Kaiyun（全站）体育官方网站

　　J 72 JB/T 6443 －1992 离 心 压 缩 机 1992-07-20 发布 1993-01-01 实施 中华人民共和国机械电子工业部 发 布 － JB/T 6443 1992 目 次 1 主题内容与适用范围 …………………………………………………………………………………… 1 2 引用标准 ………………………………………………………………………………………………… 1 3 术语 ……………………………………………………………………………………………………… 2 4 技术要求——压缩机及辅助设备的基本设计 ………………………………………………………… 4 5 检验和试验 ………………………………………………………………………………………………27 6 标志、包装、运输与贮存 ………………………………………………………………………………31 7 卖方资料 …………………………………………………………………………………………………32 附录A 典型数据表（补充件）……………………………………………………………………………37 附录B 离心压缩机卖方图样和资料要求（补充件）……………………………………………………44 附录C 压缩机许用的外力和外力矩计算（补充件）……………………………………………………50 附录D 确定剩余不平衡量的程序（补充件）……………………………………………………………52 附录E 压缩机主要零、部件常用材料规范及中、美材料对照表（参考件）…………………………55 附录F 压缩机承压零、部件材料许用最大抗拉应力值确定（参考件）………………………………73 附录G 转子动力学分析逻辑图（参考件）………………………………………………………………74 附录H 压缩机零、部件名称（参考件）…………………………………………………………………75 I 中华人民共和国机械行业标准 JB/T 6443 －1992 离 心 压 缩 机 1 主题内容与适用范围 本标准规定了离心压缩机及其辅助设备设计的基本技术要求、检验与试验、标志、包装、运输及 贮存等内容。 本标准适用于输送空气或其他气体的离心压缩机。 本标准不适用于气体升压低于34 kPa 的鼓风机或通风机，本标准也不适用JB 4113 所指的“一般 炼油厂仪表空气用整体齿轮增速组装型离心式压缩机”。 注：凡在本标准的条文前加有·号的条款，其有关内容由买方确定。这些确定直接填写在卖方准备好的数据表上[见 附录A （补充件）]，否则，应在报价单或订货合同中标明。 卖方可提供变通设计（参阅第3 条说明差异的清单）。 经买卖双方同意后，也可采用相当的英制尺寸、紧固件和法兰。 当标准与订货合同相抵触时，应以订货合同的规定为准。 2 引用标准 GB 150 钢制压力容器 GB 196 普通螺纹 基本尺寸 GB 197 普通螺纹 公差与配合 GB 699 优质碳素结构钢技术条件 GB 1220 不锈钢棒 GB 1226 一般压力表 GB 1348 球墨铸铁件 GB 3077 合金结构钢技术条件 GB 3323 钢熔化焊接接头射线照相和质量分级 GB 4216.1 灰铸铁管法兰公称压力、试验压力和工作压力 GB 4216.2 2.5 巴灰铸铁管法兰尺寸 GB 4216.3 6 巴灰铸铁管法兰尺寸 GB 4216.4 10 巴灰铸铁管法兰尺寸 GB 4216.5 16 巴灰铸铁管法兰尺寸 GB 4216.6 25 巴灰铸铁管法兰尺寸 GB 4216.7 2.5 和6 巴灰铸铁螺纹管法兰尺寸 GB 4216.8 10 和16 巴灰铸铁螺纹管法兰尺寸 GB 4216.9 灰铸铁管法兰用石棉橡胶垫片尺寸 GB 4216.10 灰铸铁管法兰及垫片技术要求 GB 4457~GB 4460 机械制图 GB 6654 压力容器用碳钢和低合金钢厚钢板 GB 7306 用螺纹密封的管螺纹 GB 7307 非螺纹密封的管螺纹 GB 8542 透平齿轮传动装置技术条件 机械电子工业部 1992-07-20 批准 1993-01-01 实施 1 JB/T 6443 －1992 GB 9112~GB 9131 （GB 9127 除外）钢制管法兰和垫片 GB 9439 灰铸铁件 GB 9444 铸钢件磁粉探伤及其质量评级方法 GB 12380.6 PN5.0 MPa （50 bar ）凸面整体球墨铸铁管法兰 GB 12384 球墨铸铁法兰技术条件 GBJ 236 现场设备工业管道焊接工程施工及验收规范 JB 1152 锅炉和钢制压力容器对接缝超声波探伤 JB 2977 风机和罗茨鼓风机 名词术语 JB 3165 离心和轴流式鼓风机压缩机热力性能试验 JB 3964 压力容器焊接工艺评定 JB 3965 钢制压力容器的磁粉探伤 JB 4113 一般炼油厂仪表空气用整体齿轮增速组装型离心式压缩机 JB 4365 风机用润滑密封的调节油系统 HGJ 21 化工企业爆炸和火灾危险环境电力设计规范 ZB K54 030 工业汽轮机用挠性联轴器 3 术语 本标准所用术语定义于3.1~3.21 （参见图1）。 图1 术语图解 2 JB/T 6443 －1992 注：① 除用规定的数字表示的关系外，本图所示的相对尺寸仅为图解用。 ② 100%转速由A 点所需要的能量头和压缩机设计为满足全部规定的工作点（如C 点）的流量来确定。 ③ 100%转速的能量头–流量曲线%处，其他转速的能量头–流量曲线应分别延伸到每一 转速相应的流量 115%处。例如：105%转速的能量头–流量曲线应延伸到 D 点流量的 1.05×1.15 倍的流量 处；90%转速的能量头–流量曲线 倍的流量处，等等。这些点就形成近似的流 量极限线 正常运行点：预期具有最佳效率的常用运行点。卖方一般应确保该运行点的性能在本标准规定的 偏差范围内。 3. 2 正常转速（r/min ）：正常运行点所对应的转速。 3. 3 100%转速（r/min ）：高于正常转速的且在所有规定运行点对应的转速中为最高的转速。如果没有 高于正常转速的运行点，则 100%转速就是正常转速。对于电动机驱动的压缩机，其 100%转速应等于 齿轮速比（若有增速器时）乘以所配的电机在满负荷时的转速。 3. 4 额定运行点：在100%转速线上的一个特定点，该点的流量等于所有规定运行点中的最大流量。 3. 5 最高连续转速（r/min ）：对变速驱动的压缩机，该转速至少应等于100%转速的 105%倍。对恒速 机驱动的压缩机，该转速应等于 100%转速，等于正常转速。 3. 6 允许的最低转速（r/min ）；制造厂设计许用的最低连续运行转速。 3. 7 跳闸转速（r/min ）：危急超速保险装置迫使驱动机停车时的转速（参见表1）。 表 1 驱动机的跳闸转速 驱动机类型 跳闸转速（最高连续转速的百分比） 115 汽轮机 110 燃汽轮机 105 变速电动机 110 恒速电动机 100 往复式发动机 110 注：采用115 时，用户应指明或在合同中规定汽轮机调速的精度。 3. 8 稳定性（% ）：在额定运行转速时，额定流量与喘振点流量之差值对额定流量的百分比。 3. 9 可调性（% ）：压缩机组在额定的进口温度和气体组份条件下运行时，在额定能量头线上额定流 量与喘振点流量之差值对额定流量的百分比。 3. 10 允许的最高温度：制造厂为设备（或指任何零、部件）所设计的最高连续工作温度。 3. 11 最高密封压力：在规定的静止或运行条件下，以及开车或停车期间，在密封处预期的最高压力。 3. 12 允许的最高工作压力：在允许的最高温度下，制造厂为设备（或指任何零、部件）设计的最高 连续工作压力。 3. 13 水平剖分：机壳的接合面平行于轴的中心线 垂直剖分：机壳的接合面垂直于轴的中心线 报警点：是指某个参数的设定值，当该参数达到此值时，将自动报警来告示某个运行条件需要 校正。 3. 16 停车点：某个参数的设定值，在该值下系统将需要自动或手动停车。 3. 17 滞留压力：压缩机停车时，压缩机系统所具有的压力。 3. 18 进口容积流量（m3/h ）：压缩机进口法兰处的压力、温度、可压缩性、湿度和气体组份等吸入条 件下确定的流量。 3. 19 实际容积流量（m3/h ）：在任意给定截面上的温度、压力等条件确定的状态时的流量。由于该术 3 JB/T 6443 －1992 语是描述许多位置处的流量，因此实际容积流量不能与进口容积流量互换使用。 3. 20 标准容积流量[m3/h （N ）] ：将任意截面测定的压力换算到0.1014 MPa （A ）、温度换算到15.56 ℃及压缩性系数为1.0 的干气状态下所对应的容积流量。 注：本标准（A ）代表绝压，（N ）代表标准状态。 3. 21 设计：在买方的技术条件中应当避免在任何术语中使用“设计”一词（如设计功率、设计压力、 设计温度、设计转速）。该术语仅适用于压缩机的设计者和制造者。 4 技术要求——压缩机及辅助设备的基本设计 4. 1 通则 4. 1. 1 本标准所述压缩机及辅助设备，其设计和构成应确保其使用寿命至少为 20 年；不间断地运行 时间至少为3 年。这是一条公认的设计准则。 4. 1. 2 除非另有规定，压缩机的正常运行点出口能量头和流量设计不得有负偏差，在上述条件下，其 功率不应大于正常运行点设计值的104%，参见.1 中任选性能试验规定。 4. 1. 3 能量头–流量特性曲线从额定点至预计的喘振点之间应连续上升。当流量大于报价书预定喘振 流量10%以上的任何流量下，在不开启旁通路时，压缩机应能连续工作。 4. 1. 4 除非另有规定，冷却水系统应按下列条件设计： 流过换热表面流速 1.5~2.5 m/s 允许最高工作压力 ≥0.52 MPa （G ） 试验压力 ≥0.79 MPa （G ） 最大压降 0.1 MPa 最高进口温度 32 ℃ 最高出口温度 49 ℃ 最大温升 17 ℃ 最小温升 11 ℃ 水侧污垢系数 0.35 m2 ·K/kW 壳程腐蚀裕度 3.2 mm 冷却水系统应备有完善的放气和排水设施。 注：① 如最小温升规定与换热表面流速规定相抵触时，卖方应通知买方。换热表面流速的规定是为了尽量减少水 侧壁面污垢；规定最小温升是为了尽量减少冷却水量；最终选择应由买方决定。 ② 本标准中（G ）表示表压。 4. 1. 5 包括管路和辅助设备在内的设备布置应由买方和卖方共同设计。设备布置应为操作和维修留下 足够的间隔空间和安全通道。 4. 1. 6 所有设备的设计都应考虑到维修方便而经济。机壳和轴承箱等主要零部件结构应设计（如设置 凸台或定位销）和制造成确保重新装配时的精确对中。 4. 1. 7 垂直剖分的筒型压缩机的内机壳应设计成容易从外机壳中抽出，且易于拆卸，以便检查和更换 零部件。 4. 1. 8 ·买方应说明设备是室内安装（是否采暖）或室外安装（有无棚盖）以及设备工作地点的气候 和环境条件（包括最高和最低温度、异常的湿度或粉尘等）。机组和辅助设备应适于在这些特殊情况下 运行。为了指导用户，卖方在报价书中应列出要求买方提供的特殊保护措施。如有规定，卖方应对机 组采取措施。 4. 1. 9 ·卖方所提供的设备应符合买卖双方所规定的许用最大声压级。对提供的所有设备噪声声压级 的控制工作应由买卖双方共同努力来完成，以符合当地环境噪声限值的适用标准和法规。 4. 1. 10 ·对有关注液的特殊要求，买方应在询价书上向卖方提出。 4 JB/T 6443 －1992 4. 1. 11 设备应设计成达到跳闸转速和允许的最高工作压力下运行而无损坏。 4. 1. 12 机器及其驱动机，在试验台和永久性基础上所示的性能应在标准规定的范围内。安装之后的 整个机组的性能应由买卖双方共同负责。 4. 1. 13 ·许用因素（如管道载荷，运行状态下的对中，支承结构，装运过程中的搬运及现场搬运和 组装）都可能对现场性能产生不利影响。为了将这些因素的影响降到最小，卖方应审查和评定买方的 管路和基础图；如有规定，卖方代表应： a. 观察拆开法兰检查管路； b. 在运行温度下检查对中； c. 在最初对中时刻到场检查。 4. 1. 14 ·电动机、电气元件及电气的装置应适合于买方在数据表上所规定的区域分类（等级、组别 和类别），并且应符合HGJ 21 有关要求，以及买方规定和提供的法规。 4. 1. 15 压缩机及辅助设备的备件应满足本标准的所有规定。 4. 1. 16 ·如有规定，压缩机及压缩机组应能用空气作现场试验。其性能参数和需要采取的预防措施 应由买方和卖方共同协商。 4. 1. 17 离心压缩机主要零部件名称见附录H （参考件）。 4. 2 机壳、隔板与进口导叶 4. 2. 1 机壳厚度应适于允许最高工作压力和试验压力，并至少有 3.2 mm 的腐蚀裕量。机壳设计的周 向应力值应参考附录F （参考件）的原则，确定最高工作温度下的选用材料许用最大拉伸应力值。 4. 2. 2 支脚和调整螺栓应具有足够的刚度，以便能用横向和轴向顶丝移动机器。 4. 2. 3 ·机壳允许的最高工作压力至少应等于安全阀整定值；如未规定安全阀的整定值，则允许最高 工作压力至少应为所规定的最高排气压力（G ）的1.25 倍。系统的保护装置将由买方提供。 4. 2. 4 除非买方明确要求，不允许将机壳设计成压力分级的机壳。如经买方同意，卖方可以设计成压 力分级的机壳，但应规定机壳各部分的压力界限和允许的最高工作压力。 4. 2. 5 水平剖分的机壳应具有足够的刚度，以便拆装其上半机壳时，不会影响转子和机壳之间的运行 间隙和轴承对中。 4. 2. 6 在下列条件下，机壳应采用钢质材料制造： a. 允许最高工作压力超过2.76 MPa （G ）时的空气或非可燃气体； b. 在最高连续转速、允许运行范围内任一运行点的最高出口温度计算值超过 260 ℃时的空气或 非可燃气体（最高温度通常在喘振点附近）； c. 可燃气体或有毒气体。 4. 2. 7 在除4.2.6 条规定运行条件以外时，机壳可采用铸铁或其他材料。 4. 2. 8 除非另有规定，当氢气分压（在允许最高工作压力下）超过1.38 MPa （G ）时，机壳应为垂直 剖分结构。 注：氢气的分压用规定的最高摩尔（容积）百分比乘以许用最高工作压力来计算。 4. 2. 9 水平剖分机壳应采用金属对金属的结合面（结合面间添加合适的密封剂）并用适当的螺栓紧固。 水平剖分中分面的连接不应使用垫片（包括带状垫片）。经买方同意，水平剖分机壳中分面连接可在中 分面上加工成环形沟槽并采用 O 形环密封。在垂直剖分机壳中，当端盖与筒体间有垫片连接时，应将 垫片限位，可靠地加以保护。垫片材料应适用于所有规定的使用条件。 4. 2. 10 为便于拆卸和重新装配，应设置顶丝、导杆及机壳定位销。当用顶丝分开结合面时，承受顶 丝的法兰面上应加工出凹槽，以防接合面泄漏或配合不良。导杆应有足够的长度，以防止装卸时，机 壳碰伤内部机件和机壳上的螺柱。设置的吊环或吊环螺栓仅用于吊装上半机壳。装配后整机的吊装方 法应由卖方规定。 4. 2. 11 在机壳的受压面上钻孔或加工螺孔时，其孔径应尽量减少，为防止机壳受压面泄漏，在光孔 或螺孔周围和孔底的厚度应至少等于螺栓公称直径之半与腐蚀裕量（3.2 mm ）之和。 5 JB/T 6443 －1992 4. 2. 12 不允许对螺柱与孔的间隙采用填料来防止泄漏。 4. 2. 13 压缩机精加工的安装面的表面粗糙度 Ra 值应为 3.2~6.3µm 。紧固或基础螺栓孔应垂直于安装 面，且应锪平座。 4. 2. 14 螺柱与机体连接好并随机提供。盲螺孔的最佳深度为螺柱直径的 1.5 倍。螺柱两端应倒角， 其长度为1.5 倍螺距。 4. 2. 15 内外螺栓连接应符合~ 条规定。 4. 2. 15. 1 螺纹的详细规定应符合GB 196 与GB 197 的规定。 4. 2. 15. 2 应优先采用螺柱而不采用螺栓。 4. 2. 15. 3 在外部连接时，螺栓（柱）周围应留有足够的扳手空间，以便使用套筒扳手或梅花扳手。 4. 2. 15. 4 除非买方有正式要求时，在外部连接时，不应使用内六角螺栓、带槽螺母或手扳螺母型的 螺栓。 4. 2. 16 ·级间隔板和进口导叶应适于所有规定的运行条件，以及启动、停车、跳闸、回复稳定及瞬 间喘振等状态。中间隔板与中间主流程相通时，买方应规定在每个连接处的最高和最低压力，卖方应 确定所提供的隔板能适应的最大压差。 4. 2. 17 内部连接的设计应使泄漏量最小，且易于拆卸。 4. 2. 18 为了使内泄漏量减少到最小，在所有内部极小间隙处应设置可更换的迷宫密封。买方无要求 时，迷宫密封应为静止的和易于更换的结构。 4. 2. 19 买方无规定时，隔板应设计成水平剖分结构。隔板应设置吊环螺孔或采用其他吊装措施，以 便拆卸。 4. 2. 20 若规定隔板要冷却，水平剖分上下隔板应有独立的冷却通道。每个冷却剂通道的进、出口应 在每个机壳的顶部和底部分别与集流管相连接。 4. 3 机壳连接件 4. 3. 1 通则 4. 3. 1. 1 机壳上所有工艺气体的接管都应适于4.2.3 条所规定的机壳允许的最高工作压力。 4. 3. 1. 2 买方的所有接管都应在不移动机器时可以进行维护。 4. 3. 1. 3 不应采用公称通径（DN ）32，65，90 及 125 mm 的接头、管线 与机壳相焊的连接件应满足机壳的材料要求（包括冲击值），而不是连接管材料的要求。 4. 3. 1. 5 所有接管的焊接应在液压试验前完成（参见5.3.2 条）。 4. 3. 2 主工艺流程连接件 4. 3. 2. 1 ·进出口连接应采用法兰连接或加工平面后用螺柱连接，管口方位按数据表的规定。筒型压 缩机进出口接管应布置在外机壳上，而不应该在端盖上。对垂直剖分悬臂式压缩机，其工艺气进口接 管可布置在端盖上。 4. 3. 2. 2 灰铸铁法兰和垫片应符合GB 4216.1~GB 4216.10 的规定；钢制管法兰应符合GB 9112~GB 9131 （不包括GB 9127 ）的规定。大于公称通径（DN ）600 mm 的钢法兰应符合双方商定大直径的碳 钢法兰标准。 4. 3. 2. 2. 1 在铸铁机壳上不允许采用凸面整体法兰。 4. 3. 2. 2. 2 允许采用比上述更厚、外径更大的钢法兰标准。 4. 3. 2. 3 ·当采用不同于上述钢法兰标准的连接件时需经买方同意。如有规定，卖方应提供所有的配 对法兰及配套的螺柱和螺母。 4. 3. 2. 4 等于或小于公称通径（DN ）200 mm 的铸铁法兰应为平面法兰，其最小厚度应符合GB 12380.6 （PN 5 MPa ）所对应的厚度。 4. 3. 2. 5 机壳法兰的螺栓孔的中心圆与法兰内孔径应有一定的同轴度要求，以便加工出的密封凸（凹） 台环形面积能容纳一个完整的标准垫片，而不会使垫片伸入到流体中。 4. 3. 2. 6 所有法兰和接管应符合 GB 4216.10、GB 12384 及 GB 9125 中的有关规定。如：选用材料 6 JB/T 6443 －1992 及表面粗糙度等。 4. 3. 3 辅助连接管 4. 3. 3. 1 辅助连接管应包括但不局限于下列接管：通气、注液、排污（参见 条）、冷却水、润 滑和密封油、冲洗、缓冲气和平衡盘腔体的接管。 4. 3. 3. 2 ·对于水平剖分机壳，卖方应提供全部气体通道排放接口；对于垂直剖分机壳，排放接口应 设置在每一进口段的最低点、内外机壳之间最低点和每排气段的最低点。如有规定，包括平衡盘腔在 内各级应设置单独排放口。 4. 3. 3. 3 法兰应符合GB 9113~GB 9131 （但GB 9127 除外）的规定。 4. 3. 3. 4 辅助接管至少为公称通径（DN ）20 mm （参见 条），且应采用承插焊接的法兰连接或 加工后用螺柱连接。对于承插焊接结构，焊前在管端与机壳的插座孔底部应留有1.5 mm 的间隙。 4. 3. 3. 5 当不能采用承插焊的法兰连接或加工后用螺柱连接开口结构时，经买方同意后，可采用公称 通径（DN ）20~40 mm 的接口。可采用螺纹连接，螺纹接口应按.1~.3 条的规定设置。 4. 3. 3. 5. 1 管螺纹的螺孔和凸台应符合GB 7306 的有关规定。 4. 3. 3. 5. 2 管螺纹应符合GB 7306 锥形螺纹的标准部分。 4. 3. 3. 5. 3 螺纹接头应采用密封焊，但在铸铁设备和有仪表接头及其他在维护时需经常拆卸的地方， 不允许采用密封焊。密封焊接应符合GBJ 236 等有关规定。 4. 3. 3. 6 螺纹、管螺纹和插入部分最好不超过150 mm 长，应装入螺纹连接或承插焊的开口孔中。螺 纹管接头与插入焊接最小壁厚参见表2 。每个管接头应配焊有对焊法兰、承插焊法兰或环松套法兰。 表 2 mm 管公称通径 螺纹管接头最小壁厚 插入焊接管接头最小壁厚 D N 20 5 4 25 5.5 4 40 7 5 4. 3. 3. 7 未连接管子的螺孔应拧上实心钢制螺塞，其螺纹应符合 GB 7307 的规定。其螺纹的长度与直 径之比推荐值为 0.6~0.45，螺纹直径小时取较小值。这些螺塞应满足机壳材质的要求。需要拆卸的螺塞 应采用耐腐蚀材料。螺柱应进行润滑。用于油路的螺塞的螺纹不应使用密封带。不允许采用塑料螺塞。 4. 4 外力和外力矩 4. 4. 1 压缩机各管口应设计成能承受按附录 C （补充件）计算出的外力和外力矩。在考虑到压缩机的 支承位置和支承结构、管子长度和加固程度、机壳形状及其厚度等诸因素之后，只要可能，按附录 C 计 算的许用外力和外力矩限值可放宽10%左右。各管口上许用外力和外力矩，卖方应以表格形式予以提供。 4. 4. 2 机壳及支座应设计成具有足够的强度和刚度，以便能把因施加许用外力和外力矩而使联轴器产 生的同轴度误差限制在50µm 之内。 4. 5 旋转零部件 4. 5. 1 轴应采用经过热处理且适用于机械加工的整体钢件制成，精加工后轴径大于200 mm 的轴应由 锻钢件制造。精加工后轴径等于或小于 200 mm 的轴也可用锻钢件制造，但经买方同意后，也可选用 热轧棒材，棒材的质量和热处理应符合轴锻件的标准。 4. 5. 2 与联轴器配合的轴端应符合ZB K54 030 的规定。 4. 5. 3 如买方未要求采用其他轴保护措施时，在级间密封间隙处，所有碳环密封处以及轴气封处，应 设置可更换的轴套。在规定使用条件下，这些轴套应选用耐腐蚀的材料。具有极小间隙密封处的轴套 应经适当的耐腐性处理，以防止环与轴套之间的泄漏（参见 条的规定）。 4. 5. 4 轴–轴套– 叶轮的装配设计应保证转子不会产生暂时的或永久的变形。在所有规定的运行条件 7 JB/T 6443 －1992 下，包括超速至跳闸转速，叶轮的装配方法应保证足够的同轴度的并保持平衡。 4. 5. 5 检测转子轴的径向测振探头传感面应与轴承轴颈同轴线。转轴的全部传感面（测量径向振动和 轴向位移的两个传感面），应无划痕、标记或其他任何表面不连续缺陷（例如油孔和键槽）。该表面不 应喷镀、涂镀和装轴套。其最终表面粗糙度 Ra 值应为 0.4~0.8µm，这些传感面应经良好地退磁或其他 处理，以便使电和机械的总跳动值不超过a 项和b 项的规定值： a. 用于径向振动测量探头的传感面，取许用最大峰– 峰振幅25%或6µm 中较大值； b. 用于轴向位移测量探头的传感面为13µm。 注：若采用各种办法之后还不能达到以上的规定值时，买、卖双方应协商提出可采用的其他验收标准。 4. 5. 6 每个转子应该有唯一的可鉴别的数码。该数码应打在未装联轴器的轴端。 4. 5. 7 可采用由轮盘、叶片和轮盖组成的闭式叶轮或由轮盘和叶片组成的半开式叶轮。叶轮可为焊接、 铆接、铣制或铸造结构，如买方同意，还允许采用电蚀、钎焊等其他制造方法。 4. 5. 8 焊接和铆接叶轮均可用锻件或铸件制成，流道中焊缝应光滑并无焊接飞溅物，叶轮焊后应进行 热处理以消除内应力。叶片的进出口处不应有锐边。 4. 5. 9 铸造叶轮除流道外应进行全部精加工。只有买方同意后，才允许采用补焊。 4. 5. 10 不允许用焊接的方法来平衡叶轮。 4. 5. 11 受应力作用零件的设计应适当考虑由几何形状所产生的应力集中。受应力作用的旋转部件的 设计应采用能减少应力集中的圆角等结构（应注意的部位有：叶轮、叶片与轮盘的相交处，键槽及轴 的变径处）。 4. 5. 12 应优先采用整体推力盘。当采用可装卸的浮环型、机械接触型或气体型轴封时，则应采用可 更换的推力盘。当推力盘与轴为一整体时，推力盘至少有 3.2 mm 附加厚度，以便推力盘损坏时能进 行修复加工。采用可更换的推力盘时（为了装配和维修），应将推力盘牢固地固定在轴上以防微振磨损。 4. 5. 13 推力盘两止推面的表面粗糙度 Ra 值应为 0.4µm ，推力盘任一侧表面内轴向跳动不应超过 12.7µm。 4. 5. 14 允许将压缩机设计成不带平衡盘的结构。 4. 5. 15 如需要，应设置平衡盘、平衡管和平衡气孔以便减少推力轴承上的轴向载荷，并应设置一个 或几个压力表接头以指示平衡腔内的压力，而不是指示平衡管中的压力。 4. 5. 16 平衡管的通径应设计成这样：当迷宫密封的间隙为原设计值 2 倍时，平衡管仍能输送平衡盘 的气体泄漏量，而不增加止推轴承承受的额定负荷值（见 条）。 4. 5. 17 为了防止轴上产生静电压，转动元件的剩磁不应超过0.0005T （特斯拉）。 4. 6 轴承和轴承箱 4. 6. 1 通则 4. 6. 1. 1 轴承应采用液体动压径向轴承和止推轴承。若采用其他形式轴承，需经买方正式同意。 4. 6. 1. 2 径向轴承和止推轴承应按买卖双方商定的标准安装轴承金属温度传感器。 4. 6. 2 径向轴承 4. 6. 2. 1 应采用衬套式或可倾瓦径向轴承，为了便于装配应采用剖分结构。采用不剖分结构应征得买 方的同意。轴承应具有精密镗孔的钢轴承体、可更换的带有巴氏合金轴衬、瓦块或外壳。轴承应设有 防转销钉，并应确保其轴向定位。 4. 6. 2. 2 轴承设计应抑制流体动压的不稳定性，并在轴承整个允许间隙的范围内提供足够的阻尼，以 便使设备在规定运行转速下空载或负载时，将转子的振动限制在规定的最大振幅内（参见 条）。 4. 6. 2. 3 轴衬、瓦块或外壳应装在水平剖分的轴承箱内并可更换。更换这些零件时，不需拆卸水平剖 分机器的上半机壳或垂直剖分机器的端盖。除非买方同意，轴承应设计成在更换轴衬、瓦块和轴承体 时不必拆卸联轴器的内套。 4. 6. 2. 4 设有衬套式径向轴承压缩机应设计成在现场安装可倾瓦轴承时不必重新加工轴承箱。 4. 6. 3 止推轴承 8 JB/T 6443 －1992 4. 6. 3. 1 液体动压止推轴承应为浇铸巴氏合金的多块扇形钢制轴衬体型，应设计成在两个方向上具有 相等的止推能力，其布置应适合对每侧面进行连续压力润滑。止推轴承两面均为倾斜瓦块式，具有自动 平衡负载的功能，即使瓦块在厚度上有微小的偏差，可倾瓦轴承也能确保每个瓦块承受相等份额的负载。 4. 6. 3. 2 瓦块的设计和制造厚度误差应具有精确尺寸，以便能进行互换或个别的瓦块的更换。 4. 6. 3. 3 止推轴承尺寸设计，应能在最不利的规定工作条件下连续工作。推力的计算应包括但不局限 于下列因素： a. 密封的最大设计内间隙和两倍的最大设计内间隙； b. 受压转子直径的阶梯变化； c. 级间最大压差； d. 规定的进口、级间和排气压力的极限偏差； e. 由联轴器传递的外推力； f. 电动机直联驱动时，来自电动机的最大推力。 4. 6. 3. 4 对于齿式联轴器，外推力应按式（1）计算： 9545P F . r ……………………………………… （1） 0 25 × N D r 式中：F——外部推力，kN ； Pr——额定功率，kW ； Nr——额定转速，r/min ； D——联轴器的轴孔直径，mm 。 注：联轴器轴孔直径近似等于齿节圆半径。 4. 6. 3. 5 膜片（盘）联轴器的外推力应根据联轴器制造厂规定的允许最大挠度来计算。 4. 6. 3. 6 如果一个止推轴承受两个或两个以上转子的推力（如在增速器中），止推轴承的推力取其同 一方向力的合力，否则推力应取这些推力中的最大值。 4. 6. 3. 7 止推轴承所承受的负荷应不超过止推轴承制造厂规定的极限额定负荷的 50%来选取。极限 额定负荷是指：连续运行时将产生许用最小油膜厚度而不导致失效的负荷或在瓦块上最高温度处不超 过巴氏合金蠕变或屈服强度时的负荷，并取这两种情况中的较小值。在设计止推轴承时，应考虑下列 各种因素： a. 轴转速； b. 轴承合金温度； c. 轴承瓦块偏斜； e. 油流量、粘度和供油温度； f. 轴承设计结构； g. 轴承合金和瓦块材料； h. 油膜扰动。 止推轴承的设计应经买方审查的确认。 4. 6. 3. 8 止推轴承的设计既能调整每个转子相对机壳的轴向位置，又能调节止推轴承的间隙。 4. 6. 4 轴承箱 4. 6. 4. 1 转子支承系统零、部件（轴承、轴承室、轴承压盖和轴承座）的结构为水平剖分且与机壳可 以分离，轴承箱内与大气相通，不承受压力。与大气侧相通的迷宫密封应配有供干空气或惰性气体吹 扫用的螺塞接头。 4. 6. 4. 2 采用半封闭式联轴器护罩的压缩机，在轴穿过轴承处，应设置可更换的迷宫式轴端密封和挡 油环；不应采用凸缘型密封。密封和挡油环应采用不起火花的材料制造。密封和挡油环的设计，应能 有效地将油挡在轴承箱内，并防止外来杂质进入轴承箱。 4. 6. 4. 3 强制润滑的液体动压轴承箱应设计成产生的泡沫最少。排油系统应使油位和泡沫适当低于轴 9 JB/T 6443 －1992 端密封。止推轴承出油口应与控制环相切并在其上部。如不使用控制环则排油孔应在止推轴承壳体上方。 4. 6. 4. 4 在最不利的规定运行条件下，经过轴承和轴承箱的油的温升应不超过 28 ℃。轴承出油口油 温不应超过82℃。 4. 6. 4. 5 用螺栓固定在机壳上的轴承座应为钢制件。 4. 6. 4. 6 轴承箱上的油管接头应符合4.3.3 条的规定。 4. 6. 4. 7 每个轴承箱内应安装两个径向测振探头。每台机器的推力端应安装两个轴位移探头及一个转 速测量探头。探头的安装应符合买卖双方商定的适用标准的要求。 4. 7 轴封 4. 7. 1 ·在启动或停车及所有规定的运行条件范围内，轴封应能阻止或防止工艺气体向大气泄漏或密 封液体向工艺气体泄漏。密封应适于在启动、停车或稳定期间及买方规定的各种其他特殊运行条件下 所确定的进口条件的变化。最低密封压力至少应等于稳定压力。轴封和密封系统应设计成能使压缩机 安全增压，并能使密封系统在工艺流程启动之前投入运行。 注：稳定（平衡）压力的实际值由买方确定，该值应在数据表上注明。 4. 7. 2 ·如有规定，轴封和轴套应便于检查和更换，不必拆卸水平剖分压缩机的上机壳或垂直剖分压 缩机的端盖，但悬臂结构例外。 4. 7. 3 ·按买方数据表规定，轴封可采用~ 条所述类型之一或其组合，各零部件的材料 应适于其使用条件。 4. 7. 3. 1 如果买方同意，除迷宫密封（见图 2 ）外，可采用碳环密封。迷宫密封可为静止或转动的。 当规定时（见4.7.7 条和4.15 条），应采用喷射器或相应喷射系统。 图2 迷宫密封 4. 7. 3. 2 ·机械密封（见图3 ）应提供迷宫密封和甩油环。供给旋转密封面的压力油或某种适合的液体， 可由润滑油系统提供，也可由独立的密封油系统提供。在压缩机增压、停车和密封油系统失控时，机械 密封的设计应能防止气体泄漏。当密封油系统停机时，为保证密封住停止运转的压缩机内滞留的压力气 体，可设置各种辅助装置。买方应说明是否应设置这些辅助装置。最终设计由买方和卖方共同确认。 10 JB/T 6443 －1992 图3 机械（接触）密封 4. 7. 3. 3 节流环密封（见图 4 ）应包括安装在定位或隔环上的碳环或其他合适材料的环，这种密封既 可像迷宫密封那样进行干密封，也可像机械密封那样带有密封液或带有缓冲气。 图4 节流环密封 4. 7. 3. 4 浮环密封（见图 5 和图 6 ）应设置密封环或节流套及迷宫密封。像机械密封那样，浮环密封 应设置密封液，浮环密封分为如图 5 所示的筒形节流套型和图 6 所示的泵型两类。这种密封应设置一 个静压头大于压缩机密封压力的高位油箱。卖方应规定油箱距压缩机轴心线的高度。经买方同意后， 也可采用能维持该压差并能可靠密封的其他方法。 11 JB/T 6443 －1992 图5 （筒形节流套）浮环密封 图6 （泵型）浮环密封 4. 7. 3. 5 干气密封不需任何液体来润滑和冷却，其典型结构如图7 所示。通常根据各种特殊用途做一 些相应的变化。该密封将有少量密封气体泄漏。如该密封用于有毒或可燃性气体，须采用一个隔离密 封来防止气体向大气或轴承箱泄漏。在运行时密封若失效，隔离密封应能优先作为备用密封。密封气 应过滤并应无滤渣物造成污染。密封气可以从压缩机出口或级间引出。但应设置备用密封气源，以便 在启动和停车时使用。 12 JB/T 6443 －1992 图7 干气密封 4. 7. 4 对于任一使用密封液的轴端密封，每个密封的内泄漏应由通道引自各独立的排放罐。在单台机 器中，单独的轴端密封的泄漏量不得大于所有轴封总的预期泄漏量的70% 。 4. 7. 5 由于被工艺气体所污染的油可能会损坏轴承、密封环、O 形环和联轴器，因此这些油应分别排 放，以便处理或回收。 4. 7. 6 密封压力平衡管线及有关气体通道（包括参考气和轴向推力平衡盘通道）的尺寸的确定，应能 在间隙为原密封间隙设计值的两倍时，轴端密封设计性能仍保持在允许的范围内。这些管线和通道尺 寸应在转子升速过程中保持两端轴密封升压大致相等。 4. 7. 7 ·除非另有规定，密封设计还应考虑向每个密封中注入缓冲气的措施。买方应说明是否打算采 用缓冲气；如果采用，还应说明缓冲气的组份。另外，对于任一规定运行条件，卖方应说明是否需要 注入缓冲气。如果要注入缓冲气，卖方应说明对该气体的要求。如有规定还应提供完整的控制系统原 理图和材料清单，控制方法应由买方规定。 4. 7. 8 ·如在规定的运行条件下，压缩机轴端密封一侧压力为负压时，应用高于大气压的气体来提高 密封压力。 4. 8 动力学 4. 8. 1 临界转速 4. 8. 1. 1 当施加到转子–轴承支承系统上周期性扰动力的频率（激振频率）与系统固有频率量值大致 相等时，该系统就可能处于共振状态。 4. 8. 1. 2 转子–轴承支承系统共振时，将使正常振幅增大。振幅增大数值和相角变化率与转子的振型 和系统的阻尼值有关。 注：振型通常分为第1 刚性振型（平移或脉冲型），第2 刚性振型（锥形或摆动）和弯曲振型（第1、第2、第3……第n ）。 4. 8. 1. 3 当由振动探头测得的转子放大系数AF （见图8 ）大于或等于2.5 时，该频率称为临界频率， 相应的轴旋转频率称为临界转速。放大系数AF 小于2.5 的系统，本标准称为临界阻尼系统。 13 JB/T 6443 －1992 图8 转子响应曲线 注：曲线的形状仅用于图解，并不代表转子的实际特性曲线 阶临界的转速（中心的频率），r/min ； Ncn——转子第n 阶临界转速； Nmin——最低运行转速； Nmc——最高连续转速，105%； N 1——0.707 倍振幅峰值的对应的较低转速； N2——0.707 倍振幅峰值的对应的较高转速； N –N ——在“半功率”点对应的转速差值； 2 1 A ——放大系数，A = N c1 ； F F N −N 2 1 SM——隔离裕度； CRE——临界响应区； Ac1——在Nc1 处的振幅； Acn——在Ncn 处的振幅。 4. 8. 1. 4 临界转速应通过转子阻尼不平衡响应的分析来确定，并且由试验数据来验证。 4. 8. 1. 5 激振频率可以小于、等于或大于转子的转速频率。系统设计中所考虑的潜在激振频率应包括 下列激振源，但并不限于此： a. 转子系统的不平衡； b. 油膜的不稳定性（涡动）； c. 内摩擦； d. 叶片、导叶、管口以及扩压器（通过）频率； e. 齿轮啮合和侧频带； f. 联轴器不对中（偏心）； g. 转子系统零、部件的松动； h. 滞后和摩擦涡动； i. 附面层流的分离； j. 声学和空气动力学的交叉耦合力； k. 非同步的涡流。 4. 8. 1. 6 除非共振是临界阻尼状态，卖方供货范围内的支承系统的共振不应发生在规定运行转速范围 或规定的隔离裕度内。 4. 8. 1. 7 ·对机组负有责任的卖方应确认驱动系统的临界转速（转子横向、系统扭转、叶片波型等） 是否与所供压缩机的临界转速相匹配，并确认其组合适合于在规定的运行转速范围内，包括转子系统 的启动速度稳定的要求。卖方应将从零到跳闸转速范围内所有不适宜停留转速的清单提供买方审查， 14 JB/T 6443 －1992 并写入在操作说明书中（见 条）。 4. 8. 2 横向振动分析 4. 8. 2. 1 对于每台机器卖方应提供一份阻尼不平衡响应分析，以确保从零至跳闸的任一转速下，振幅 部在可接受的范围内。转子动力学分析逻辑图和试验程序参见附录G （参考件）。 4. 8. 2. 2 阻尼不平衡响应包括下列因素，但不限于此： a. 支承（基础、框架和轴承座）的刚度、质量和阻尼特性，包括转速变化影响因素。卖方应说 明确定的支承系统的数据； b. 因转速、负载、预载、油温及由装配积累误差和最大至最小间隙所引起的轴承油膜刚度和阻 尼的变化； c. 转速，包括各种启动转速稳定值，运行转速和负载范围（若与规定条件不同时，还应包括商 议的试验条件），跳闸转速和惯性滑行条件； d. 转子质量，包括半联轴器的质量矩、刚度和阻尼的影响（例如：累积误差、流体的刚度和阻 尼，框架及机壳的影响）； e. 不对称负载（例如：局部弧形气流、齿轮力、侧流及不对称的间隙）。 4. 8. 2. 3 ·如有规定，阻尼的不平衡响应分析应包括轴系内其他设备的影响（即应进行轴系的横向振 动分析）。 4. 8. 2. 4 阻尼不平衡响应分析内容至少应包括下面a~e 各项内容（参见.3 条）： a. 从零至跳闸转速的每一谐振转速（有阻尼和无阻尼的临界状态）的振型，以及对跳闸转速之 上的下一各振型图的分析。 b. 为了得到特定振型，按下在规定设置不平衡量：通过各个临界转速范围内的诸转速时，在测 振探头处可测得的振动频率、相位及响应振幅数据。不平衡量应足够大，以便将转子在测振探头处的 振幅提高到由式（2 ）确定的振幅限值： L 25.4 12000 ……………………………………… （2 ） v N 式中：LV——未过滤的峰– 峰振幅的限值，µm； N——靠近某临界转速最近的运行转速，r/min 。 该不平衡量应不小于 条所规定不平衡限值的2 倍且不大于它的8 倍，并应放置在经分析确 定的最能对特定振型起作用的转子某位置或两轴承跨距之间位置上（例如，产生平移振型其位置在转 子跨距中点；产生锥状振型其位置在靠近转子两端相位差为 180°的两点）。能使转子轴端产生最大挠 度的弯曲振型，则是不平衡量位于转子外伸端的质量而不是作用于轴承处的静态负载。 c. 在上述 b 项提及各响应振型图上，应标明在联轴器啮合面的主轴线的振幅及相位、轴承中心 线、测振探头和机器每一密封处的位置。同时也要标明设计的最小径向密封间隙。 d. 为了作为验证试验的依据（见 4.8.3 条），应附带一张不平衡试验曲线图。其中不平衡量的放 置应按b 项的规定（刚性振型取决于轴承处的静态负载，弯曲振型取决于外伸端的重量），试验重量将 是 条所限定量的2~8 倍，其放置位置应由卖方确定。 e. ·如有规定，应绘制一张无阻尼转子响应刚性图，从图中获得按c 项中所规定阻尼不平衡响 应的分析。此图表明频率和支承系统刚度的关系曲线，并附上（叠加）计算的支承系统的刚度曲线 阻尼不平衡响应分析应表明，在 条 b 项描述的不平衡条件下，压缩机应符合如下验 收规范（见图8 ）： a. 如果放大系数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； b. 如果放大系数AF 为 2.5~3.55 ，隔离裕度在最高连续转速以上且为最高转速的 15%，隔离裕度 在最低运行转速以下则为最低运行转速的5%； 15 JB/T 6443 －1992 c. 如果放大系数AF 大于3.55 及临界响应峰值的转速小于最低运行转速nmin 时，则隔离裕度为最 低工作转速的百分比应按式（3 ）计算： [100 (84 6 )]% ………………………………… （3 ） S − + M A −3 F d. 如果放大系数AF 大于3.55 及临界响应峰值的转速大于跳闸转速时，则隔离裕度为最高连续转 速的百分比应按式（4 ）计算： SM [(126− 6 ) −100]% ……………………………… （4 ） A −3 F 4. 8. 2. 6 从零至跳闸转速之间的任何转速上计算的转子不平衡峰– 峰振幅（见 条b 项）应不超 过压缩机最小径向运转间隙的75% （但浮环密封位置处除外）。 4. 8. 2. 7 如果买卖双方确认，所有的实际设计努力已耗尽以后，如果振动分析表明隔离裕度仍不满足 要求，或者某个临界转速响应峰值仍落在运行转速范围内，那么买卖双方应遵照 条的要求，共 同商定可接受的振幅值。 4. 8. 3 不平衡响应分析的车间验证 4. 8. 3. 1 通常由卖方在联轴器端某位置上按着 条 d 项规定，放置一个不平衡量，由试验得到 的实际临界转速的响应将作为验证阻尼不平衡响应分析的准则。 注：由试验台上得到压缩机动态响应，是双方商定的试验条件的一个函数。如果这个结果不是在预期的现场压力、 温度、转速和负载条件下得到的，这个结果将与现场所预期的结果不同。 4. 8. 3. 2 试验中所测量的参数应包括转速、轴的振幅及其相位，从每对 X– Y 振动探头测得的振幅及 相位应为每个响应峰值处的矢量和，以确定其最大振幅。主轴的每个响应峰值的振幅不应超过 条所规定的限值，应在试验之前预先确定和调定记录仪表的增益系数，以便在试验压缩机的减速过程 中，其最大响应峰值落在记录仪满刻度的60%~100%的范围内。 注：① 一般认为，按矢量减扣除的缓慢转动（300~600 r/min ）转子总的电和机械的跳动量需要进行验证，通常轴 承座（振动）影响也应核实。 ② 每一个振动信号在 X 或 Y 方向上的相位是以度为单位测量角度的，它是一参考信号相位与同一时刻相邻 同步振动信号正峰相位的差值（滞后），此参考信号取至相角转换器，该转换器把转子上的标记在每转一 转时记录一次（若采用近距探头时，测量探头和转子上最高点之间的滞后相角）。 ③ 主轴的振幅通常根据示波器及相类似的仪器显示的轨迹来确定。当信号X 与Y 之间方向的相位差不是90°时， 主轴振幅可近似等于（X2 2 0.5 +Y ） ；信号X 与Y 之间相位角为90°时，主轴线振幅可为振动信号中的较大值。 4. 8. 3. 3 如果从上述试验数据和（或）阻尼不平衡响应分析按着 条 b 项所示相位或振幅中， 出现下列两种条件之一时，则需做附加的试验，以修正原有的转子阻尼不平衡响应分析： a. 任一临界转速的响应不能满足隔离裕度要求（见 条）或在运行转速范围内； b. 不满足 条的要求。 4. 8. 3. 4 不平衡重量和安放位置的确定应由买卖双方共同商定（见 条b 及d 项）。通过调整初 次运转时转子剩余不平衡量，使转子探头位置处振幅在最高连续转速时满足式（2 ）（ 条 b 项） 计算的振幅限值，从而确定应加不平衡量的大小。该试验的测试（见 条）结果可表明以下两项 机器验收规范： a. 在任何转速下，轴的挠度将不超过最小设计运行间隙的90% ； b. 在运行转速范围内任一转速下，轴的挠度将不超过最小设计运行间隙的 55%或探头处（见 条b 项）限定的振动值的150%。 上述a 与b 项所确定内挠度极限值是应以探头处和 条c 项标明有关区域计算的位移比值为 依据。这些试验实际内位移量是将这些比值与主轴轴线振幅相乘来计算（见 条）的。这些计算 16 JB/T 6443 －1992 的位移值应是验收依据，而不是试验后检查密封。不过，若试验导致压缩机上任何部位的损伤，则应 构成这次试验失败的结论。较小的内密封摩擦，只要不至超出卖方间隙公差的变化范围，不应作为损 坏结论。 4. 8. 4 扭振分析 4. 8. 4. 1 激发的扭转共振来自许多振源，在分析中都必须加以考虑，这些振源包括下列内容但不仅限 于这些： a. 齿轮问题，如节圆线跳动或不平衡； b. 启动条件，如在惯性力作用下阻止升速的过程及其他扭转振动； c. 同步电动机启动时瞬间扭矩的变化。 4. 8. 4. 2 整个轴系各阶扭转共振频率至少是在规定的转速范围内任何可能存在的激振频率的 10%以 上或10%以下。 4. 8. 4. 3 应避免运行转速的两倍或多倍的扭转临界转速，对系统若存在相应激振频率应表明无不良影 响。在扭转分析的应用中，除运行转速的倍数之外，不是运行转速的函数或实际上不同步的扭转激振 频率也应加以考虑。这些频率的识别是买方与卖方共同的责任。 4. 8. 4. 4 当计算的扭转共振频率落在上述的隔离裕度范围内时（买卖双方一致认为无法将扭转临界频 率从此范围内移出时），应进行应力分析证明扭转共振不会对整个轴系统产生不良影响。 4. 8. 4. 5 ·对电动机通过变速器驱动的压缩机机组，或如有规定，包括汽轮机驱动的机组，卖方应对 整个连接的轴系进行扭转振动分析。并有责任进行必要的修改，以满足~ 条规定。 4. 8. 4. 6 对于同步电动机驱动的机组，除 ~ 条所要求的扭转分析外，卖方还应进行瞬态 扭转振动分析。这些分析的验收标准由买卖双方商定。 4. 8. 5 振动和平衡 4. 8. 5. 1 转动件中的主要零、部件如轴、平衡盘和叶轮都应进行动平衡。当具有单边键槽的光轴进行 动平衡时，应加装半键将键槽填满。当键槽相隔 180°但不在一个横断面时，也应按上述方法将键槽填 满。光轴的最初平衡校正值应做记录。 4. 8. 5. 2 在装配时，转动件应进行多面动平衡。每次最多装上两个主要零、部件后就应做一次动平衡。 平衡校正仅适用于刚装上的零、部件。全部装配完的转子做最终平衡时，可能要对其他零件做较小校 正。在依次平衡过程中，按 条规定，所有用于光轴进行动平衡的半键应继续使用，直到更换上 最终的键为止。装配完好的转子最终平衡时，使用的全部半键的重量应记录在剩余不平衡工作表上[见 附录D （补充件）] 。在每个轴颈平面上允许最大剩余不平衡量应按式（5 ）计算： U 6350W ………………………………………… （5 ） max N mc 式中：U ——允许剩余不平衡量，g ·mm ； max W——轴颈处静态重量载荷，kg ； Nmc——最高连续转速，r/min 。 当采用备用转子时，也应按工作转子允许的最大剩余不平衡量进行动平衡。 4. 8. 5. 3 每个装配好的转动件的最终平衡完成后，应按附录D 所述的规定进行剩余不平衡检验和记录。 4. 8. 5. 4 只有在征得买方正式同意后，才能（在高速平衡机上以工作转速）进行高速动平衡。其验收 标准应由买卖双方共同协商确定。 4. 8. 5. 5 用经过平衡后的转子装配的压缩机进行车间试验，以最高连续转速或规定运行转速范围内的 任何其他转速运转时，在靠近每个径向轴承的任意平面上所测得的未滤波的峰– 峰振幅不应超过式（6 ） 的计算值或50µm，以两者之中的较小值为准： 17 JB/T 6443 －1992 12000 A 25.4 …………………………………… （6 ） N mc 式中：A——未滤波的峰– 峰振幅，µm； Nmc——最高连续转速，r/min 。 当压缩机在高于最高连续转速直到驱动机的跳闸转速中任一转速下运行时，其振幅值不应大于最 高连续转速时记录的最大振幅值的150%。 注：这些极限值不应与4.8.3 条不平衡响应车间检验所规定的极限值相混淆。 4. 8. 5. 6 电的和机械的径向跳动值，应将轴放在 V 形垫铁上转动时用非接触式振动探头和千分表在 同一轴径处进行测量来确定。 4. 8. 5. 7 如卖方能证明存在着电的或机械的径向跳动，则可从工厂试验测得的振幅中矢量减去由式 （6 ）计算值的25%或6.4µm 之中的较大值。 4. 9 润滑油和密封油系统 4. 9. 1 除非另有规定，应设置一个或多个压力油系统，以便向下列需要油的部位提供合适压力的油： a. 驱动机和被驱动设备的轴承（包括变速器）； b. 连续润滑的联轴器； c. 调节和控制油系统； d. 密封油系统； e. 买方的控制系统（如有液压系统）。 4. 9. 2 油箱和需要润滑的零、部件的油室应设计成在运转或停机期间，能把湿汽、灰尘和其他异物污 染减少到最低程度（这些零、部件有轴承、轴密封、高精加工的零、部件、仪表和控制元件等）。 4. 9. 3 ·买方应在数据表上规定密封油系统和润滑油系统是分离式还是组合式。如规定采用分离式的， 在卖方的报价书上应说明防止两个油系统相互混杂的措施。 4. 9. 4 除非另有规定，轴承和轴承箱一般应按烃油润滑来设计。 4. 9. 5 除非另有规定，压力油系统应符合 JB 4365 的规定。经买方同意后，完整的压力油系统也可 用于闭式非烃类冷却剂的冷却系统。 4. 9. 6 卖方应在操作手册中说明润滑油需用量、规格及供油温度和压力范围。 4. 10 材料 4. 10. 1 通则 4. 10. 1. 1 除了数据表或本标准所要求的或禁止的那些材料外，构件材料应符合规定工作条件下的制 造厂标准。附录 E （参考件）列出了推荐的材料规范，一般认为这些材料适用于主要零、部件。所有 主要零、部件的冶炼问题应在卖方的报价表上说明。辅助管线 在报价书中，材料等级应与附录E 中表E–1 材料牌号一致。当无这些适用牌号时，则在报 价书中应提供包括材料物理性质、化学成分和试验要求在内的卖方材料规范。 4. 10. 1. 3 ·铜与铜合金不应用于制造与腐蚀性气体接触或能形成易爆铜化物的压缩机，或辅助设备 的零、部件（这些合金不包括蒙乃尔合金、轴承巴氏合金和沉淀硬化不锈钢）。买方应负责在询价数据 表中注明所用气体的性质。 4. 10. 1. 4 卖方应确定所选用材料符合国家标准、必需的检查程序和选择性试验以确保材料使用要求。 卖方应在报价书中列出这些试验和检查项目。买方应考虑附加的试验和检查，尤其是用于关键性设备 的材料。 4. 10. 1. 5 机壳材料应满足4.2.6 条和4.2.7 条的要求。 4. 10. 1. 6 25 Mn 、30 Mn （GB 6654 ）型钢对缺口敏感性强，在常温下易于脆断，因此禁止使用这类 高锰钢。 4. 10. 1. 7 ·暴露于H2S 气体使用条件下的材料应遵照双方商定的标准。为防止材料在硫化物下的应 18 JB/T 6443 －1992 力腐蚀断裂，附录E 中表E–2 列出了压缩机主要零、部件在该条件下的材料规范。合金结构钢马氏体 不锈钢的屈服强度不应超过620 MPa，零、部件及试样的洛氏硬度不应超过22 HRC 。沉淀硬化不锈钢 的屈服强度不应超过800 MPa，零、部件及试样的洛氏硬度不应超过31 HRC 。如果需要，焊接组装的 部件应进行消除应力处理，使焊缝和热影响区的屈服强度和硬度都能满足上述要求。对于叶轮则需要 采用焊后热处理（W–Ht ）方式以满足附录E 中表E–1 的要求。对于直接暴露于含H2S 工艺条件中的 主轴则应按附录E 中表E–2 要求选材及热处理。买方应在数据表上说明工艺气体中H2S 气体的含量。 注：压缩机轴承之间轴的设计，可以超过该规定的屈服强度和硬度的限定值，这是由于联轴器处轴颈截面小，而 需要材料的强度较高，也由于轴承中间部分的工作应力都较低的缘故。 4. 10. 1. 8 ·买方应说明在工艺气、工艺流程及环境中是否存在腐蚀介质，包括可能引起应力腐蚀断 裂的组份。 4. 10. 1. 9 如果用奥氏体不锈钢制作零、部件，工作在易发生晶间腐蚀的工艺气或环境中，并且它们 可能用焊接的方式进行加工，表面硬化或表面处理时，则要求采用经过稳定性处理或采用低碳级别的 奥氏体不锈钢。奥氏体不锈钢不能用于可能产生应力腐蚀的场合。 注：除非采用对晶间腐蚀不敏感的过渡层，含碳量高于 0.10% 的涂层或硬化层能使低碳和奥氏体不锈钢稳定化处 理敏感。 4. 10. 1. 10 在有氢气（H ）存在的场合，当其分压大于0.689 MPa 或任意压力下氢气（H ）的摩尔浓 2 2 度大于90%时，应禁止采用屈服强度高于827 MPa 或硬度超过34 HRC 的材料来制造叶轮（表E–2 ）。 注： 条和 0 条规定用洛氏硬度作为验收合格与否的依据，如果需要采用其他硬度方法时，其测定 值应按附录E 中表E–3 进行硬度换算。 4. 10. 1. 11 材料和焊接质量应等于或高于GB 150 等标准相应的规定。铸件的铸造质量系数和许用最 大应力值应符合附录F 的规定。若标准未规定时，则要求制造厂提供有关数据表。 4. 10. 1. 12 用于转动或滑动的外部零件（如控制接头和调节机构类）应采用适于现场环境的防腐蚀材 料制造。 4. 10. 1. 13 未规定的较小零件（如螺母、弹簧、垫圈、垫片和键等）在防腐方面的要求，材料至少应 具有在相同环境中规定的防腐性。 4. 10. 1. 14 压力连接螺栓材料的最低等级：用于铸铁机壳的应为 35 号碳钢（GB 699 ）；用于钢机壳 上的为高温合金钢35CrMoA 或0Cr18Ni9 （GB 3077、GB 1220 ）；而螺母应为35CrMoA 或0Cr18Ni9 （或35 钢表面局部硬化）。用于温度低于–29 ℃的低温螺栓材料其最低等级应为35CrMoA （GB 3077 ）。 4. 10. 1. 15 用铬 18 镍 8 系列不锈钢或类似会在结合面产生粘接趋势的其他材料制造的配对零件，例 如螺栓（柱）和螺母等，应采用合适的防粘剂润滑。 4. 10. 1. 16 O 形圈应适合全部规定的使用条件，应特别考虑高压用途 O 形圈的选用，以确保压缩机 急速降压时不致损坏。 4. 10. 2 承压零、部件 4. 10. 2. 1 卖方应在数据表上说明铸件的材料等级。 4. 10. 2. 2 管件和承压件的焊接以及异种金属间的焊接及焊接修补应符合 JB 3964 的规定。施焊人员 必须具有压力容器焊工考试合格的资格。 4. 10. 2. 3 卖方应按符合 JB 3964 要求的焊接补修程序，并按该程序进行补焊及补焊后热处理，如有 必要，还应对补焊进行无损探伤检验。在补焊实施前，该程序应经买方审核。 4. 10. 2. 4 铸件应完好，无疏松、热裂、缩孔、气孔、裂纹、氧化皮、砂眼或其他相似的有害缺陷。铸 件表面应经喷砂、喷丸、化学清洗、酸洗或其他方法进行清洗。铸件飞边和浇冒口应铲除、锉平或磨平。 4. 10. 2. 5 承压铸件芯撑应尽可能的少，它们应是清洁、防腐的（允许喷涂），且化学成分应与铸件一致。 4. 10. 2. 6 铸铁件不应使用焊接、锤击、堵塞、烙焊或浸渍等方法来修补，但.1 条和.2 条所规定的情况除外。 4. 10. 2. 6. 1 可焊铸钢件可采用经JB 3964 焊接工艺评定过的焊接规程来补焊。 19 JB/T 6443 －1992 4. 10. 2. 6. 2 灰铸铁（GB 9439 ）件，或球墨铸铁件（GB 1348 ）可采用堵塞方法来修补。但螺塞长 度不得大于截面厚度 20% ，螺塞的直径不得大于截面的厚度（对灰铸铁）或不得大于塞头长度（对球 墨铸铁）。堵塞的钻孔应通过液体渗透方法进行仔细检查，确保已除去全部有缺陷的材料。 4. 10. 2. 7 不允许存在包括用螺塞堵死的穿透的空洞。

　　2、如果您确认为侵权，可联系本站左侧在线QQ客服请求删除。我们会保证在24小时内做出处理，应急电线、此文档由网友上传，因疑似侵权的原因，本站不提供该文档下载，只提供部分内容试读。如果您是出版社/作者，看到后可认领文档，您也可以联系本站进行批量认领。

　　J B-T 6226-1992大型火电设备风机用电动机技术条件.pdf

　　J B-T 6228-1992汽轮发电机绕组内部水系统检验方法及评定.pdf

　　原创力文档创建于2008年，本站为文档C2C交易模式，即用户上传的文档直接分享给其他用户（可下载、阅读），本站只是中间服务平台，本站所有文档下载所得的收益归上传人所有。原创力文档是网络服务平台方，若您的权利被侵害，请发链接和相关诉求至 电线) ，上传者

　　Kaiyun（中国体育） 开云全站网页