元；E_annual为储能电站年发电量，kW·h；C_CRF为投资回收系数；k为折现率，考虑到当前央企能源企业的融资成本在4%~5%，取6%作为折现率；n为主要设备寿命，预计使用期限为30年。

根据相关工程经验及设备、材料询价经验，整理得到表8。

经计算可得，在不计购电成本时，本系统平准化度电成本C_LCOE为0.71元/(kW·h)，若按照青海省2023年8月工商业低谷电价0.31元计算，本系统平准化度电成本C_LCOE为1.02元/(kW·h)。

对储能电站进行经济性分析时，其收益模型还包括作为第三方主体参与电力辅助服务获取补贴、按照商业储能电站进行峰谷电价套利，这2种盈利模式均可获得更高的度电收益。在此仅将其作为独立储能电站进行发电成本估算，得到储能电站平准化度电成本C_LCOE为1.02元/(kW·h)。对比多种储能技术，本系统平准化度电成本高于抽水蓄能，与压缩空气储能^[28]基本持平。虽然上述计算模型是简化计算，部分成本如应急、保险等未作考虑，但足以说明S-CO₂热泵联合循环储能发电系统具有良好的商业应用前景

5　结论

收起

1）当S-CO₂循环中膨胀机入口参数升高时，储能发电系统的往返效率会随之升高，其中膨胀机入口温度对循环效率及储热温差的影响在所有参数中最明显，而入口压力的变化影响较小。在入口温度720 ℃时可达系统最高往返效率62.8%，同时熔盐储热温差可达211 ℃，可减少熔盐用量，降低储能介质成本。

2）维持S-CO₂循环中主压缩机入口温度处于较低水平22~27 ℃，入口压力处于8.2~8.4 MPa，可使储能发电系统往返效率处于较高水平，最高可达61.3%。主压缩机入口参数对熔盐温差影响较小。

3）提高再压缩机分流比，储能发电系统往返效率先升高后降低，分流比取0.35时，系统整体效率可达最高，同时熔盐储热温差（191 ℃）仍较高。

4）考虑目前实际技术水平，本文所设计联合循环储能发电系统最佳运行工况为：S-CO₂循环膨胀机入口温度620 ℃、膨胀机入口压力25 MPa、主压缩机入口温度27 ℃、主压缩机入口压力8.2 MPa、主再压缩机分流比0.35。在此工况下储能发电系统往返效率可达60.1%，对比同样工况下简单布雷顿系统，整体效率高出7.98%。

5）经简单经济模型计算，按照购电成本0.31元/(kW·h)，系统平准化度电成本C_LCOE为1.02元/(kW·h)，具备良好的商用推广应用前景。

参考文献

收起

文献

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2024年第53卷第4期

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doi: 10.19666/j.rlfd.202312175

接收时间：2023-12-14
首发时间：2026-03-06
出版时间：2024-04-25

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收稿日期：2023-12-14

基金

作者信息

^1.华北电力大学能源动力与机械工程学院，北京　102206

^2.浙江高晟光热发电技术研究院有限公司，湖州　313002

通讯作者:

徐超（1980），男，博士，教授，主要研究太阳能发电及中、高温储能换热技术等，mechxu@ncepu.edu.cn。

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https://castjournals.cast.org.cn/joweb/rlfd/CN/10.19666/j.rlfd.202312175

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2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

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RefWorks
TxT

序号	压力/MPa	温度/℃	序号	压力/MPa	温度/℃
1	7.8	32	10	7.8	483
2	15.0	51	11	7.8	163
3	15.0	32	12	7.8	52
4	25.0	44	13	5.3	640
5	25.0	157	14	5.3	442
6	25.0	148	15	5.3	48
7	25.0	151	16	3.0	-12
8	25.0	422	17	3.0	32
9	25.0	620	18	3.0	432

序号

压力/MPa

温度/℃

序号

压力/MPa

温度/℃

7.8

483

15.0

7.8

163

15.0

7.8

25.0

5.3

640

25.0

157

5.3

442

25.0

148

5.3

25.0

151

3.0

-12

25.0

422

3.0

25.0

620

3.0

432

参数	数值
主压缩机进口温度T₁/℃	32
主压缩机低压部分进口压力P₁/MPa	7.8
主压缩机低压部分压比α	1.92
主压缩机高压部分出口压力P₄/MPa	25
膨胀机入口温度T₉/℃	620
分流比（再压缩机质量流量与主系统质量流量之比）s_R	0.7
主/再压缩机等熵效率η_C	0.77
透平等熵效率η_T	0.85
高温回热器最小端差ΔT_HHEX/(min·℃^–1)	12
低温回热器最小端差ΔT_LHEX/(min·℃^–1)	8
预冷器最小端差ΔT_pc/℃	10
中间冷却器最小端差ΔT_mc/℃	10
熔盐换热器最小端差ΔT_HEAT/℃	10
发电机效率η_G	0.99
发电机发电功率Q_G/MW	50

参数

数值

主压缩机进口温度T₁/℃

主压缩机低压部分进口压力P₁/MPa

7.8

主压缩机低压部分压比α

1.92

主压缩机高压部分出口压力P₄/MPa

膨胀机入口温度T₉/℃

620

分流比（再压缩机质量流量与主系统质量流量之比）s_R

0.7

主/再压缩机等熵效率η_C

0.77

透平等熵效率η_T

0.85

高温回热器最小端差ΔT_HHEX/(min·℃^–1)

低温回热器最小端差ΔT_LHEX/(min·℃^–1)

预冷器最小端差ΔT_pc/℃

中间冷却器最小端差ΔT_mc/℃

熔盐换热器最小端差ΔT_HEAT/℃

发电机效率η_G

0.99

发电机发电功率Q_G/MW

参数	数值
压缩机进口压力P₁₈/MPa	3
回热器最小温差ΔT_HEX/(min·℃^–1)	10
低温吸热器最小端差ΔT_LHEAT/℃	10
高温放热器最小端差ΔT_HHEAT/℃	10
压缩机等熵效率η_Cp	0.85
膨胀机等熵效率η_tb	0.92
电动机效率η_m	0.99

参数

数值

压缩机进口压力P₁₈/MPa

回热器最小温差ΔT_HEX/(min·℃^–1)

低温吸热器最小端差ΔT_LHEAT/℃

高温放热器最小端差ΔT_HHEAT/℃

压缩机等熵效率η_Cp

0.85

膨胀机等熵效率η_tb

0.92

电动机效率η_m

0.99

项目	SNL测量值^[26]/kW	本文模拟值/kW	误差/%
热源功率	220	220.2	0.1
预冷器功率	206.6	206.4	–0.1
压缩机功率	7.3	7.2	–1.4
膨胀机功率	20.7	21.0	1.5
循环效率/%	6.1	6.3	3.3

项目

SNL测量值^[26]/kW

本文模拟值/kW

误差/%

热源功率

220

220.2

0.1

预冷器功率

206.6

206.4

–0.1

压缩机功率

7.3

7.2

–1.4

膨胀机功率

20.7

21.0

1.5

循环效率/%

6.1

6.3

3.3

S-CO₂循环	高温热泵循环	关系式
预冷器CO₂侧入口温度T₁₂	低温吸热器工质侧出口温度T₁₇	T₁₇=T₁₂–20
熔盐换热器CO₂侧入口温度T₈	高温放热器工质侧出口温度T₁₄	T₁₄=T₈+20
膨胀机入口温度T₉	压缩机出口温度T₁₃	T₁₃=T₉+20

S-CO₂循环

高温热泵循环

关系式

预冷器CO₂侧入口温度T₁₂

低温吸热器工质侧出口温度T₁₇

T₁₇=T₁₂–20

熔盐换热器CO₂侧入口温度T₈

高温放热器工质侧出口温度T₁₄

T₁₄=T₈+20

膨胀机入口温度T₉

压缩机出口温度T₁₃

T₁₃=T₉+20

膨胀机入口温度/℃	熔盐用量/t
720	7 074
620	7 868
520	9 015
420	10 756
320	14 223

膨胀机入口温度/℃

熔盐用量/t

720

7 074

620

7 868

520

9 015

420

10 756

320

14 223

循环参数	充电过程	放电过程
压缩机入口压力P_cin/MPa	0.1	0.1
压缩机出口压力P_cout/MPa	0.272	0.405
压缩机入口温度T_cin/℃	385	-36
压缩机出口温度T_cout/℃	620	-116
压缩机等熵效率	0.85	0.77
冷却器出口温度T/℃	75	75
膨胀机入口压力P_tin/MPa	0.272	0.405
膨胀机出口压力P_tout/MPa	0.1	0.1
膨胀机入口温度T_tin/℃	35	620
膨胀机出口温度T_tout/℃	-36	385
膨胀机等熵效率	0.92	0.85
电动机效率	0.99	0.99

循环参数

充电过程

放电过程

压缩机入口压力P_cin/MPa

0.1

压缩机出口压力P_cout/MPa

0.272

0.405

压缩机入口温度T_cin/℃

385

-36

压缩机出口温度T_cout/℃

620

-116

压缩机等熵效率

0.85

0.77

冷却器出口温度T/℃

膨胀机入口压力P_tin/MPa

0.272

0.405

膨胀机出口压力P_tout/MPa

0.1

膨胀机入口温度T_tin/℃

620

膨胀机出口温度T_tout/℃

-36

385

膨胀机等熵效率

0.92

0.85

电动机效率

0.99

项目	数值
固定投资/亿元	高温热泵系统	2.37
S-CO₂发电系统	3.53
储热系统	1.20
储冷系统	0.05
其他	2.10
总计	9.25
参数	电站年度运行费用C_om	2%C_tot^[27]
折现率k	6%^[27]
主要设备寿命n	30^[27]

项目

数值

固定投资/亿元

高温热泵系统

2.37

S-CO₂发电系统

3.53

储热系统

1.20

储冷系统

0.05

其他

2.10

总计

9.25

参数

电站年度运行费用C_om

2%C_tot^[27]

折现率k

6%^[27]

主要设备寿命n

30^[27]