熱采井口地面管線位移補(bǔ)償與影響因素分析

丁宇奇 賈 威 蘆 燁 楊 明 李百帥 徐鵬超 葉碧濤

（東北石油大學(xué)機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院）

熱采技術(shù)是稠油開(kāi)發(fā)的主要方式，然而該方式會(huì)使井下套管被加熱并由此引起熱膨脹［1］。 隨著溫度升高，金屬材料的套管將會(huì)在溫差作用下產(chǎn)生軸向伸長(zhǎng)和徑向變形［2］。當(dāng)溫差足夠大、軸向作用力大于套管重力、 井口重量等外載荷時(shí)，套管將舉升井口，出現(xiàn)井口抬升現(xiàn)象。 井口裝置抬升會(huì)破壞井口完整性， 導(dǎo)致井口處地面流程泄漏，從而直接影響油井安全生產(chǎn)［3］。為了避免井口抬升導(dǎo)致井口原油泄漏，國(guó)內(nèi)外已有許多學(xué)者從防止井口抬升和補(bǔ)償井口抬升量?jī)煞矫孀隽舜罅垦芯?。例如改變固井方法?］、優(yōu)化井內(nèi)套管材料性能［5］、使用熱應(yīng)力補(bǔ)償器［6，7］及在井下使用套管伸縮裝置等井內(nèi)措施［8］，這些方法可以從源頭上防止井口抬升，但是由于地層的復(fù)雜性和井下裝置對(duì)精度的苛刻性，井下裝置在長(zhǎng)時(shí)間的使用過(guò)程中很容易失效［9］，而且井下設(shè)備的更換維修費(fèi)用較地面要高。 因此，不少學(xué)者開(kāi)展了地面井口補(bǔ)償裝置的研究，例如在井口管系設(shè)置補(bǔ)償器來(lái)補(bǔ)償井口抬升量。 但是補(bǔ)償器的種類(lèi)很多，使用條件和補(bǔ)償能力也各不相同。 目前，在管線位移補(bǔ)償方面使用最廣泛的是方形補(bǔ)償器，方形補(bǔ)償器可以很好地完成補(bǔ)償熱力管網(wǎng)膨脹量的任務(wù)，而且其安裝運(yùn)行成本低， 具有良好的經(jīng)濟(jì)性［10］。方形補(bǔ)償器在補(bǔ)償較小變形量時(shí)效果較好，但在管線變形量較大時(shí)其補(bǔ)償效果并不理想。 對(duì)此，杜正明研究了不同類(lèi)型的補(bǔ)償器在管線伸長(zhǎng)量較大時(shí)的表現(xiàn)，發(fā)現(xiàn)波紋補(bǔ)償器能很好地解決大變形量下的管線補(bǔ)償問(wèn)題［11］。 波紋補(bǔ)償器由于其結(jié)構(gòu)的特殊性，在使用中要避免橫截面方向上的作用力，在管線受力較復(fù)雜的條件下容易損壞并造成管內(nèi)流體泄漏。 針對(duì)這一問(wèn)題，張?jiān)訇?yáng)等使用旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器來(lái)補(bǔ)償熱力管系的伸長(zhǎng)量，通過(guò)分析旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器在熱力管系中的受力和密封性能，得到了旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器可以在管系受力較復(fù)雜的條件下補(bǔ)償較大管系變形量的結(jié)論［12，13］。 在補(bǔ)償管系伸長(zhǎng)量時(shí)，一般是將多個(gè)旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器組合在一起使用，合理布置這些旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器的位置可以在補(bǔ)償較大管線伸長(zhǎng)量的同時(shí)節(jié)約投資成本。 張藜藜和盧磊對(duì)旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器在熱網(wǎng)工程中的布置進(jìn)行了優(yōu)化，提出兩種旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器與管道布置方式（Z 型和L 型）， 并計(jì)算了管道布置中最佳的球心距，對(duì)工程使用中補(bǔ)償器的個(gè)數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化［14］。 張廣新重點(diǎn)論述旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器在管網(wǎng)上的布置方式，分析單向式、雙向式及三球式等不同布置方式的優(yōu)缺點(diǎn)，最終得到三球式布置方式可以簡(jiǎn)化管線設(shè)計(jì)，節(jié)省投資，使管網(wǎng)運(yùn)行更加安全可靠的結(jié)論［15］。

從上述研究可以看出，使用井口位移補(bǔ)償管系能在投資更少的條件下完成補(bǔ)償井口抬升量的任務(wù)。 但通過(guò)熱采方式開(kāi)采出來(lái)的稠油溫度超過(guò)300 ℃，壓力超過(guò)10 MPa［16］，而大部分管線位移補(bǔ)償器無(wú)法在這種工況下安全運(yùn)行。因此，需要對(duì)稠油熱采管線補(bǔ)償器進(jìn)行選型；同時(shí)，為了得到更大的井口位移補(bǔ)償量， 需要考慮管臂長(zhǎng)度對(duì)補(bǔ)償量的影響。 為此，筆者針對(duì)稠油井口抬升問(wèn)題，建立稠油井口地面管系有限元模型， 使用有限元分析方法計(jì)算補(bǔ)償管系在井口豎直方向的補(bǔ)償量， 分析不同補(bǔ)償器結(jié)構(gòu)和管臂長(zhǎng)度對(duì)井口補(bǔ)償?shù)挠绊?。通過(guò)消除井口抬升對(duì)地面管線的影響，實(shí)現(xiàn)井口地面管線的動(dòng)態(tài)密封， 解決由于井口抬升導(dǎo)致的地面管線泄漏問(wèn)題， 提高稠油井口處地面流程穩(wěn)定性，保證稠油的安全高效開(kāi)發(fā)。

1 稠油熱采地面管線的位移補(bǔ)償分析

1.1 稠油管線有限元模型建立

選取井口補(bǔ)償管系結(jié)構(gòu)如圖1 所示，主要由直管臂、旋轉(zhuǎn)臂和軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器組成。 管道公稱(chēng)直徑100 mm，直管臂1 長(zhǎng)1 500 mm，旋轉(zhuǎn)臂1 和直管臂2 長(zhǎng)均為1 000 mm，旋轉(zhuǎn)臂2 長(zhǎng)1 260 mm，固定支墩高為500 mm。 為了準(zhǔn)確描述管系結(jié)構(gòu)特征，選用具有溫度和壓力載荷特性的管道單元對(duì)整體管系結(jié)構(gòu)進(jìn)行模擬，建立的管系整體有限元模型如圖2 所示。

圖1 井口補(bǔ)償管系結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 管系整體有限元模型

1.2 井口位移補(bǔ)償管系結(jié)構(gòu)補(bǔ)償評(píng)價(jià)方法

為了保證管系位移補(bǔ)償量和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，其最大補(bǔ)償量需要滿足：直管臂1 在井口處不發(fā)生彎曲變形； 補(bǔ)償管系在固定支墩處不發(fā)生水平竄動(dòng)；直管臂2 不發(fā)生抬升，從而保證地面管線不發(fā)生泄漏；補(bǔ)償管系和補(bǔ)償器不發(fā)生破壞、管內(nèi)介質(zhì)泄漏。 由此，建立補(bǔ)償管系位移判別條件如下：

a. 直管臂1、2 保持水平；

c. 井口位移補(bǔ)償管系應(yīng)力小于管系材料屈服強(qiáng)度；

d. 旋轉(zhuǎn)部件應(yīng)力滿足危險(xiǎn)路徑處一次局部薄膜應(yīng)力、 一次薄膜加一次彎曲應(yīng)力小于1.5 倍許用應(yīng)力，峰值應(yīng)力小于3 倍許用應(yīng)力的強(qiáng)度條件；

e. 旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器密封件在管內(nèi)壓力作用下不發(fā)生泄漏。

當(dāng)給定管系結(jié)構(gòu)同時(shí)滿足以上5 個(gè)判別條件后，方可確定補(bǔ)償管系的最大位移補(bǔ)償量。

1.3 井口位移補(bǔ)償管系補(bǔ)償量分析

所選取井口補(bǔ)償管系的管內(nèi)介質(zhì)壓力為16 MPa，溫度為320 ℃，管線和補(bǔ)償器材料Q20鋼的屈服強(qiáng)度為170 MPa。根據(jù)上述判別條件，對(duì)井口管線的最大抬升量進(jìn)行迭代計(jì)算，最終得到滿足管系補(bǔ)償判據(jù)下最大補(bǔ)償量為560 mm。圖3為井口補(bǔ)償管系沿x、y方向的變形圖，圖4 為管系的等效應(yīng)力分布云圖。

由圖3a 可知，直管臂1 左側(cè)變形量560 mm、右側(cè)551 mm，左右兩側(cè)變形量差值9 mm，此時(shí)可認(rèn)為直管臂1 是水平的； 而直管臂2 左右兩端變形量差值為6 mm，小于直管臂1，因此滿足位移判別條件a。由圖3b 可知，固定支墩位置水平竄動(dòng)8 mm，即可判定滿足位移判別條件b。由圖4 可以看出， 管系最大應(yīng)力出現(xiàn)在旋轉(zhuǎn)臂2與補(bǔ)償器3 連接位置，應(yīng)力值為67.9 MPa，該應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料屈服強(qiáng)度170 MPa，達(dá)到了強(qiáng)度評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，因此可判斷滿足位移判別條件c。

圖3 井口補(bǔ)償管系沿x、y 方向的變形圖

圖4 井口補(bǔ)償管系等效應(yīng)力分布云圖

整體管系模型分析中將補(bǔ)償器視為一個(gè)整體，但實(shí)際上該軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器是由多個(gè)運(yùn)動(dòng)部件組成，且整體模型無(wú)法計(jì)算局部補(bǔ)償器的密封性能是否滿足要求。 因此，為了判斷補(bǔ)償器的強(qiáng)度是否滿足位移判別條件d、e， 需要單獨(dú)建立軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器模型并對(duì)它進(jìn)行強(qiáng)度校核和密封性能分析。

2 局部補(bǔ)償器受力分析

2.1 補(bǔ)償器強(qiáng)度評(píng)價(jià)

為了分析560 mm 抬升量下補(bǔ)償器強(qiáng)度是否滿足位移判別條件d， 需要單獨(dú)建立旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器有限元模型（圖5）并進(jìn)行強(qiáng)度校核。 軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器主要由外殼、芯管、密封填料和滑塊組成，這些構(gòu)件均為軸對(duì)稱(chēng)空心圓管構(gòu)件。 然而，部分構(gòu)件的厚度變化劇烈，同時(shí)由于補(bǔ)償器管口的力矩會(huì)對(duì)構(gòu)件產(chǎn)生較大的水平方向上的作用力，構(gòu)件在受力后容易在厚度突變位置產(chǎn)生較大的彎曲應(yīng)力并發(fā)生變形甚至斷裂，因此在芯管厚度突變位置沿厚度方向建立路徑1， 滑塊拐角位置沿厚度方向建立路徑2， 外殼下端接管與主體連接處沿厚度方向建立路徑3， 并對(duì)這些路徑進(jìn)行應(yīng)力強(qiáng)度評(píng)定。

“通過(guò)科技成果的轉(zhuǎn)化，促進(jìn)產(chǎn)業(yè)轉(zhuǎn)型升級(jí)，促進(jìn)公司競(jìng)爭(zhēng)性業(yè)務(wù)發(fā)展，實(shí)現(xiàn)科技成果轉(zhuǎn)化落地?！睋?jù)李文云介紹，本次科技成果轉(zhuǎn)化洽談活動(dòng)還吸引了咸亨國(guó)際科技股份有限公司等19家國(guó)內(nèi)著名的電力設(shè)計(jì)制造廠商參加，實(shí)現(xiàn)了公司科技成果“走出去”，而活動(dòng)現(xiàn)場(chǎng)也是“供”“需”兩旺，現(xiàn)場(chǎng)達(dá)成合作意向達(dá)56項(xiàng)。

圖5 軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器有限元模型

為了保證補(bǔ)償器模型的分析結(jié)果與整體模型中補(bǔ)償器受力狀態(tài)相同，需要提取整體模型中補(bǔ)償器與兩端三通連接點(diǎn)處的節(jié)點(diǎn)載荷，并將它作為邊界條件施加到補(bǔ)償器管口。 整體管系中3個(gè)補(bǔ)償器的邊界載荷見(jiàn)表1。

表1 整體管系中3 個(gè)補(bǔ)償器的邊界載荷

由表1 可以看出， 補(bǔ)償器3 與y方向最大力值所在補(bǔ)償器2 相差僅0.4 N，與x方向最大力矩所在補(bǔ)償器1 僅小2.5%；而其余各方向的力和力矩均為最大值。 因此，為了保證井口位移管系有補(bǔ)償器都能正常運(yùn)行， 筆者選擇表1 中補(bǔ)償器3的載荷值作為力邊界條件施加到軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器模型中進(jìn)行計(jì)算。 在對(duì)軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器施加溫度、壓力載荷和約束后，得到軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器的應(yīng)力分布云圖如圖6 所示，各部件危險(xiǎn)路徑應(yīng)力評(píng)定結(jié)果見(jiàn)表2。

圖6 軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器應(yīng)力分布云圖

表2 軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器危險(xiǎn)路徑的應(yīng)力評(píng)定結(jié)果

從圖6 可以看出， 去除管口邊界效應(yīng)影響后，軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器最大應(yīng)力位于外殼下端接管與主體連接處，最大值為60.98 MPa。從表2 可以看出， 路徑3 上的應(yīng)力均大于路徑1 和路徑2，這是因?yàn)槁窂? 經(jīng)過(guò)了補(bǔ)償器應(yīng)力最大位置，其強(qiáng)度評(píng)價(jià)時(shí)的一次加二次應(yīng)力就等于補(bǔ)償器的最大應(yīng)力60.98 MPa。 從3 個(gè)路徑的評(píng)定結(jié)果可知， 所有應(yīng)力評(píng)定路徑均滿足強(qiáng)度評(píng)定要求，因此滿足位移判別條件d。

2.2 補(bǔ)償器密封性能分析

填料密封依靠壓蓋的軸向壓縮把填料壓緊，當(dāng)填料與芯管發(fā)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)，填料產(chǎn)生徑向力擠壓芯管并與芯管緊密接觸， 從而實(shí)現(xiàn)徑向密封。 筆者對(duì)軸向補(bǔ)償器密封處的接觸壓力與稠油管線運(yùn)行壓力進(jìn)行對(duì)比，若接觸壓力的最小值大于16 MPa，則認(rèn)為達(dá)到密封要求。 填料與滑塊接觸位置的接觸壓力分布如圖7 所示。 從圖7 可以看出，在管口載荷的影響下，芯管會(huì)產(chǎn)生一定的傾斜，導(dǎo)致填料與滑塊接觸位置的接觸壓力分布不均。 接觸壓力范圍為16.9～26.8 MPa，最小接觸壓力大于管內(nèi)介質(zhì)壓力16 MPa，填料密封可以達(dá)到密封要求。 由此可以判斷滿足位移判別條件e。

圖7 填料與滑塊接觸位置接觸壓力分布云圖

綜上所述，由直管臂兩端最大位移差值為9 mm 可以判斷直管臂1、2 均保持水平狀態(tài)；從直管臂2 僅移動(dòng)了8 mm 可以認(rèn)為， 直管臂2 在固定支墩處幾乎沒(méi)有竄動(dòng)；結(jié)合整體管系最大應(yīng)力為67.9 MPa，低于材料屈服強(qiáng)度，可以判斷井口位移補(bǔ)償管系應(yīng)力滿足強(qiáng)度條件；局部補(bǔ)償器的所有應(yīng)力評(píng)定路徑均滿足強(qiáng)度評(píng)價(jià)條件，由此可以判斷補(bǔ)償器滿足強(qiáng)度評(píng)價(jià)條件；最小密封壓力為16.9 MPa，大于管內(nèi)介質(zhì)壓力，由此可知補(bǔ)償器密封性能滿足管系運(yùn)行要求。 結(jié)合1.2 節(jié)的5 個(gè)判別條件， 最終得到井口管系最大位移補(bǔ)償量為560 mm。

3 熱采井口地面管系位移補(bǔ)償量影響因素分析

3.1 管臂長(zhǎng)度

結(jié)合位移判別條件a、b 可知，管系重量會(huì)直接影響最大位移補(bǔ)償量。 因此，筆者將通過(guò)改變管線長(zhǎng)度來(lái)改變井口位移管系的重量，通過(guò)分析補(bǔ)償管系的變形情況研究管線長(zhǎng)度變化與最大補(bǔ)償量之間的關(guān)系。

在補(bǔ)償器2 位置不變的條件下，直管臂1 增長(zhǎng)時(shí)，旋轉(zhuǎn)臂1 將縮短且斜率變大；直管臂1 縮短時(shí)， 旋轉(zhuǎn)臂1 將增長(zhǎng)且斜率變??； 從直管臂2和旋轉(zhuǎn)臂2 的連接形式可以看出其運(yùn)動(dòng)規(guī)律與直管臂1、旋轉(zhuǎn)臂1 相同，由此可見(jiàn)改變直管臂的長(zhǎng)度時(shí)旋轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度必將發(fā)生改變。 根據(jù)這個(gè)特性將井口管系管道分為兩組，單獨(dú)改變直管臂1 或直管臂2 為一組， 同時(shí)改變直管臂1、2 為另一組，以直管臂1、2 長(zhǎng)度為變量建立稠油管線最大補(bǔ)償量的目標(biāo)函數(shù)F（t）：

將管臂的改變量設(shè)為±500 mm， 補(bǔ)償量匯總結(jié)果見(jiàn)表3。由表3 可以看出，隨著直管臂1 的增長(zhǎng)，井口補(bǔ)償量下降，當(dāng)直管臂1、2 同時(shí)增加500 mm 時(shí)， 井口補(bǔ)償量下降幅度達(dá)到了23.4%；隨著直管臂1 的縮短，井口補(bǔ)償量增大，當(dāng)直管臂1、2 同時(shí)縮短500 mm 時(shí)， 井口補(bǔ)償量上升幅度達(dá)到了117.7%。 由此可見(jiàn)，同時(shí)縮短直管臂1、2 能最大程度地增大井口位移補(bǔ)償量。

表3 井口位移補(bǔ)償管系的最大補(bǔ)償量

3.2 補(bǔ)償器結(jié)構(gòu)

考慮到稠油井口管系結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性和載荷的多樣性，旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器是補(bǔ)償井口抬升量的最佳選擇。 旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器根據(jù)結(jié)構(gòu)的不同可分為兩種，一種是軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器，另一種是萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器。 其中，萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器主要由外殼、芯軸和密封環(huán)組成，由于其芯軸是球形的，因此可以補(bǔ)償空間位移量。 萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器有限元模型如圖8所示，在球形芯軸上與密封環(huán)接觸位置沿厚度方向建立強(qiáng)度評(píng)定路徑1， 以評(píng)定球形芯軸與密封環(huán)接觸引起的應(yīng)力集中；在外殼上密封環(huán)凹槽沿厚度方向建立強(qiáng)度評(píng)定路徑2。

圖8 萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器有限元模型

對(duì)局部萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器模型施加與軸向補(bǔ)償器相同的邊界條件后，得到萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器的應(yīng)力分布云圖如圖9 所示，萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器各危險(xiǎn)路徑評(píng)價(jià)結(jié)果見(jiàn)表4。

圖9 萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器應(yīng)力分布云圖

表4 萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器各危險(xiǎn)路徑評(píng)價(jià)結(jié)果

由圖9 可以看出，最大應(yīng)力213.35 MPa 出現(xiàn)在球形芯軸中間，該處的應(yīng)力主要是由溫度和壓力引起的彎曲應(yīng)力。 由表4 可以看出，路徑1 的應(yīng)力未達(dá)到強(qiáng)度評(píng)價(jià)要求，說(shuō)明稠油井口管系補(bǔ)償量在560 mm 時(shí)萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器不滿足位移判別條件d。 由于萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器的密封是由密封環(huán)、外殼和內(nèi)部球形芯管共同完成的，并且密封面積隨著內(nèi)部球形芯管的變形而變化，因此不能單獨(dú)用接觸壓力的大小來(lái)判斷萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器的密封壓力是否滿足要求。 為此，筆者建立球形芯軸與密封環(huán)、外殼與密封環(huán)沿最小接觸壓力路徑上的壓力值曲線（圖10、11），以曲線上接觸壓力大于最低密封壓力的路徑長(zhǎng)度是否大于1/3 來(lái)判斷萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器是否滿足密封要求。

圖10 內(nèi)部球形芯軸與密封環(huán)接觸壓力曲線

圖11 外殼與密封環(huán)接觸壓力曲線

從圖10、11 可以看出，球形芯軸、外殼與密封環(huán)接觸壓力大于最低密封壓力的路徑長(zhǎng)度明顯大于1/3， 因此可以判斷萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器能夠達(dá)到密封要求，此時(shí)萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器滿足位移判別條件e。 但是由于萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器不滿足位移判別條件d， 因此560 mm 不能作為萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器管系的最大補(bǔ)償量。 為了得到萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器安全運(yùn)行的最大補(bǔ)償量，逐漸降低井口補(bǔ)償量并提取整體管系補(bǔ)償器管口載荷從而施加到萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器中以進(jìn)行迭代計(jì)算，最終得到滿足位移判別條件a～e 的整體管系最大補(bǔ)償量為520 mm。

將軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器和萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器能安全運(yùn)行的最大補(bǔ)償量進(jìn)行對(duì)比分析，發(fā)現(xiàn)在保證補(bǔ)償器安全運(yùn)行的前提下，軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器井口最大補(bǔ)償量為560 mm， 比萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器增大了7.7%，說(shuō)明軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器能在更大的井口補(bǔ)償量下安全運(yùn)行。

4 結(jié)論

4.1 分別采用管道單元和實(shí)體單元，建立了稠油井口地面管系和局部補(bǔ)償器的有限元模型，以整體管系的變形與強(qiáng)度條件和局部補(bǔ)償器的強(qiáng)度條件與密封性能，確定了稠油井口地面管系最大位移補(bǔ)償?shù)呐袆e條件。

4.2 以直管臂長(zhǎng)度為變量對(duì)管系位移補(bǔ)償?shù)挠绊戇M(jìn)行了分析。 隨著直管臂的增長(zhǎng)，井口補(bǔ)償量下降，當(dāng)直管臂1、2 同時(shí)增長(zhǎng)500 mm 時(shí)，井口補(bǔ)償量下降幅度達(dá)到了23.4%；隨著直管臂的縮短，井口補(bǔ)償量增大，當(dāng)直管臂1、2 同時(shí)縮短500 mm 時(shí)，井口補(bǔ)償量上升幅度達(dá)到了117.7%。4.3 對(duì)比分析了不同局部旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器結(jié)構(gòu)對(duì)于管系結(jié)構(gòu)位移補(bǔ)償量的影響，計(jì)算結(jié)果表明軸向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器和萬(wàn)向旋轉(zhuǎn)補(bǔ)償器均能提供足夠的密封強(qiáng)度，但前者具有更大的位移補(bǔ)償量，相同管系結(jié)構(gòu)下，其補(bǔ)償量可提高7.7%。