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JB／T 4113-2017 石油、化学和气体工业用整体齿轮增速组装型离心式空气压缩机.pdf

4.8.1.1若无其他规定，应提供流体动力的径向和推力轴承。 4.8.1.2轴承的设计应能防止错误安装

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4.8.2.1径向轴承应易于组装，具有精密孔，为衬套或瓦块式，具有巴氏合金的可更换衬里、瓦块 或壳体。径向轴承应设有防转动销且轴向可牢固地定位。 4.8.2.2当设备在额定运行转速下，带负荷或不带负荷运转时，轴承的设计应抑制流体动力不稳定性， 并且在允许轴承间隙的整个范围上能提供足够的阻尼，以限制转子振动达到规定的最大振幅。

4.8.3.1由叶轮、齿轮和联轴器产生的推力载荷应被小齿轮上的独立推力轴承吸收，或通过安装在小 齿轮和大齿轮上的推力环传递给大齿轮推力轴承。所有规定的运行条件和启动条件下产生的推力载荷均 应被考虑。 4.8.3.2推力轴承应按照制造厂的标准选择。 4.8.3.3挠性元件联轴器的推力应在该联轴器制造厂所允许的最大容许偏差基础上计算。 4.8.3.4若两个或多个转子推力由一个推力轴承承载，应使用这些力的矢量数值相加的合力；否则， 应使用这些力中最大的力。 4.8.3.5推力轴承应衬以巴氏合金，其配置适于连续压力润滑。最好采用整体式推力盘。当采用可更 换的推力盘（用于组装和维护目的）时，推力盘应有效地锁定在轴上，以防止微振磨损。 4.8.3.6推力盘面或导向环的表面粗糙度Ra应不大于0.4μm，并且每个面上任意直径范围的轴向跳 动值不应超过12um。

4.8.4.1轴承箱的布置应便于在不妨碍传动系统或底座的情况下更换轴承。 4.8.4.2轴承箱的布置以产生最少的泡沫为原则。排油系统要充分保证油和泡沫液位低于轴端密封。 轴承的设计应使油的温升不超过30℃杨镇二中宿舍楼门窗及幕墙施工组织设计，轴承的出油温度应不超过80℃。 4.8.4.3在主轴穿过轴承箱的地方，轴承箱应设有可更换的迷宫式端密封和挡油环，而不应使用凸缘 式密封。密封和挡油环需用无火花材质制造。密封和挡油环的设计应有效地将油挡在轴承箱中，并防止 杂质进入轴承箱内。

9.1除非另有规定，轴承和轴承箱应适于采用将合GB/T3141的矿物油润滑 9.2应根据适用的条件，按要求的压力提供润滑油，并向下列部件供油； 一整体齿轮增速离心式空气压缩机的轴承； 一齿轮轮齿的喷嘴； 一当有规定或要求时，驱动机的轴承。 9.3油箱应采用碳素钢焊接结构，内部涂有与油并存且耐腐蚀的涂层。

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4.10铭牌和转向箭头

4.10.1铭牌应牢固地安装在设备和辅助设备的任一主要件的易于看到的位置。 4.10.2转向箭头应铸造或安装在转动设备的各主要件的易于看到的位置。 4.10.3铭牌和转向箭头（若安装），应由奥氏体不锈钢或镍铜合金制造。连接铆钉应由同一材质制造， 不充许焊接。 4.10.4下列数据应清楚地打印或刻在压缩机铭牌上：

卖方名称； 序号； 尺寸、规格与型号： 一额定功率； 额定出口压力； 买方项目号； 单位应与数据表中所使用的单位一致

卖方名称； 序号； 尺寸、规格与型号： 额定功率； 额定出口压力； 买方项目号； 单位应与数据表中所使用的单位一致。

5.1.1.1应规定驱动机的类型，驱动机的规格应满足规定的最高运行条件，包括齿轮和联轴器损失， 并符合询价书和订货合同的规定，符合适用的规范。驱动机应适于在买方规定的公用工程条件和现场条 件下良好运行。 5.1.1.2驱动机包括所提供的控制，在规格上能承受任何规定的工艺条件变化，如压力、温度、空气 相对湿度、冷却水温度或工厂启动条件的变化。 5.1.1.3驱动机应能在规定的启动条件下启动，启动方式由买卖双方商定。 5.1.1.4驱动机铭牌额定值（不包括使用系数）应至少是额定点所要求的功率的110%。 5.1.1.5当有规定时，驱动机铭牌额定值（不包括使用系数）应至少是所有运行条件所要求的最大功 率的110%。 5.1.1.6对于质量超过225kg的驱动机，应提供驱动机支腿的垂向顶升螺钉，或者使用油压千斤顶作 为专用工具。

.2.1若无其他规定，电动机应符合有关标准的规定。 2.2电动机的起动转矩应满足规定的降低电压起动的要求，并且电动机应在买卖双方商定的 度内升速到额定转速。

5.1.2.1若无其他规定，电动机应符合有关标准的规定。 5.1.2.2电动机的起动转矩应满足规定的降低电压起动的要求，并且电动机应在买卖双方商定的时间 限度内升速到额定转速。

.1.1联轴器应为锻钢、无润滑、挠性元件隔套式。挠性元件应为不锈钢或涂适当的防锈层。 的品牌、型号、型式和安装方式由买卖双方协商确定。 .1.2联轴器隔套应有足够的长度，不需移动压缩机和驱动机即可对压缩机进行维护，包括轴 校准。

5.2.1.3联轴器与轴应采用键连接。

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2.1.4联轴器与轴连接的设计和制造应保证所传输的功率值不小于联轴器的额定功率值。

5.2.2.1应提供联轴器护罩，且护罩可充分封护联轴器和轴，在装置运行过程中防止任何人碰到联轴 器和轴。 5.2.2.2护罩应有足够的刚度，在护罩不接触转动件的条件下，能承受任何方向900N的静载荷。 5.2.2.3护罩最好采用耐力薄板或板材制成，为非散开型。护罩可以由钢板或穿孔板制成，开孔直径 尺寸应不超过10mm。若无其他规定，护罩可由金属或非金属材料构成，但不应采用钢丝网做的护罩。 5.2.2.4护罩应能防止邻近轴承箱审出油

5.3.1压缩机及其他机械部件应由刚性的钢框架支承。该框架可以与基础全部接触，也可以采用支腿。 5.3.2底座应是单独的钢结构部件，除非买卖双方商定底座采用多部件结构。多部件底座应有销配合 的加工面，该加工面用螺栓连接在一起以保证装配时精确定位。 5.3.3底座应在主要部件的下面设主要承载构件。该结构应提供至少四个起吊的吊耳。当起吊装有所 有设备的底座时，不应使底座永久性变形或损伤底座或安装在底座上的机器。 5.3.4结构件之间的底座的底部应有开口。当该底座安装在一个混凝土基础上时，应为所有承载结构 件下的灌浆提供便利

5.3.8地脚螺栓应由买方提供。

5.3.9驱动机支承安装面加工成允许卖方安装时在驱动机与每个安装面之间使用3mm～6mm厚的所 有支座垫片组，该垫片组用奥氏体不锈钢裁剪而成，每组垫片数量不多于5个。不应采取叠层薄片，且 垫片组应有开槽，以达到不用拆卸紧固件即可安装和拆卸。 5.3.10当支承的驱动机质量大于225kg时，驱动机安装面应提供相同或大于垂向顶升螺钉规格的轴向 和横向顶升螺钉。这些顶升螺钉应装在安装面上以使吊耳不干扰该设备、顶升螺钉或垫片组的安装与拆 除。若因设备太重不能使用顶升螺钉，应提供其他的手段。 5.3.11底座底部的安装面应位于一个平面内，以允许使用单一水平基础。

当要求的出口压力至喘振点压力不变，而且该系统空气的需求量相对恒定时的流量控制方式 （进口节流装置或可调进口导叶）：

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5.4.2仪表和控制盘

0.4.2.1 应提供可以实现启动和停车的控制盘，并包括下列部件： 5.4.1.1规定的控制系统部件，但不包括进口节流装置或可调进口导叶和出口放空阀； 个控制方式选择器； 阀门控制的手动操作和调节装置； 数字显示的压力测量装置； 数字显示的温度测量装置： 报警显示器： 报警和停车的控制装置； 报警指示和复位按钮； 振动测量与读出仪表； 自诊断微处理机和所有仪表的监测装置： 压缩机累计运行时间的记录装置： 压缩机启动总次数的记录装： 开/关控制盘电源的开关； 辅助油泵开/自动/备用的开关； 辅助油泵运行指示器； 润滑油加热器状态指示器。 5.4.2.2控制盘应是全封闭的。控制盘壳体在黑暗处或阳光照射下应有一可见的标识，并应安装在机 组底座上。该盘应包括下列各部分： 一控制盘中的屏蔽保护应能防止1m内频率带宽无线电频率（RF）为5瓦的干扰； 若控制盘中温度超过电子硬件温度额定值，盘内装置应有冷却措施； 注：一般适用于38℃以上的环境条件。 一当环境条件要求时，控制盘应配置内部加热器； 驱动机、仪表和控制电源在同一柜体内应分开； 在没有顶棚的室外安装的控制盘应采用日光屏或配置遮阳罩。 5.4.2.3电磁阀应符合JB/T4365的要求。 5.424限压阅应符合IB/T4365的要求

.4.2.4限压阀应符合JB/T4365的要求

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开关、传感器、控制装置和报警装置应符合买方的要求并由卖方负责安装。报警设定值应先于停车 设定值。程序应能识别停车信号和报警信号，且停车故障未排除前压缩机不允许起动运行；反之，一个 装置的报警故障将产生一个报警信号，但允许压缩机继续运行。

5.4.3.2.1控制系统应设置一个独立报警器，例如，用于控制压缩机的PLC或微处理器。如果使用了 独立报警器，该报警器应包含大约25%的备用点，并且当任何功能报警或跳闸时，为远程信号的启动 提供连接。 5.4.3.2.2报警条件应通过使用键盘操作一个报警消音按钮或所有报警功能所公用的开关来确认。 5.4.3.2.3若有规定，报警指示应包括闪烁或旋转的信标，或等效装置和音响装置的声响。 5.4.3.2.4当报警被确认时，灯光闪烁或警示声响应切换到固定显示。若此时另一功能达到一个报警条 件，即使以前的报警条件已被确认并始终存在，该报警器应能发出一个新的报警（用灯光闪烁）。 5.4.3.2.5报警和停车设定点应有默认值。这些值通过用户定义的口令或关键字设定在控制器中。 5.4.3.2.6应为公共远程报警和公共远程停车指示提供连接。通常情况下，采用继电器干式（无电源） 触点的形式。

5.4.3.3报警和停车装置

5.4.3.3.1若无其他规定，为便于就地检查和维护，报警器和停机装置应使用单独的仪器，该仪器所使 用的开关应符合JB/T4365的规定。 5.4.3.3.2若无其它规定，接触器打开（释放）通常认为是安全的。初始化报警和停车的接触器应设定 为常开（释放）。 5.4.3.3.3若提供开关，报警和停车装置设定在室外时应是不可调整的。 5.4.3.3.4若无其他规定，停车系统应提供开关或另一适当的方式，在该装置不停机下允许试验。 5.4.3.3.5若有规定，报警和停车装置应设有控制电路（包括可能的启动元件）的测试功能，该测试不 妨碍设备的正常运行。同时表盘上应设置一个清晰可见的灯光，以实时显示停车电路处于旁通试验模式。

5.6中间冷却器和后冷却器

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卖方应提供压缩机级间冷却器，若无其他规定，在末级压缩之后提供一台后冷却器。 若无其他规定，冷却器应有连续排放凹口闸阀，以允许排走液体。 若无其他规定，中间冷却器和后冷却器应是水冷管壳型，水在管侧。应采用可拆的管束设计。 管束的外径应不小于15mm，管壁的厚度应不小于1.25mm。各冷却器尺寸应适应相关级的总 冷却负荷。 注：若由于空间限制，买方认可时，通常可提供小一些的设备，管外径为10mm，壁厚稍薄一些。 仅在买方认可时方可设计双管程冷却器或双管程翅片。 若无其他规定，冷却器壳体应是钢制的；管板应是碳素钢，每侧应涂一层防腐层；管束应是铜 合金。不允许使用U形弯管。 卖方应随报价书提供任何所提到的空气冷却器的完整说明。

5.7进口空气过滤器/消声器

5.8排气/放空消声器

5.8.1卖方应提供法兰连接的排气、放空消声器。该消声器通常拆散运输并由买方现场安装。 5.8.2消声器结构应适于在无防护的场地中使用。消声器最好位于排气、放空阀的直接下游和规定的 方位。

5.9.1为拆卸、组装或维护该装置而配备专用工具和夹具时，应将它们包括在报价中并作为机器初始 供货的一部分提供。对于多套装置安装，专用工具和夹具的数量要求，应由买卖双方商定。在设备的工 厂组装和试车后拆卸期间，应使用这些或类似的专用工具。 5.9.2当提供专用工具时，它们应包装在一个独立的、坚固的金属箱内，并应标明“专用工具用于（标 号/位号）”。各工具应打印或加标签以指示它的指定用途。

6检查、试验和装运准备

.1.1卖方应有效地保存下列资料至少， 一轴、小齿轮、大齿轮和叶轮的合格证书； 一形成文件的试验和检查结果，包括所有热处理和无损检测的完整检验记录。

6.1.2运转试验前的机械检查

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应检查每个部件（包括这些部件的铸造通道）和所有管道及附属设备，保证它们已清理干净并 除去外来杂物、腐蚀物和氧化皮。 一在所有小齿轮就位后应对所有小齿轮用静力试验对齿轮接触斑点做检查。未变形的铅丝轮廊应 显示沿轴向最少60%、沿径向最少30%齿接触没有边缘载荷。对于锥齿轮齿，可允许中心接 触50%。

6.2.1.1按照国际认可的压力设计规程或标准进行设计和焊接的部件应按其规程或标准进行压力试验 不按规定的规程或标准设计的压缩机机壳、级间管路和其他承压部件，应在最少1.5倍允许的最高工作 压力，但不小于1.5bar下用液体进行水压试验。 6.2.1.2用于试验奥氏体不锈钢材料的液体的氯化物含量应不超过0.005%（质量分数）。为防止蒸发干 燥导致氯化物在奥氏体不锈钢上沉积，应在试验结束时将所有残余的液体从试验部件中清除。 6.2.1.3试验应保持足够的时间以允许在压力下做部件的彻底检查。在买卖双方商定的一段较长测试 时间内，若没有观察到承压部件或配合系统有漏泄或渗透，该水压试验应被认为是满意的。内部隔断的 渗透应分段试验，并允许运转试验泵以保持压力。 6.2.1.4在组装机壳的水压试验中使用的垫片应与随机壳设计并供货的垫片相同。 6.2.1.5在水压试验之后，为防止腐蚀，所有组装的设备应保持清洁和于燥。

6.2.2叶轮超速试验

6.2.2.1超速试验应在115%的额定转速下持续进行至少1min。应通过尺寸变化和高应力区裂纹检验 叶轮。

在叶轮的最高应力点，在最高连续转速下的叶轮设计应力不超过材料届服强度的50%； 对比叶轮超速前后的振动信号应是相同的； 一所用铸件质量经过射线检测； 一叶轮的设计，在相似使用中，经过成功验证。 6.2.2.3若有规定，超速试验之后，各叶轮应通过磁粉或着色渗透检测。由制造厂标定的关键叶轮尺 寸（例如口圈和外径）应在超速试验前后测量。

6.2.3机械和性能综合试验

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6.3.1应规定设备装运的形式，并做好转子的止转，止转的转子应以耐腐蚀标签作标识，并用不锈钢 丝绑扎。止转的转子与标识从装运之日起适合于6个月的室外存放，除了检查轴承和密封之外，操作之 前不做任何拆卸。 6.3.2应随设备提供设备抵达现场后和开车之前保持设备完整存放所必需的说明书。 6.3.3在设备或设备机组上应清楚地标识，起吊点和吊耳。推荐的起吊配置应在装箱的设备上标识。 6.3.4设备机组应标明位号和序号。分开装运的设备应牢固地贴上耐腐蚀的金属标牌标识，用于指明 该设备所属的位号和序号。装入箱中的设备应附有两份相同的装箱单，一份在箱内，一份在箱外。 6.3.5当采购备用转动部件时，其包装应保证该转动部件在无采暖室内至少存放三年。 6.3.6采购的设备上提供的辅助管道接头，应打上标记或永久性标签，并与卖方的接头表或总布置图 相一致，且应指明接头用途和名称。 6.3.7卖方的标准安装说明书副本应随设备一起包装和运输。

齿轮增速组装型离心式空气压缩机数据表见表A

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表A.1数据表（续》

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表A.1数据表（续）

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表A.1数据表（续）

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表A.1数据表（续）

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表A.1数据表（续）

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表A.1数据表（续）

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表A.1数据表（续）

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表A.1数据表（续）

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注：有关转子动力学的更多资料，可 向临界转速和机组扭振分析以及转子平衡的介绍。

B.2.1除非通过以前给定的设计派生并经实际试验验证，临界转速及其相关放大系数应通过转子阻尼 不平衡响应分析的方法来确定。 B.2.2除非从以前给定的设计的试验得知，跳闸转速以下所有的临界转速的位置应在机械运转试验过 程的试验台上确定（见B.3.1）。分析模型的精确性应给予论证。

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B.2.3在阻尼不平衡响应分析进行之前，卖方应进行无阻尼的分析以识别出位于0～125%的跳闸转速 范围内的无阻尼临界转速并确定它们的振型。对于任何新的设计，应提供无阻尼分析的结果。该结果的 报告应包括：

图B.1无阻尼不平衡响应分析

kxx和垂直向的kbyy（见图B.1）。 4 阻尼不平衡响应分析应包括但不限于以下： 注1：下面列出了分析中应考虑的项目。详细资料以及B.2.7和B.2.8中已包括的分析结果不再讨论。 一转子质量，包括半联轴器的质量矩、刚度和阻尼的影响（例如，累积装配误差、流体的刚度和 阻尼)。 因转速、载荷、预负荷、油温范围、累积装配误差及从最大间隙至最小间隙所引起的轴承润滑 油膜刚度和阻尼值的变化，和部分进汽、齿轮力、旁流、异常间隙等不对称载荷的影响。 对于可倾瓦轴承，瓦块支点的刚度。 支承刚度、质量和阻尼特性，包括变化频率的影响。术语“支承“包括支承结构的基座、底座、 机器框架和轴承箱等适合的结构。对于轴承支承系统刚度值小于或等于3.5倍轴承油膜刚度值 的机器，支承刚度值取自模态试验或基于支承刚度的计算频率，并且应使用阻尼值（阻抗）。 卖方应说明用于分析的支承刚度值和这些值的根据（例如，相似转子支承系统的模态试验，或 计算的支承刚度值)。 注2：多数情况下，支承刚度应不大于8.75×10°N/mm（5×10°Ib/in）。 注3：不论是否考虑轴承支承刚度，过去这些被定为指导方针。当首选实际的轴承支承系统的模态试验时，允许 用解析法分析［如有限元分析（FEA)]。 转速，包括各种启动转速制动器、运行转速和负载范围（若试验条件与规定的条件不同，还应 包括商定的试验条件）、跳闸转速和惯性情转状况。 超过运行范围时，由转子的气封和油封所引起的对流体动力刚度和阻尼的影响。 分析时径向测振探头的位置和方向，应与机器内的相同。 在整体齿轮增速离心式空气压缩机中其他运行转子潜在的交叉激励。

B.2.4阻尼不平衡响应分析应包括但不限于以

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B.2.5除B.2.4中阻尼不平衡响应分析要求外，对于装有滚动轴承部件的机器，卖方应说明轴承刚度和 阻尼值，这些值用于分析并作为分析依据或计算时作假定。 B.2.6机组中其他设备的影响通常不需包含在阻尼不平衡响应分析中。机组的横向分析仅在驱动机与 压缩机为刚性连接时进行。 注：尤其在机组连接为刚性连接时该分析应考虑。 B.2.7单独的阻尼不平衡响应分析应得出0125%的跳闸转速转速范围内的每个临界转速。不平衡量 或边缘载荷应位于分析确定的对具体振型有最不利影响的位置上。对于平移（对称的）振型，不平衡量 取决于两个轴颈载荷的总和并应加在最大位移位置上。对于锥形（对称的）振型，不平衡量应加在最靠 近每个径向轴承最大位移的位置上。这些不平衡量相位差为180°，其大小取决于邻近轴承的静载荷。 图B.1所示为每一种振型的典型振型形状并指出了不平衡量U的位置和定义。不平衡量的大小是四倍U 的值[U的值按公式（B.1）和公式（B.2）计算]。 在SI单位制中，

在美国惯用单位制中：

若在某一临界转速下放大系数AF小于2.5，则认为此响应处于临界阻尼状态，且不要求隔离 裕度。 一若在某一临界转速下放大系数AF等于或大于2.5，且临界转速低于最低转速，则隔离裕度SM （相对于最低转速的百分比）应不小于公式（B.3）的计算值或16，取两者较小值。

若在某一临界转速下放大系数AF等于或大于2.5，且临界转速高于最大连续转速，

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（相对于最天连续转速的百分比）应不小于公式（B.4）的计算值或26，取两者较小值

在美国惯用单位制中：

12 000 A = 25, N 12000 A = N

B.3不平衡转子响应的试验验证

B.3.1对于之前未经试验的设计，不平衡转子响应试验应作为机械运转试验的一部分，并且该结果应 用来验证分析的模型。试车台上转子的实际响应对于不平衡和轴承载荷的相同布置如同在B.2.9中所规 定的分析中使用的那样，应是确定阻尼不平衡响应分析有效性的准则。为达到这一点，应避照以下要求： a）在机械运转试验期间，应记录由零至跳闸转速之间的轴振动的振幅和相位角。所使用的任何模 拟记录仪表的增益，应在试验之前预先设定，使得试验装置情转（减速）过程中测量的最高响 应峰值在该记录仪量程的60%~100%范围内。 注：在情转期间，通常在适当的速度增量下，例如50r/min取得这组读数。由于该点上转子是平衡的，所检测的任 何振动幅度和相位应是剩余不平衡和机械及电的径向跳动的结果。 b）应确定低于跳闸转速的临界转速的位置。 c）试验验证中的不平衡量应加在不平衡响应分析中的对应位置。不平衡量不应超过公式（B.1）计 算所得值的8倍。 d）然后应将该机器运行转速增速到接近临界转速，并且使用与B.3.1a）的同样方法记录所显示的 振动幅度和相位。 e）按照B.3.1a）所取得的相应指示的振动数据，应以矢量方式从该试验结果中减去。对于该分析 和该机器，探头的方位必须相同，用于矢量减法是有效的。 f）机械运转包括不平衡响应验证试验的结果，应同B.2.9规定的分析模型的结里相比较

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B.3.2若不能满足下列任何一个准则，卖方应修正该模型：

任一情况时，应做附加试验（见B.4.2）： 详述：当振动分析或试验数据没有满足本标准的要求时，需要进行一次更严格的附加试验。这一附 加试验的目的在于确定机器在试车台上是否能成功地运行。 一任一临界响应不能满足隔离裕度SM要求或落于运行转速范围内； 一不符合B.2.12规定的间隙要求。 B.4.2不平衡重量应按B.2.7的要求配置，这可能要求将机器拆卸。不平衡量值应通过调节转子本身 的不平衡来获得。在调节过程中，从初始运行转速开始，逐步升高转子在探头位置的位移量，直到按公 式（B.6）确定振动限值的最高连续转速。然而，所使用的不平衡量应不小于按公式（B.2）计算所得不 平衡极限值的两倍或不大于不平衡极限规定值的8倍。按照B.3.1a）和B.3.1b）所获得的试验的测量值 应符合下列准则： a）在运行转速范围之外的任一空载转速下，包括隔离裕度SM，轴的挠度应不超过最小设计运行间 隙的90%; b）在运行转速范围之内的任一空载速度下，包括隔离裕度SM，轴的挠度应不超过最小设计运行 间隙的55%或探头处允许振动限值的150%（见B.2.11）。 B.4.3若要求，根据已校正的振型，B.4.2a）和B.4.2b）中所规定的挠度极限值，将被用来作为计算 探头处与B.2.12中指定区域之间的位移比。这些试验的实际内部位移量应用比值乘以探头处的峰值读 数来计算。应根据这些计算的位移值进行验收或打开机器时检查密封。由试验所导致的机器任何部位 的损伤，都被认为是试验失败。间隙变化未超出卖方新零件公差范围时引起的较小的内部密封擦伤， 不算损坏。

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B.5.1所有离心压缩机转子均应在初始设计中做稳定性分析，最高连续转速低于按照B.2.3计算的一阶 临界转速的刚性支承转子除外。进行该分析时，机器的进口和出口条件应是额定工况点的条件，除非买 卖双方商定使用其他的工况点。 注：I级稳定性分析用于两个目的：首先，它用来先期识别哪些转子毋需深入研究，该方法保守且无意于识别非稳 定转子；其次，I级稳定性分析为所有类似B.2中所述的卖方规定了一个标准步骤。 B.5.2用于I级稳定性分析的模型应包括B.2.4中各项以及挤压油膜阻尼器和油密封的影响（若用到)。 B.5.3所有组件应使用平均进口油温和极端间隙运行条件进行分析。 B.5.4在使用可倾瓦径向轴承时，应采用同步可倾瓦系数进行分析。 B.5.5对于有可计量外部径向载荷的转子（例如整体齿轮增速离心式空气压缩机），稳定性分析应同时 包括与B.5.1中所定义的运行工况对应的外部载荷。对于某些转子，空载（或最小载荷）工况可能是稳 定性最差的工况，因此应该考虑。 B.5.6转子中存在的预期交叉耦合力QA，应符合以下规定： 对干离心压缩机：

HPBeC.Pa. QA D.H.Ne.

HPBcC.Pa D.H.N P.

公式（B.7）中的参数应根据B.5.1规定的运行条件确定。 公式（B.7）用于转子的每个叶轮的计算。0.等于所有叶轮的O.之和

（B.7）中的参数应根据B.5.1规定的运行条件确定。 （B.7）用于转子的每个叶轮的计算。2等于所有叶轮的Q之和。 在单悬臂的转子叶轮上或该级的重心上引入交叉耦合的变化量进行分析。对于双悬臂的转子， 应同时位于在各级或叶轮上室外塔吊安装、拆除施工方案.doc，并应当反映每个叶轮或级计算的预期交叉耦合Q。的比。 级稳定性分析所应用的交叉趣合应在零至下列值中最小值范围内

B.5.10I级稳定性筛选准则： 对于离心压缩机：

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适用下列任一准则时，应进行Ⅱ级稳定性分析： a) 2/2^<2.0; b)<0.1; c）2.0

图B.3平均气体密度

B.6.1Ⅱ级稳定性分析反映转子的实际运行状态DB54／T 0182-2019 农村生活污水处理设施水污染物排放标准，应通过B.5.10的要求进行。 B.6.2Ⅱ级稳定性分析应恰当地包含影响转子装配体整体稳定性的所有的动力学因素。这些动力学因 素应替代预期交叉耦合力O。这些因素可能包括但不限于以下因素：

应管代顶期文文精合力 迷宫密封： 一平衡盘； 一叶轮/叶片流动； —热装配合： 一轴材料磁滞。 通常认为很难找到用于精确模拟由所有以上因素导致的失稳效应的方法。卖方应阐述如何在分析 中处理这些因素。 B.6.3Ⅱ级稳定性分析用于B.5.1规定的运行条件推算的最高连续转速的计算，也适用于B.5.2、B.5.4 和B.5.5的模型要求。组件的动力学特性应在允许的极端运行间隙和进口油温产生的最小对数衰减率下 计算。 B.6.4阶正进动阻尼模态的频率和对数衰减率应用于下面条件的计算（一阶双正进动模态的双悬臂 机器除外)： 仅转子和支承系统（基本对数衰减率，）； 一分析中使用的各组失稳影响的叠加； 一完整模态包括所有失稳力（最终对数衰减率，）。 B.6.5验收准则：对于B.6.1～B.6.3所述计算，IⅡ级稳定性分析结果应标明，该机器得出的最终对数 衰减率，应大于0.1。 B.6.6若尽所有设计的努力都无法满足B.6.5的要求，则应由买卖双方就可接受的最终对数衰减值， 达成一致。 Ⅱ级稳定性分析给出了用于离心压缩机、蒸汽透平以及轴向或径向流转子的第一个统一操作方法 本分析方法以及合格标准的独创性在于，迄今为止还没有制造厂使用这些精确方法对其设备因亚谐失稳

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