一种新型油罐进油口扩散器的设计

赵 月 王 成 傅伟庆 邓 鑫

（中国石油管道局工程有限公司）

立式圆筒形储油罐若进油时流体流速过快，会造成局部静电的积聚，存在引发静电爆炸和火灾的隐患， 因此 API 650、API RP 2003 和 GB 13348—2009［1～3］明确规定：为了避免发生静电引起火灾爆炸，空罐进油时进油口流体流速不得高于1m/s。 在以往的油库项目中，通常通过降低空罐首次输油量来控制进油流速在安全流速（1m/s）以下，从而保证油罐的安全运行。 但此种方法存在操作复杂、影响油罐运行效率及增加油罐运营成本等问题，无法满足业主“低投入高产出”的需求。 为此，笔者提出一种新型油罐进油口扩散器的结构，并采用有限元方法进行模拟分析，力求得到能够有效控制油罐进油口流体流速且制造安装方便、经济性良好的扩散器结构。

1 扩散器总体结构

扩散器的结构设计借鉴了油罐浮动吸油装置［4］，即通过在吸油管侧壁开孔的方式，降低流体进入吸油管的流速。 本课题组拟利用这种降速原理研制一种新型油罐进油口扩散器，用以解决油罐进油口流体流速过高的问题。 油罐进油口扩散器的结构形式 （图1） 为末端封堵的开孔直筒形式，一端与油罐进油口连接，另一端用钢板封堵。当油罐进油时，进油流速设定为3.4m/s，油品从扩散器上的开孔进入罐内，进油过程如图2 所示。

图1 扩散器结构形式

图2 扩散器进油过程

2 扩散器开孔方案

2.1 有限元模型的建立

采用有限元计算分析方法对扩散器开孔方案进行研究。 建立相应的扩散器模型：扩散器筒体尺寸 φ610mm×9.53mm， 筒体材料采用 A106 Gr.B 无缝钢管，端部采用8mm 的盲板进行封堵。扩散器筒体沿环向、轴向均布开孔，第1 圈扩散孔中心距端部700mm， 每圈扩散孔中心间距600mm。

采用ANSYS 中的FLUENT 软件对扩散器结构进行有限元分析［5～7］，建立流体模型，并将模型进行网格划分，在开孔处进行局部网格细化处理，以提高计算精度。 由于本课题关注的是空罐状态下扩散器对流体流速的作用， 因此仅建立了介质流体模型，且流体模型仅建立到扩散器外壁，不考虑油罐内扩散器外部的流体影响。 流体采用非结构四面体网格，湍流模型采用k-ε模型，近壁处采用标准壁面函数法。 入口边界条件为质量流量入口，出口采用压力出口。 求解方法采用SIMPLE 算法，油品比重 0.843，运动黏度 2.4mPa·s。

为了实现最佳的扩散效果，达到“扩散器出口截面最大流速低于1m/s”的目标，本课题组通过调整扩散器侧面扩散孔形状、扩散孔分布情况和扩散孔开孔尺寸，来计算、对比不同的结构形式，从而确定扩散器的开孔方案。

2.2 扩散孔开孔形状

在圆柱形筒体上开孔， 需要提供足够的截流面积并保证一定的筒体强度， 因此扩散孔开孔形式以细条形为主。 根据设计和施工经验，主要选取了长方形、 长圆形和椭圆形进行了计算研究。 有限元模型的输入条件见表1，通过有限元计算可得3 种形状扩散孔的截面最大流速见表2。

表1 输入条件（用于确定扩散孔形状）

表2 扩散孔截面最大流速模拟计算结果（用于确定扩散孔形状）

由表1、2 可知，长圆形开孔和长方形开孔的截流面积相差不大，扩散孔截面最大流速没有明显的差别， 而椭圆形开孔因总的截流面积较小，所以扩散孔截面的最大流速明显偏高。 从扩散孔局部速度分布图（图3）可知，长方形开孔面积略大于长圆形开孔， 但在尖角处并未圆滑过渡，导致出现了扰流和细流的现象，因而局部流速大于长圆形开孔。 此外，长方形开孔在油压作用下，局部可能出现应力集中，峰值应力的存在也会在一定程度上影响扩散器的使用寿命；而椭圆形开孔虽然有圆滑过渡，但扩散面积较小，降速效果相对较差，与此同时，椭圆形开孔也存在加工困难的情况。 综上分析，扩散孔的开孔形状采用长圆形最为理想。

图3 扩散孔局部速度分布

2.3 扩散孔的分布

油罐进油口扩散器扩散孔的分布主要通过单圈扩散孔数量和扩散孔布置圈数来体现。 扩散孔的数量越多，则截流表面积越大，扩散效果越好。 但是单圈扩散孔的数量过多会削弱筒体的强度和可靠性；扩散孔的圈数过多则会直接影响扩散器筒体的长度，在增加制造成本的同时，也会增加进油摩擦阻力，从而增大注油泵的负荷。 因此，合理地布置扩散孔对于确定扩散器的结构至关重要。

本课题组对4 种扩散孔的布置方案进行了计算分析，有限元模型的输入条件见表3，通过有限元计算可得4 种扩散孔布置方案的截面最大流速见表4。

表3 有限元模型的输入条件（用于确定扩散孔分布）

表4 扩散孔截面最大流速模拟计算结果（用于确定扩散孔分布）

从图4 可以看出，布置2 扩散效果明显好于布置1，而与布置3、布置4 相比差别不大；且相对于布置3、布置4，布置2 的扩散孔圈数较少（7圈），有效控制了扩散器筒体的长度，降低了生产成本，减小了进油摩擦阻力。 因此，选择布置2 作为扩散孔的分布方案。

图4 扩散孔速度分布

2.4 扩散孔的大小

通过以上计算可以发现，当扩散器筒体上的扩散孔大小相同（30mm×500mm）、分布均匀时，接近进油口的扩散孔流速较小，而远离进油口的扩散孔流速较高，因此应适当调整扩散孔的大小以达到更为有效的扩散效果。

由计算结果可知，沿着介质流动方向，流速是逐渐增大的。 现逐渐增大末端开孔面积，以调整流体较为集中同时也是流速较大区域的流速，通过计算比较，结果见表5。

表5 输入条件（非均布扩散孔）

通过表6、图5 的对比结果可以看出，调整各圈扩散孔开孔大小不仅能在较大程度上控制流速，而且可以使流速分布得更加均匀，此时扩散器所有扩散孔的截面流速均低于0.8m/s， 扩散器降速效果满足空罐进油时进油口流体流速不得高于1m/s 的要求。

表6 扩散孔截面最大流速计算结果

图5 扩散器速度分布

3 扩散器与进油口连接方式

扩散器与进油口的连接主要有法兰连接和焊接连接两种方式。

法兰连接是将垫片放入一对固定在两个管口上的法兰中间，用螺栓拉紧使之紧密结合起来的一种可拆卸的接头。 对于本课题的研究内容，在法兰的选型方面需要采用标准平焊法兰24″Class150 SO RF A105，执行标准为ASME B16.5，材料选用A105 锻件，压力等级为Class150，法兰密封面型式为突面。 螺栓采用M33mm×190mm A193 Gr.B7，螺母采用M33 A194 Gr.2H，垫片采用 SS316 24″Class150 F.G。

焊接连接是储罐建设中最常见的连接方式，对于本课题的研究内容，采用E4315 焊条对扩散器与进油口之间进行焊接， 采用单面两道焊，焊缝长度为1 920mm。

现对法兰连接和焊接连接两种方式的经济性进行比较，结果见表7。 从表7 中可以看出，法兰连接和焊接连接均能满足施工方便、安全可靠的要求， 但焊接连接的经济性远优于法兰连接的，故在此选择焊接连接作为扩散器与进油口之间的连接方式。

表7 两种连接方式经济性比较

4 扩散器的支撑形式

要想达到较好的扩散效果，则扩散器需要有足够的扩散面积，因此扩散器一般都较长、较重；在油罐刚进油时， 油罐内油品还未漫过扩散器，因而没有油品提供的浮力，此时与扩散器相接的进油口不仅需要承受扩散器的重量，还要承受扩散器中油品的重量，共计约2 160kg。 此外，较大流速的油品经过扩散器进入油罐内时，会发生流体诱导振动，如果不能保证进油口与罐体的连接强度，会给储罐乃至整个罐区带来安全隐患。

为保证油罐安全运行，在自重和振动较大的扩散器下应设置支腿，以减小扩散器对罐壁产生的间接作用力。 合理的支腿设置能较好地改善罐壁的受力情况，也不会影响油品的扩散效果。 在布置支腿时要保证支腿的位置不能影响扩散孔的扩散面积，同时还需要避开罐底板的搭接焊缝及其他的罐内附件， 因此支腿并非越多越好，需要综合考虑支腿的个数和位置。 考虑到以上影响因素，分别对4 种不同支腿个数布置方案进行计算分析，结果列于表8。可以看出，支腿越多，扩散器与罐壁连接结构的受力情况越好，然而较多的支腿会在扩散孔、罐底焊缝、罐内附件的布局上捉襟见肘， 故在此选用2 个支腿的支撑形式，不仅能够在很大程度上改善受力情况，而且便于合理布局。

表8 不同支腿个数的受力情况

5 扩散器结构的确定

综合以上分析结果确定了扩散器结构的最终方案，如图6 所示，该扩散器具有结构简单、施工方便、造价低廉及安全可靠等特点，目前已成功应用于国外油库项目。

图6 油罐进油口扩散器结构

6 结束语

本课题组借鉴浮动吸油装置的降速原理，提出了一种新型油罐进油口扩散器， 通过有限元分析的方法验证了该结构的降速效果并确定了具体的扩散器结构方案。 有限元计算结果显示，该扩散器的应用使得进油流速由3.40m/s 降至0.78m/s。本扩散器结构成本低廉， 有效地降低油罐进油口流体流速至安全流速（1m/s）以下，解决了因进油流速过高而产生的静电问题，避免了火灾事故的发生，保障了油罐高流量输送的安全运行。