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    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

    2021-06-19 09:35:32席文奎賀齊齊曲玉龍
    可再生能源 2021年6期
    關(guān)鍵詞:棘爪棘輪輪盤

    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。

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