席文奎，姜 辛，賀齊齊，曲玉龍

（1.西安石油大學 機械工程學院，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)展問題已經成為影響一個國家和地區(qū)經濟發(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化為電能；將波浪壓力變化轉化為電能；將波浪的勢能轉化為動能等[4]。振蕩水柱式波浪能發(fā)電裝置是通過波浪的運動轉換為空氣的運動來進行發(fā)電，這類裝置存在的問題是轉換效率低、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)電裝置的基礎上發(fā)展起來的，是將浮體在波浪作用下的上下運動轉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進入成熟應用階段，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構，使海水振蕩的動能轉換為持續(xù)不斷的機械能。本文首先對棘輪式海洋波浪能發(fā)電裝置的結構進行設計，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和動力學分析，結合實際工況和相關材料參數，驗證了易損結構的剛度、強度、可靠性和結構設計的合理性，研究結果對樣機的研制具有現實意義。

1 棘輪式海洋波浪能發(fā)電裝置

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

圖1為棘輪式波浪能發(fā)電裝置的結構示意圖。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運動，同時浮筒將推動往復桿做上下往復運動，往復桿通過嚙合將驅動撥桿做有角度的擺動；當撥桿做有角度的擺動時，撥桿將驅動撥柱在長圓形槽內來回滑動，撥柱將驅動棘輪做順時針的旋轉運動；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；輪盤將驅動從動軸做順時針的旋轉運動，以此來驅動發(fā)電裝置運作；最終將波浪能轉化為單一方向轉動的機械能，供發(fā)電機高效率發(fā)電。通過棘輪推動棘爪來驅動輪盤做旋轉運動，當海洋波浪環(huán)境發(fā)生變化時，棘輪的旋轉速度小于輪盤的旋轉速度，輪盤上的棘爪將越過棘輪上的棘齒進行旋轉。當棘輪的旋轉速度等于輪盤的旋轉速度時，棘輪推動棘爪驅動輪盤做旋轉運動，以此來適應不同的海洋波浪環(huán)境。

圖1 波浪能發(fā)電裝置的結構示意圖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為輪盤旋轉中心；B為嚙合點；C為棘爪質心；D為棘爪旋轉中心；R1為嚙合半徑；R2為棘爪質心到旋轉中心距離；R3為棘爪旋轉中心到輪盤旋轉中心距離；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為棘爪質心相對自身旋轉中心的離心力；f為棘爪與定位銷釘的摩擦力；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緊扭矩；K0為彈簧的剛度；Δθ為彈簧的扭轉角。

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，F2x，Fnx，F1nx和F1fx分別為Fr，f，G，F2，Fn，F1n和F1f沿x軸方向的分力；Mf，MF1n，MF1f，MG，MFr和MF2分別為f，F1n，F1f，G，Fr和F2的力矩；Fry，fy，Gy，F2y，Fny，F1ny和F1fy分 別 為Fr，f，G，F2，Fn，F1n和F1f沿y軸方向的分力。

由式（3）～（5）可知，棘爪質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生一對相互作用力，從而導致應力集中，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入有限元軟件中，設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不銹鋼材料的參數如表1所示。

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

2.2.2 網格劃分

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

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

2.2.3 施加約束與載荷

當輪盤能夠在轉速為15 rad/s的情況下持續(xù)穩(wěn)定運轉時，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）。考慮到機械傳遞損失，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 結果后處理

2.3.1 模型總變形分析

有限元靜力學分析中，選擇后處理為總變形處理模塊，系統會根據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。分析機構各部件在運動或受力過程中的變形，可以清楚地了解結構是否滿足剛度要求[6]。考慮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，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 模型應力分析

根據脆性材料的Mohr-Coulomb理論和最大拉應力理論，脆性材料等效應力計算式為

式中：δe為等效應力；δ1，δ2，δ3分別為第一、二、三主應力。

通過有限元軟件求解，得出棘輪和棘爪的等效應力云圖如圖7所示。

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

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

3 運動仿真分析

為了驗證結構設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 擺桿機構運動仿真分析

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

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

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

圖9 擺桿機構的運動結果Fig.9 Motion results of pendulum mechanism

3.2 棘輪機構運動仿真分析

機構的運動學傳遞性能與裝置的壽命有直接關系，所以對可能含有沖擊力的機構進行運動學分析是很有必要的[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力沖擊，所以須要對棘輪機構進行運動仿真，以驗證是否存在速度突變。

當撥桿撥動棘輪進行順時針旋轉時，棘輪推動棘爪，棘爪固定在輪盤上，輪盤將做順時針旋轉運動。當輪盤旋轉速度大于棘輪旋轉速度時，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。簡化后的棘輪機構模型如圖10所示。將棘爪和輪盤作為一個運動體，定義為順時針旋轉的旋轉副，棘爪和輪盤繞輪盤中心做旋轉運動；將棘輪作為一個運動體，定義為順時針旋轉的旋轉副，棘輪繞棘輪中心做旋轉運動。

圖10 棘輪機構模型Fig.10 Ratchetmechanism model

忽略機械傳遞損失，極大考慮應力沖擊，設置920N的往復力，求解該棘輪機構的運動結果，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，運轉平穩(wěn)，即棘輪機構能夠滿足驅動輪盤旋轉的任務需求。

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力云圖；結合實際工作狀況，設置合理的的仿真參數，通過UG仿真軟件對棘輪和棘爪進行動力學仿真分析，獲得擺桿機構和棘輪機構的速度、位移、角速度變化曲線。仿真分析結果表明：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、剛度和可靠性的設計要求；主要運動部件（棘輪機構和擺桿機構）運動學性能良好，運動平穩(wěn)，設計合理。