棘輪式海洋波浪能發(fā)電裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計與分析研究

席文奎，姜 辛，賀齊齊，曲玉龍

（1.西安石油大學(xué) 機械工程學(xué)院，陜西 西安710065；2.中國石油集團川慶鉆探工程有限公司鉆采工程技術(shù)研究院，陜西 西安710018；3.低滲透油氣田勘探開發(fā)國家工程實驗室，陜西 西安710018）

0 前言

隨著社會經(jīng)濟的發(fā)展和人類探索自然步伐的進一步加快，可持續(xù)發(fā)展問題已經(jīng)成為影響一個國家和地區(qū)經(jīng)濟發(fā)展的重要因素之一。全球約70%的面積是海洋，海洋每年產(chǎn)生的波浪能約為80 000 TW，且海洋波浪能是一種清潔無污染、分布范圍廣、能量密度高的可再生能源[1]。目前，世界各國在研究海洋能源利用領(lǐng)域都有一定投入，特別是對較高功率的海洋波浪能發(fā)電技術(shù)的研究。我國是一個海洋大國，擁有豐富的海洋資源，為了開發(fā)海洋資源、促進經(jīng)濟發(fā)展，我國將波浪能發(fā)電研究列入國家重點科技攻關(guān)項目之一[2]。

1974年，研究波浪能的文章在Nature上發(fā)表，此后各種波浪能發(fā)電裝置相繼問世。根據(jù)波浪能捕獲方式，波浪能發(fā)電裝置主要有振蕩水柱式、振蕩浮子式和越浪式3種[3]。這些發(fā)電裝置的基本原理：將波浪作用下物體的上下左右運動轉(zhuǎn)化為電能；將波浪壓力變化轉(zhuǎn)化為電能；將波浪的勢能轉(zhuǎn)化為動能等[4]。振蕩水柱式波浪能發(fā)電裝置是通過波浪的運動轉(zhuǎn)換為空氣的運動來進行發(fā)電，這類裝置存在的問題是轉(zhuǎn)換效率低、建造難度大和成本高。振蕩浮子式波浪能發(fā)電裝置是在振蕩水柱式波浪能發(fā)電裝置的基礎(chǔ)上發(fā)展起來的，是將浮體在波浪作用下的上下運動轉(zhuǎn)換為液壓或機械能進行發(fā)電，此類裝置在美國和英國已經(jīng)進入成熟應(yīng)用階段，存在的主要問題是易損壞。擺式波浪能發(fā)電裝置是將波浪能轉(zhuǎn)換成擺軸的動能然后進行發(fā)電，存在的主要問題是可靠性差，維護困難[5]。本文設(shè)計了一種新型海洋波浪能發(fā)電裝置—棘輪式海洋波浪能發(fā)電裝置。棘輪式海洋波浪能發(fā)電裝置主要利用了外接棘輪結(jié)構(gòu)，使海水振蕩的動能轉(zhuǎn)換為持續(xù)不斷的機械能。本文首先對棘輪式海洋波浪能發(fā)電裝置的結(jié)構(gòu)進行設(shè)計，介紹該裝置的工作原理，然后通過有限元軟件和三維建模軟件對主要零部件進行靜力學(xué)和動力學(xué)分析，結(jié)合實際工況和相關(guān)材料參數(shù)，驗證了易損結(jié)構(gòu)的剛度、強度、可靠性和結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性，研究結(jié)果對樣機的研制具有現(xiàn)實意義。

1 棘輪式海洋波浪能發(fā)電裝置

棘輪機構(gòu)是由棘輪和棘爪組成的一種單向間歇運動機構(gòu)，它的作用是將連續(xù)轉(zhuǎn)動或往復(fù)運動轉(zhuǎn)換成單向步進運動。本文的設(shè)計方案主要是利用了棘輪機構(gòu)的這一特點，并結(jié)合振蕩水柱式、振蕩浮子式和擺式波浪能發(fā)電裝置的特點，將棘輪機構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計后應(yīng)用于海洋波浪能發(fā)電裝置。

圖1為棘輪式波浪能發(fā)電裝置的結(jié)構(gòu)示意圖。棘輪式波浪能發(fā)電裝置的工作原理如圖2所示。將波浪能發(fā)電裝置固定安裝在海平面上，海洋波浪涌入敞口浮桶后，浮桶自發(fā)的將波浪整形；浮筒將隨著波浪的起伏做上下往復(fù)運動，同時浮筒將推動往復(fù)桿做上下往復(fù)運動，往復(fù)桿通過嚙合將驅(qū)動撥桿做有角度的擺動；當(dāng)撥桿做有角度的擺動時，撥桿將驅(qū)動撥柱在長圓形槽內(nèi)來回滑動，撥柱將驅(qū)動棘輪做順時針的旋轉(zhuǎn)運動；棘輪上的棘齒將推動棘爪，棘爪固定在輪盤上，將推動輪盤做順時針的圓周運動；輪盤將驅(qū)動從動軸做順時針的旋轉(zhuǎn)運動，以此來驅(qū)動發(fā)電裝置運作；最終將波浪能轉(zhuǎn)化為單一方向轉(zhuǎn)動的機械能，供發(fā)電機高效率發(fā)電。通過棘輪推動棘爪來驅(qū)動輪盤做旋轉(zhuǎn)運動，當(dāng)海洋波浪環(huán)境發(fā)生變化時，棘輪的旋轉(zhuǎn)速度小于輪盤的旋轉(zhuǎn)速度，輪盤上的棘爪將越過棘輪上的棘齒進行旋轉(zhuǎn)。當(dāng)棘輪的旋轉(zhuǎn)速度等于輪盤的旋轉(zhuǎn)速度時，棘輪推動棘爪驅(qū)動輪盤做旋轉(zhuǎn)運動，以此來適應(yīng)不同的海洋波浪環(huán)境。

圖1 波浪能發(fā)電裝置的結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structural diagram ofwave energy generation device

圖2 棘輪式海洋波浪能發(fā)電裝置工作原理圖Fig.2Working principle diagram of spine wheel ocean wave energy generation device

2 棘輪棘爪靜力學(xué)分析

2.1 棘爪受力分析

棘爪是棘輪式海洋波浪能發(fā)電裝置中主要的受力和易損部件，本文對其進行針對性受力分析，圖3為受力分析圖。

圖3 棘爪受力分析圖Fig.3 Force analysis of pawl

在棘爪受力分析圖中：A為輪盤旋轉(zhuǎn)中心；B為嚙合點；C為棘爪質(zhì)心；D為棘爪旋轉(zhuǎn)中心；R1為嚙合半徑；R2為棘爪質(zhì)心到旋轉(zhuǎn)中心距離；R3為棘爪旋轉(zhuǎn)中心到輪盤旋轉(zhuǎn)中心距離；Fn為棘爪壓緊狀態(tài)下的正壓力；F1f為棘輪與棘爪嚙合工作狀態(tài)下的摩擦力；F1n為棘輪與棘爪嚙合狀態(tài)下的正壓力；F2為棘爪相對于輪盤的離心力；Fr為棘爪質(zhì)心相對自身旋轉(zhuǎn)中心的離心力；f為棘爪與定位銷釘?shù)哪Σ亮?；G為棘爪的重力；T為平面渦卷彈簧扭矩。

在工作狀態(tài)，平面渦卷彈簧扭矩的計算式為

式中：T0為平面渦卷彈簧的預(yù)緊扭矩；K0為彈簧的剛度；Δθ為彈簧的扭轉(zhuǎn)角。

在非工作狀態(tài)，平面渦卷彈簧扭矩的計算式為

式中：MFn為棘爪壓緊狀態(tài)下的正壓力力矩；MG為棘爪重力力矩。

在棘爪脫嚙狀態(tài)時：

式中：Frx，fx，Gx，F(xiàn)2x，F(xiàn)nx，F(xiàn)1nx和F1fx分別為Fr，f，G，F(xiàn)2，F(xiàn)n，F(xiàn)1n和F1f沿x軸方向的分力；Mf，MF1n，MF1f，MG，MFr和MF2分別為f，F(xiàn)1n，F(xiàn)1f，G，F(xiàn)r和F2的力矩；Fry，fy，Gy，F(xiàn)2y，F(xiàn)ny，F(xiàn)1ny和F1fy分 別 為Fr，f，G，F(xiàn)2，F(xiàn)n，F(xiàn)1n和F1f沿y軸方向的分力。

由式（3）～（5）可知，棘爪質(zhì)心的變化會引起棘爪正常工作狀態(tài)下正壓力、摩擦力、脫嚙轉(zhuǎn)速和平面渦卷彈簧扭矩的變化。因此，下文將對棘爪進行有限元分析。

2.2 棘輪和棘爪有限元分析

棘輪上的齒與棘爪相嚙合的地方會產(chǎn)生一對相互作用力，從而導(dǎo)致應(yīng)力集中，易斷裂，利用ANSYS軟件對其進行有限元分析，以驗證其剛度和強度要求。

2.2.1 材料屬性定義

將已建立好的棘輪和棘爪三維模型導(dǎo)入有限元軟件中，設(shè)置棘輪和棘爪的材料屬性，考慮到流體沖刷和腐蝕性，通過材料特性對比，優(yōu)選304L不銹鋼作為棘輪和棘爪的材料[14]。304L不銹鋼材料的參數(shù)如表1所示。

表1 304L不銹鋼材料參數(shù)Table 1 Material parameters of 304L stainless steel

2.2.2 網(wǎng)格劃分

利用有限元網(wǎng)格工具對棘輪和棘爪進行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格單元設(shè)置為四面體單元。棘輪和棘爪的網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖4所示。棘輪全局劃分為1mm網(wǎng)格，生產(chǎn)的網(wǎng)格單元數(shù)為1 260 774，節(jié)點數(shù)為1 776 168；棘爪全局劃分為1mm網(wǎng)格，生產(chǎn)的網(wǎng)格單元數(shù)為73 722，節(jié)點數(shù)為106 548。對生成的網(wǎng)格進行正交質(zhì)量評估，評估結(jié)果表明，網(wǎng)格質(zhì)量符合要求。

圖4 棘輪和棘爪的網(wǎng)格劃分圖Fig.4 Meshing diagram of ratchetwheel and pawl

2.2.3 施加約束與載荷

當(dāng)輪盤能夠在轉(zhuǎn)速為15 rad/s的情況下持續(xù)穩(wěn)定運轉(zhuǎn)時，浪角間隔為30°（0～180°），頻率步長為0.05 rad/s（0.05 ～2 rad/s），平均流速約為1 m/s，平均風(fēng)速約為20m/s，低頻二階波浪力約為920 N（最大橫向力為900 N，最大縱向力為200 N）?？紤]到機械傳遞損失，在正常情況下，主要零部件所受到的最大應(yīng)力在920 N以下，所以驗證主要零部件的剛度和強度時，施加的載荷應(yīng)不小于920 N。

棘輪和棘爪施加的約束與載荷如圖5所示。從圖5可以看出：在棘輪中心孔施加圓柱面約束，撥柱處施加順時針方向的大小為1 000 N的力，在擺桿行程范圍內(nèi)的棘齒處施加逆時針方向的大小為1 000N的力；棘爪中心孔施加圓柱面約束，在棘爪與棘輪的嚙合面處施加向內(nèi)垂直嚙合面的大小為1 000N的力。

圖5 棘輪和棘爪施加的約束與載荷Fig.5 Diagram of constraintand load exerted by ratchet wheel and pawl

2.3 結(jié)果后處理

2.3.1 模型總變形分析

有限元靜力學(xué)分析中，選擇后處理為總變形處理模塊，系統(tǒng)會根據(jù)分析模型的計算條件，計算出x，y，z方向的變形量，則總變形量為

式中：Utotal為總變形量；Ux為x方向的變形量；Uy為y方向的變形量；Uz為z方向的變形量。

運算求解后，得出棘輪和棘爪的總變形云圖如圖6所示。從圖6可以看出：棘輪最大變形位置在撥柱頂端處，最大變形量為0.012 mm；棘爪最大變形位置在棘爪與棘輪的嚙合面處，最大變形量為0.025 mm。分析機構(gòu)各部件在運動或受力過程中的變形，可以清楚地了解結(jié)構(gòu)是否滿足剛度要求[6]?？紤]到部件整體尺寸較大，且304L不銹鋼材料本身就具有良好的綜合性能，棘輪和棘爪局部小變形在合理的區(qū)間之內(nèi)，所以棘輪式海洋波浪發(fā)電裝置的主要部件滿足剛度要求。

圖6 棘輪和棘爪的總變形云圖Fig.6 Nephogram of total deformation of ratchetwheel and pawl

2.3.2 模型應(yīng)力分析

根據(jù)脆性材料的Mohr-Coulomb理論和最大拉應(yīng)力理論，脆性材料等效應(yīng)力計算式為

式中：δe為等效應(yīng)力；δ1，δ2，δ3分別為第一、二、三主應(yīng)力。

通過有限元軟件求解，得出棘輪和棘爪的等效應(yīng)力云圖如圖7所示。

圖7 棘輪和棘爪的等效應(yīng)力云圖Fig.7 Equivalent stress nephogram of ratchetwheel and pawl

從圖7可以看出，棘輪的最大應(yīng)力位置為撥柱底端，最大應(yīng)力為53.3 MPa，棘爪的最大應(yīng)力位置為棘爪內(nèi)底面處，最大應(yīng)力為41.6 MPa，兩個位置的最大應(yīng)力值均遠小于304L不銹鋼材料在合理安全系數(shù)下的屈服強度269MPa，滿足強度要求。

3 運動仿真分析

為了驗證結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性和可行性，須要對其進行運動仿真分析。利用UG仿真軟件對該波浪發(fā)電裝置的主要運動部件進行運動仿真分析。

3.1 擺桿機構(gòu)運動仿真分析

在海洋波浪發(fā)電裝置中，擺桿機構(gòu)是關(guān)鍵運動部件，所以在擺桿機構(gòu)運動過程中應(yīng)明確擺桿機構(gòu)的擺動角度范圍和往復(fù)桿的行程區(qū)間。整形后的波浪推動浮筒和往復(fù)桿上下往復(fù)運動，往復(fù)桿通過齒嚙合，驅(qū)動撥桿在一定角度內(nèi)運動。簡化后的擺桿機構(gòu)模型如圖8所示。將浮筒和往復(fù)桿作為一個運動體，定義為移動副，浮筒和往復(fù)桿在一定范圍內(nèi)做上下往復(fù)運動；將撥桿作為一個運動體，定義為旋轉(zhuǎn)副，撥桿繞其中心孔在一定角度內(nèi)往復(fù)擺動；將往復(fù)桿和撥桿之間的齒嚙合運動定義為關(guān)聯(lián)耦合齒輪副，往復(fù)桿上下往復(fù)運動時，通過其上的齒牙驅(qū)動撥桿上面的齒牙做擺動。

圖8 擺桿機構(gòu)的模型簡化圖Fig.8 Simplified model of swing barmechanism

依據(jù)上文靜力學(xué)中所設(shè)置的有限元分析相關(guān)參數(shù)，設(shè)置920N的往復(fù)力，求得擺桿機構(gòu)的運動結(jié)果如圖9所示。從圖9可以看出：以往復(fù)桿軸線和撥桿軸線相互垂直時為參考點，往復(fù)桿行程為[-10mm，10mm]，撥桿角速度為[-12°/s，12°/s]；從往復(fù)桿速度和撥桿角速度隨時間的變化曲線可以看出，該擺桿機構(gòu)的仿真運行較為平穩(wěn)，無沖擊點，即該機構(gòu)能夠滿足往復(fù)桿將運動傳遞給撥桿的任務(wù)需求。

圖9 擺桿機構(gòu)的運動結(jié)果Fig.9 Motion results of pendulum mechanism

3.2 棘輪機構(gòu)運動仿真分析

機構(gòu)的運動學(xué)傳遞性能與裝置的壽命有直接關(guān)系，所以對可能含有沖擊力的機構(gòu)進行運動學(xué)分析是很有必要的[7]。棘爪與棘輪運動過程中可能存在因速度突變而引起的的應(yīng)力沖擊，所以須要對棘輪機構(gòu)進行運動仿真，以驗證是否存在速度突變。

當(dāng)撥桿撥動棘輪進行順時針旋轉(zhuǎn)時，棘輪推動棘爪，棘爪固定在輪盤上，輪盤將做順時針旋轉(zhuǎn)運動。當(dāng)輪盤旋轉(zhuǎn)速度大于棘輪旋轉(zhuǎn)速度時，棘爪將越過棘輪上的棘齒，直至輪盤的速度小于棘輪的速度時，棘輪再次通過棘爪推動輪盤加速旋轉(zhuǎn)。簡化后的棘輪機構(gòu)模型如圖10所示。將棘爪和輪盤作為一個運動體，定義為順時針旋轉(zhuǎn)的旋轉(zhuǎn)副，棘爪和輪盤繞輪盤中心做旋轉(zhuǎn)運動；將棘輪作為一個運動體，定義為順時針旋轉(zhuǎn)的旋轉(zhuǎn)副，棘輪繞棘輪中心做旋轉(zhuǎn)運動。

圖10 棘輪機構(gòu)模型Fig.10 Ratchetmechanism model

忽略機械傳遞損失，極大考慮應(yīng)力沖擊，設(shè)置920N的往復(fù)力，求解該棘輪機構(gòu)的運動結(jié)果，得到棘輪和輪盤角速度-時間曲線如圖11所示。從圖11可以看出，棘輪和輪盤角速度-時間曲線平滑，無速度突變點，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，即棘輪機構(gòu)能夠滿足驅(qū)動輪盤旋轉(zhuǎn)的任務(wù)需求。

圖11 棘輪和輪盤角速度-時間曲線Fig.11 Angular velocity-time curve of ratchetand roulette

4 結(jié)論

利用UG軟件對棘輪式海洋波浪能發(fā)電裝置的主要零部件進行三維模擬，并通過ANSYS有限元軟件對棘輪和棘爪進行靜力學(xué)分析，得出棘輪和棘爪在實際工作狀況下的變形云圖和等效應(yīng)力云圖；結(jié)合實際工作狀況，設(shè)置合理的的仿真參數(shù)，通過UG仿真軟件對棘輪和棘爪進行動力學(xué)仿真分析，獲得擺桿機構(gòu)和棘輪機構(gòu)的速度、位移、角速度變化曲線。仿真分析結(jié)果表明：棘輪式海洋波浪能發(fā)電裝置的主要受力和易損部件（棘輪和棘爪）符合強度、剛度和可靠性的設(shè)計要求；主要運動部件（棘輪機構(gòu)和擺桿機構(gòu)）運動學(xué)性能良好，運動平穩(wěn)，設(shè)計合理。