GB／T 3215-2019 标准规范下载简介

GB／T 3215-2019 石油、石化和天然气工业用离心泵

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用M20（3/4in）的地脚螺栓

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附录L （资料性附录） 检查员检查清单 表L.1中列出的检查等级可具有下列特点： 一等级1主要用于一般使用条件的泵； 等级2包括性能和材料的要求GB／T 50434-2018 生产建设项目水土流失防治标准(完整正版、清晰无水印)，比等级1要求严格 等级3的条款宜考虑用于苛刻使用条件下的泵。 要求的检查应在第一列给出如下标记： C：仅要求合格证书； O：观察检查； W：见证检查

表L.1检查员检查清单

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附录M （资料性附录） 试验数据一览表 图M.1给出了试验数据一览表格式示例。图M.2和图M.3分别给出了SI单位制和USC单位制 的试验曲线格式的示例

图M.1试验数据一览表

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图M.2试验曲线格式（SI单位制

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图M.3试验曲线格式（USC单位制）

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附录N （资料性附录） 卖方图纸和资料要求

附录N （资料性附录） 卖方图纸和资料要求

图N.1给出了一份分发记录（时间表)的示例样表。在用于泵的N.2.1和用于电动机的N.2.2中， 给出了示例样表中用字母编号（a、b、c等）的每个条目内容的更详细的说明

图N.1分发记录示例

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用于泵的图纸和资料包括： a) 经确认的外形尺寸图包括： 1）所有买方接口的规格、额定等级和位置； 2） 近似的总质量和起吊质量； 3） 外形尺寸，以及维修和拆卸间隙； 4）轴中心高； 底座（如果提供的话）尺寸，连同螺栓孔的直径、数量和位置，以及螺栓有必要通过的各截 面的厚度； 6) 灌浆的细节； 7) 吸人和排出管口的外力和力矩； 8) 重心和起吊点； 9） 轴端间隔和对中数据； 10） 转向； 11） 如果需要，关于防寒、防湿热和/或降低噪声的细节。 b） 剖面图和材料清单。 c) 轴封图和材料清单。 d）联轴器装配图和材料清单，包括不对中允差和联轴器罩的型式。 e) 主密封和辅助密封示意图及材料清单，包括密封液体、液体流量、压力、管路及阀门规格、仪器 仪表和孔板规格。 ) 冷却或加热系统示意图及材料清单，包括冷却或加热介质、液体流量、压力、管路及阀门规格、 仪器仪表和孔板规格。 润滑油系统示意图及材料清单包括： 1）在每个工作点上的油流量、温度及压力； 2）控制、报警和跳闸设置（压力和建议的温度）； 3）总的扬程载荷； 4）公共工程要求，包括电、水及空气； 5） 管路、阀门及孔板规格； 6）仪器仪表系统、安全装置、控制系统简图及布线图。 h) 润滑油系统布置图，包括所有买方接口的规格、额定等级和位置。 润滑油系统部件图及数据，包括下述内容： 1）泵和驱动机； 2）冷却器、过滤器及油箱； 3）仪器仪表； 4）备件清单及推荐数目。 ) 电气和仪器仪表系统示意图、接线图和材料清单，包括下述内容： 1）振动报警和停机限值； 2）轴承温度报警和停机限值； 3）润滑油温度报警和停机限值； 4）驱动机，

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k）电气和仪器仪表布置图和接口清单。 性能曲线。 m）振动分析数据。 n） 阻尼不平衡响应分析。 0) 横向临界转速分析：横向临界转速分析报告需要的项数，不退于订货后的3个月提交。报告应 按O.1.2和O.1.3中的要求进行。 p） 扭转临界转速分析：扭转临界转速分析报告需要的项数，不迟于订货后的3个月。报告应按 6.9.2.10中的要求进行。 证明合格的静水压试验数据。 r） 材料合格证书：卖方关于压力零件、叶轮和轴的物理和化学数据的工厂报告（或合格证书）。 s) 详细说明各种延迟原因的进度报告；报告应包括所有主要零部件的技术、采购、制造和试验的 时间表。对时间表中每个里程碑，应指出计划和实际的日期及完成的百分率。 ) 焊接方法。 u）性能试验数据；经确认的性能试验的工厂正式记录，工厂试验数据记录（这份记录卖方在发货 后至少保存20年）。卖方应在发货前向买方提供证明合格的试验数据的复本。 V) 可自选试验的数据和报告；可自选试验的数据和报告包括必需NPSH试验、整台机组试验、声 级试验、辅助设备试验、轴承箱共振试验以及买卖双方共同商定的任何其他试验。 w）证明合格的多级泵转子平衡数据。 x） 残余不平衡量检查。 使用非接触式振动探头测出的泵转子电学或机械原因造成的跳动。 ） 适用于报价书、采购和装配时用的数据表。 aa）噪声数据表。 bb）装配时用的间隙。 CC) 描述安装、使用和维护方法

i）贮存； i）基础; ili) 灌浆； iv) 配套设备、吊装方法、零部件质量和起吊图； v) 对中； vi) 管路推荐方案： vii) 泵和驱动机机组的合装外形图，包括地脚螺栓位置； vii) 拆卸空间。 2) 第2章 一运转： i) 启动，包括启动前的试验和检查； ii) 常规的操作规程； ili) 润滑油的推荐意见。 3） 第3章 拆卸和装配： i) 泵壳体内的转子； ii) 径向轴承； ili) 推力轴承（包括滚动轴承的间隙和预载荷）； iv) 密封； v）推力盘（如果需要的话）：

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用于电动机的图纸和资料包括： a) 电动机和所有辅助设备的经确认的外形尺寸图，包括下列各项： 1）尺寸规格、位置、所有买方接口的用途，包括护线管、仪器仪表、各种管路或管道； 2）法兰接口的ASME压力等级和端面型式； 3） 地脚螺栓孔的尺寸和位置，以及地脚螺栓必须通过的断面的厚度； 每项设备（电动机和辅助设备）的总质量加上载荷图、最大质量，以及该部件名称； 5） 外形尺寸及拆卸所需要的所有垂直方向和水平方向的空间，起吊吊耳的大致位置： 轴中心高； 7) 轴端尺寸，加上联轴器的公差； 8）转向。

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e）性能数据包括下列内容

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如果需要做横向分析（见9.2.4.1） 了分析过程。所规定的方法和评估因 由涡轮机械的不同而不同

表0.1转子横向分析逻辑

注3：虽然高阶阻尼固有频 液体的涡轮机械上还没有经验。这被认为是一个复振型的结果，在更高的频率下包含相对较低的激励能量 足够的阻尼。 c）在计算中所用的刚度系数和阻尼系数的数值或根据

0.1.3安全间隔范围和阻尼

对于新间隙和2倍的新间隙这两种情况，阻尼系数对任何弯曲固有频率和同步运行线（对应的频 68

和2倍的新间隙这两种情况，阻尼系数对任何弯曲固有频率和同步运行线（对应的频

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率)之间的安全间隔范围的变化关系应在图O.1所示的“可接受”区内。如果这个条件不能满足，应确 定对不平衡量的阻尼响应（见O.1.4）。 注1：在输送液体的涡轮机械中，转子动力学特性的评估首先是以阻尼对安全间隔范围的变化关系为基础，而不是 以放大系数对安全间隔范围的变化关系为基础。有两个因素是这个基础的原因。首先，转子的固有频率随旋 转转速的增加而增加，随之，经过内部间隙的压力差也随旋转转速的增加而增加。在Campbell图（见图O.2） 中，这意味着较小间隔范围是在运行转速和固有频率之间，而不是运行转速和临界转速之间。由于在较小的 间隔范围时的放大系数与转子的同步（不平衡）激励无关，此放大系数只用一个基于阻尼的近似计算就能求 得。其次，使用的阻尼使得可规定出一个最小值，此最小值使固有频率对运行转速的比值为0.8到0.4，从而 保证转子免遭重大的次同步振动。 对数衰减率）与阻尼系数=有关，由式（O.1）算出

5=(2元E)/(1E) 对于小于或等于0.4的情况，、和放大系数F。之间的近似关系由式（O.2)给出，从实 度看是足够精确的

在输送液体的涡轮机械中，临界阻尼条件相当于下列范围 >015

=8/2元 E1/(2XF)

F≥0.15 ≥0.95 F.≤3.33

中给出的这 注3：频率比/fr在0.8～0.4范围时，阻尼系数≥0.08是有输送液体的涡轮机械的设计和操作经验支持的 验说明满足这一要求的设计没有出现次同步转子振动问题

0.1.4阻尼不平衡响应分析

对于某种振型或某几种振型，如果阻尼系数对安全间隔范围的变化关系接图O.1中的准则是不可 接受的，则该转子的不平衡阻尼响应应考虑下列基本条件来确定振型： a）泵所输送的液体； b） 间隙条件，新间隙值和2倍新间隙值，导致安全间隔范围对阻尼的变化关系不适当的原因； C） 4倍（4×）于允许值（见9.2.4.2.1）的总的不平衡量，此允许值集中于一点或几点，用于激励所 研究的振型。 在每次计算机计算过程中只应研究一种振型

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图0.1阻尼系数与频率比的关系

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说明： X 泵转速，单位为转每分（r/min）； 频率，f。； 最小安全间隔范围，1阶f。时； 2 最小安全间隔范围，2阶f。时； 临界转速； 2阶弯曲； 1阶弯曲；

图0.2典型的Campbell图

0.2.1如有规定，转子的动力学特性应在工厂试验过程中验证。转子的真实不平衡响应应是证实阻尼 横向分析有效性的依据。这种响应或者在从额定转速下降到75%的一阶临界转速的调速运转过程中 进行测量，或者在转子惯性滑行过程中测量。如果不平衡阻尼响应不以原始的转子分析（见O.1.4)来 确定，则这个响应需要在进行工厂验证之前接新间隙输送水的条件来计算确定。应把试验不平衡量与 制造商（通常是联轴器和/或推力盘制造商)确定的某儿个位置上的残余不平衡量接失量法同相相加。 注：工厂验证不平衡响应的主要目的是验证计算值的允差范围内是否存在临界转速（振动峰值），或者如果分析已 预见有高阻尼的临界转速，用实测验证在计算值的允差范围内没有振动峰值。这种工厂验证方法只对于有滑 动轴承的泵才是可行的，并在每个径向轴承上需装设接近探头。 0.2.2试验不平衡量的量值大小和位置应通过校准转子的不平衡灵敏度来确定。校准工作应按照在

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下述的两次试车过程中测得每个轴承上的振动轨迹，用经筛选的转子转速（1）来完成： a）转子在制造时； b）将试车不平衡重量加在与a)项试车中的最大位移成90方向上。 试验不平衡量的大小宜这样，使得计算的由合成的总不平衡量（残余不平衡量加试验不平衡量）引 起的最大轴位移，是从表8或表9查得的在轴承探头处允许位移值的150%～200%，但不应超过最大 允许转子不平衡量的8倍。 0.2.3在试验过程中，应测量并记录转子的转速、振动位移及相应的相位角、筛选的转子转速（1X）。 0.2.4如果符合下列要求，则应认为转子的特性经实测验证是合格的： a）观察到的临界转速（明显的振动峰值和适当的相移）在计算值的土10%之内； b）测得的振动振幅在计算值的35%以内。 高阻尼临界转速是不能被观察到的，因此，在计算的高阻尼临界转速的区域内不存在转子响应是对 此分析的验证。 0.2.5如果达不到O.2.4中给出的验收准则，则在固有频率计算中所使用的刚度系数或阻尼系数，或 这两者，应调整到使计算值和测量结果一致。某种型式元件的系数，L/D<0.15的环形间隙系数、L/D >0.15的环形间隙系数、叶轮的相互影响系数、以及轴承系数都应采用相同的修正系数予以调整。 且达到一致，应采用相同的修正系数来计算转子的固有频率及该输送液体的阻尼，并应重新校验转子的 安全间隔范围对阻尼系数变化关系的可接受性。 在用于转子横向分析的系数中，用于计算坏形间隙中的阻尼系数具有最天的不确定度，因而通常是 首先需要调整的。典型的环形间隙的刚度系数具有低的不确定度，因而宜只根据支承数据进行调整。 轴承系数的调整需要具体的正当理由，因为其典型值是基于可靠的经验数据。 0.2.6验证转子动力学特性的其他替代方法，例如，用泵在运行转速时的变频激励来确定转子的固有 频率是有效的。所采用的替代方法和对测得结果的解释应在买方和制造商之间达成一致。

下述的两次试车过程中测得每个轴承上的振动轨迹，用经筛选的转子转速（1又）来完成： a）转子在制造时； b）将试车不平衡重量加在与a)项试车中的最大位移成90方向上。 试验不平衡量的大小宜这样，使得计算的由合成的总不平衡量（残余不平衡量加试验不平衡量）引 起的最大轴位移，是从表8或表9查得的在轴承探头处允许位移值的150%～200%，但不应超过最大 允许转子不平衡量的8倍。 0.2.3在试验过程中，应测量并记录转子的转速、振动位移及相应的相位角、筛选的转子转速（1×）。 .2.4如果符合下列要求，则应认为转子的特性经实测验证是合格的： a）观察到的临界转速（明显的振动峰值和适当的相移）在计算值的土10%之内； b）测得的振动振幅在计算值的35%以内

这两者，应调整到使计算值和测量结果一致。某种型式元件的系数，L/D<0.15的环形间隙系数、L/D >0.15的环形间隙系数、叶轮的相互影响系数、以及轴承系数都应采用相同的修正系数予以调整。 旦达到一致，应采用相同的修正系数来计算转子的固有频率及该输送液体的阻尼，并应重新校验转子的 安全间隔范围对阻尼系数变化关系的可接受性。 在用于转子横向分析的系数中，用于计算环形间隙中的阻尼系数具有最大的不确定度，因而通常是 首先需要调整的。典型的环形间隙的刚度系数具有低的不确定度，因而宜只根据支承数据进行调整。 轴承系数的调整需要具体的正当理由，因为其典型值是基于可靠的经验数据。 0.2.6验证转子动力学特性的其他替代方法，例如，用泵在运行转速时的变频激励来确定转子的固有 频率是有效的。所采用的替代方法和

横向分析报告应包括下列各项： a）初始评估的结果（见9.2.4.1.1）； b） 用于此分析的转子基础数据，可以是基础模型； C Campbell图（见图O.2）； 阻尼系数对安全间隔范围的变化关系曲线； 在确定阻尼不平衡响应时所用的临界转速下的振型（见O.1.4）； 用不平衡量进行工厂验证过程中得到的Bode图（见O.2.3）； 与工厂验证结果达到一致的分析修正的总结（见O.2.5）。 上述e)～g)项只有当需要用这些实际文件证明进行分析或买方规定时才予以提供。

横向分析报告应包括下列各项： a）初始评估的结果（见9.2.4.1.1）； b） 用于此分析的转子基础数据，可以是基础模型； C Campbell图（见图O.2）； 阻尼系数对安全间隔范围的变化关系曲线； 在确定阻尼不平衡响应时所用的临界转速下的振型（见O.1.4）； ) 用不平衡量进行工厂验证过程中得到的Bode图（见O.2.3）； 与工厂验证结果达到一致的分析修正的总结（见O.2.5）。 上述e)～g)项只有当需要用这些实际文件证明进行分析或买方规定时才予以提供

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附录P （规范性附录） 确定残余不平衡量的方法

本附录说明了用于确定机器转子上残余不平衡量的方法。虽然某些平衡机可调整到读出精确的不平 衡量，但其标定可能有误差。确定残余不平衡量唯一可靠的方法是用一个已知的不平衡量来检验转子。

残余不平衡量residualunbalance 在平衡后残留在转子上的不平衡量， 注：除非另有规定，残余不平衡量用克毫米（g·mm）[益司·英寸（oz·in)]来表示。

P.3最大允许残余不平衡量

3.1每个平面上的最大允许残余不平衡量应按表19来确定 3.2如果每个轴颈上真实的静载荷为未知，则假定总的转子质量均等地支承在轴承上。例如， 量为2700kg（60001b）的双轴承转子可假设会对每个轴颈施加静质量载荷为1350kg（30001b

P.4残余不平衡量的检查

P.4.1.1当平衡机的读数指出，转子已经平衡到规定的允差范围之内，则在把转子从平衡机 前应进行残余不平衡量的检查。 P.4.1.2为了检查残余不平衡量，将一个已知的配重块质量，依次固定到转子上6个（或12 方有规定）相同半径、相等间隔的径向位置上。在每个校正平面上进行检查，并且采用P.4.2 法将每个平面上的读数在图上绘成曲线

P.4.2.1选择配重块质量和半径，使提供的不平衡量在最大允许残余不平衡量的1～2倍之间[即如果 Umx为1440g·mm（2oz·in），则配重块质量预计会产生1440g·mm~2880g·mm（2oz·in 4oz·in）的不平衡量］。 P.4.2.2从每个校正平面内的最后的已知偏重点上开始，围绕转子以相等的（60°或30°）间隔刻划出规 定数目的径向位置标记（6个或12个）。将此配重块质量加到一个平面上的最后的已知偏重点上。如 果转子已经很精确地平衡，并且最终的偏重点不能确定，则应将配重块质量加到任何一个已做出标记的 经向位置上。 P.4.2.3为了检验是否已经选取一个恰当的配重块质量，开动平衡机，并记录计数器上显示的不平衡量的 读数。如果计数器读数在上限，则应采用一个较小的配重块质量。如果读数小或甚至无读数，则应采用一 个较大的配重块质量。计数器上读数小或无读数，通常表示转子尚未正确平衡好，或者平衡机灵敏度不 够，或者平衡机有故障（即传感器有故障）。无论何种差错，在检查残余不平衡量之前应予以修正好。

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P.4.2.4依次在每个相等间隔的位置上放置配重块，并记录每个位置上计数器显示的不平衡量的大 小。重复做一次初始位置的检查。全部检验应只用该平衡机上的一个灵敏度范围来进行。 P.4.2.5将读数绘制在残余不平衡量工作单上，并计算残余不平衡量（见图P.1和图P.2）。将配重质量 加到转子的偏重点上，可得到最大的计数器读数；将配重块质量加到偏重点相反位置上，可得到最小计 数器读数。这样，把这些读数绘成的曲线预计会形成一个近似圆（见图P.3和图P.4）。计数器的最大和 最小读数的平均值代表配重块质量的影响。从所绘制的极坐标曲线的原点到圆心的距离代表此平面上 的残余不平衡量。 P.4.2.6对每个平衡平面重复P.4.2.1～P.4.2.5所述的步骤。如果在某个平衡面上已经超过规定的最 大允许残余不平衡量，则转子应更精确地再次作平衡和检查。如果在某个平衡面上作了修正，则应对所 有的平面重复进行残余不平衡量的检查 P.4.2.7对于逐渐平衡的转子，至少应在转子第一个元件加入及平衡之后，并且在完成整个转子的平 衡时进行残余不平衡量的检查。 注：这样做可保证不浪费时间，并且在试图用一个有缺陷的平衡机来平衡多重元件组成的转子时，转子元件不会遭 受到不必要的材料去重。

图P.1残余不平衡量工作单

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图P.2残余不平衡量工作单一 一极坐标图

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图P.3残余不平衡量工作单示例

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残余不平衡量工作单示例一 一残余不平衡量最

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DB32／T 4039-2021 工贸企业安全风险管控实施评价规范.pdfGB/T3215—2019

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