ГОСТ 32601-2019 (ISO 13709:2009, MOD) - часть 5

61 

 

Рисунок 29 — Алгоритм выбора вида анализа крутильных колебаний и оценки 

результатов анализа 

62 

6.9.2.2 

Если  заказчиком  не  требуется  иное,  расчет  недемпфированных 

собственных  частот  свободных  колебаний  должен  выполняться,  если  насосный 

агрегат подпадает под любое из следующих описаний: 

а) Насосный агрегат состоит из трех или более соединенных механизмов общей 

потребляемой мощностью 1500 кВт (2000 л.с.) и выше. 

б) Приводом  насоса  является  асинхронный  электродвигатель  или  турбина, 

соединенные  с  насосом  через  редуктор,  с  номинальной  мощностью  1500 кВт 

(2040 

л.с.) и выше. 

в) Приводом  насоса  является  двигатель  внутреннего  сгорания  с  номинальной 

мощностью 250 кВт (340 л.с.) и выше. 

г) Приводом  насоса  является  синхронный  электродвигатель  с  номинальной 

мощностью 500 кВт (680 л.с.) и выше. 

д) Приводом  насоса  является  электродвигатель  с  частотно-регулируемым 

приводом (ЧРП) с номинальной мощностью 1000 кВт (1360 л.с.) и выше. 

е) Вертикальный насос с приводом номинальной мощностью 750 кВт (1020 л.с.) 

и выше. 

Опыт применения показывает, что вертикальные насосы, особенно с длинными 

валами,  имеют  относительно  большие  моменты  инерции  ротора  и  привода,  и 

обладают малой склонностью к возбуждению крутильных колебаний. 

Анализ  недемпфированных  собственных  частот  свободных  колебаний  должен 

проводиться для насосного агрегата в целом, за исключением случаев, когда в состав 

агрегата  входит  механизм  со  слабой  механической  связью  валов,  например, 

гидравлическая  муфта  или  гидравлический  преобразователь крутящего момента. В 

любом  случае,  поставщик,  несущий  комплексную  ответственность  за  насосный 

агрегат,  должен  отвечать  за  внесение  любых  модификаций  во  все  механизмы 

насосного агрегата, необходимые для соблюдения требований по 6.9.2.3 - 6.9.2.9. 

6.9.2.3 

Если  оговорено  договором,  для  насосных  агрегатов  с  частотно-

регулируемым  приводом  (ЧРП)  должен  проводиться  анализ  отклика  при 

установившихся  вынужденных  демпфированных  колебаниях.  Анализ  должен 

охватывать  все  возможные  резонансные  частоты  вплоть  до  12-кратной  частоты 

питающей сети. 

Большинство  современных  ЧРП,  при  условии  правильной  эксплуатации, 

генерируют лишь незначительные крутильные колебания и напряжения на валу. Тем 

● 

63 

не  менее,  все  еще  существуют  конструкции  ЧРП,  генерирующие  значительные 

торсионные пульсации. 

6.9.2.4 

Если  оговорено  договором,  или  если  приводом  является  синхронный 

электродвигатель с номинальной мощностью 500 кВт (670 л.с.) и выше, должен быть 

выполнен  расчет  крутильных  колебаний  на  нестационарных  режимах  работы.  Этот 

расчет должен проводиться в соответствии с требованиями по 6.9.2.11 - 6.9.2.14. 

П р и м е ч а н и е   —   Некоторые заказчики требуют проводить расчет крутильных колебаний на 

нестационарных режимах работы если существует высокий риск возникновения короткого замыкания 

между  фазами, либо между  фазой и землей,  либо если при быстром  подключении  резервной шины 

происходит резкое падение мощности. 

6.9.2.5 

При  анализе  крутильных  колебаний  насосного  агрегата  должны  быть 

учтены все возможные причины и частоты возбуждения колебаний, в том числе (но не 

ограничиваясь только ими) нижеследующие:  

а) частоты  прохождения  лопастей  рабочего  колеса  насоса  мимо  заходов  в 

спиральный отвод или направляющий аппарат; 

б) частоты  зацепления  шестерен  в  редукторах  и  мультипликаторах  насосного 

агрегата; 

в) 1-я  и  2-я  оборотные  частоты  всех  роторов  всех  вращающихся  механизмов 

насосного агрегата; 

г) при  использовании  в  качестве  привода  двухтактных  двигателей  внутреннего 

сгорания: все частоты кратные оборотной частоте; 

д) при  использовании  в  качестве  привода  четырехтактных  двигателей 

внутреннего сгорания: все частоты кратные оборотной частоте и половине оборотной 

частоты; 

е) при  использовании  в  качестве  привода  синхронного  электродвигателя:  все 

частоты кратные частоте скольжения (только переходные явления), а также одно- и 

двукратная частота питающей сети; 

ж) при использовании в качестве привода асинхронного электродвигателя: одно- 

и двукратная частота питающей сети; 

и) для  приводов  с  переменной  частотой  вращения:  n  умножить  на  частоту 

вращения  ротора,  где  n  целое  число,  определяемое  изготовителем  привода,  по 

следующему принципу: 

1) 

для  двигателей  внутреннего  сгорания:  определяется  по  числу  рабочих 

тактов за оборот; 

2) 

для электродвигателей: определяется по числу полюсов. 

● 

64 

6.9.2.6 

Собственные  резонансные  частоты  крутильных  колебаний  всего 

валопровода насосного агрегата должны быть как минимум на 10 % больше или на 

10 

%  меньше  любой  возможной  частоты  возбуждения  в  пределах  всего 

установленного  диапазона  рабочих  частот  вращения  ротора  (от  минимальной  до 

максимальной постоянной рабочей частоты вращения ротора). 

6.9.2.7 

Требуется  избегать  возникновения  собственных  резонансных  частот 

крутильных колебаний на частотах, кратных оборотной частоте в два или более раз. 

Если  собственную  резонансную  частоту  изменить  нельзя,  то  поставщик  должен 

подтвердить, что резонанс на этой частоте не оказывает отрицательного воздействия 

на эксплуатацию и ресурс агрегата. 

6.9.2.8 

Если  расчетные  значения  резонансных  частот  крутильных  колебаний 

попадают внутрь диапазона, указанного в 6.9.2.6, а заказчик и поставщик согласились, 

что исчерпаны все возможные меры по сдвигу резонансных частот за пределы этого 

диапазона,  тогда  должен  быть  проведен  анализ  резонансного  отклика  при 

установившихся  вынужденных  демпфированных  колебаниях,  подтверждающий,  что 

резонанс  не  оказывает  вредного  воздействия  на  весь  насосный  агрегат.  Принятые 

для этого анализа значения величины возбуждения и степени затухания должны быть 

четко обозначены поставщиком в отчете по выполненному анализу. Критерии приемки 

результатов этого анализа должны быть согласованы заказчиком и поставщиком. 

П р и м е ч а н и е   —   Как  правило,  расчет  резонансного  отклика  при  установившихся 

вынужденных  демпфированных  колебаниях  для  насосных  агрегатов  с  частотно-регулируемыми 

приводами  с  широтно-импульсной  модуляцией  показывает  приемлемые  низкие  нагрузки  в  условиях 

резонанса, не оказывающие негативного воздействия на оборудование. 

6.9.2.9 

Если  заказчиком  не  требуется  иное  и  выполняется  только  расчет 

недемпфированных  собственных  частот  свободных  колебаний  в  стационарном 

режиме, поставщик должен предоставить заказчику отчет по анализу, с диаграммой 

Кэмпбелла, таблицами данных и кратким описанием методов расчета.  

6.9.2.10 

Если  оговорено  договором,  или  если  проводится  расчет  отклика  при 

установившихся вынужденных демпфированных колебаниях либо расчет крутильных 

колебаний на нестационарных режимах, то поставщик должен представить заказчику 

подробный отчет по результатам расчета, включающий следующие данные 

описание метода, используемого для вычисления собственных частот; 

диаграмма упругой системы масс; 

таблица  моментов  масс  и  крутильной  жесткости  каждого  элемента  упругой 

системы масс; 

● 

65 

диаграмма Кэмпбелла; 

диаграмма  формы  колебаний  с  пиковыми  напряжениями  для  каждой 

резонансной частоты, если анализ напряжений был проведен. 

6.9.2.11 

В  дополнение  к  параметрам,  используемым  для  проведения  расчета 

недемпфированных  собственных  частот  свободных  колебаний  в  стационарном 

режиме,  указанным  в  6.9.2.2,  в  расчете  крутильных  колебаний  на  нестационарных 

режимах должны быть учтены следующие факторы: 

средний крутящий момент привода, а также пульсирующий крутящий момент 

(по продольной и поперечной оси) в зависимости от частоты вращения ротора; 

характеристика  потребляемого  крутящего  момента  насоса  в  зависимости от 

частоты вращения ротора; 

характеристики  электрических  систем,  влияющие  на  напряжение  на 

электродвигателе, включая методы пуска (прямой пуск, плавный пуск, и т.д.). 

6.9.2.12 

Анализ  должен  определить  значение  максимального  крутящего 

момента, а также временную зависимость изменения момента для каждого из валов 

всех механизмов насосного агрегата.  

Максимальные значения моментов должны использоваться для оценки несущей 

способности  соединительных  элементов  и  зубчатых  передач,  а  также  посадок 

соединительных  элементов,  например,  посадок  втулок  соединительных  муфт. 

Временная зависимость крутящих моментов должна использоваться для проведения 

анализа усталостных повреждений валов, стопорных и соединительных деталей. 

6.9.2.13 

Должны  быть  учтены  пределы  усталостной  прочности  материалов  и 

расположение концентраторов напряжений.  

6.9.2.14  

Для  расчета  допустимого  количества  пусков  насосного  агрегата  с 

электродвигателем,  должен  быть  использован  алгоритм  расчета  накопленной 

усталости.  Допустимое  количество  пусков,  безопасное  для  агрегата,  должно  быть 

согласовано заказчиком и поставщиком.  

П р и м е ч а н и е   —   Расчетное  предельное  число  пусков  электродвигателя  зависит  от  его 

мощности, применяемой расчетной модели и практического опыта поставщика. Типичное расчетное 

предельное  число  пусков  составляет  порядка  1000...1500.  Стандарт  ANSI/API  Std  541  [29]  для 

электродвигателей мощностью более 375 кВт требует  предельное число пусков не менее 5000. Это 

является  разумным  требованием  к  электродвигателю,  поскольку  не  приводит  еще  к  значительному 

удорожанию его конструкции. Вместе с тем, это требование может привести к избыточному усилению 

конструкции приводимого оборудования.  

66 

Пример – 20-летний период работы с 1 пуском в неделю эквивалентен 1040 пускам. Но 

чаще  встречаются  ситуации,  когда  промышленное  насосное  оборудование  запускается 

несколько раз в год, а не раз в неделю. В связи с этим, заказчику необходимо указать разумное 

количество пусков, которое потребуется за весь срок службы.  

6.9.3 

Вибрация 

6.9.3.1 

Вибрация  центробежного  насоса  изменяется  с  изменением  подачи, 

обычно  являясь  минимальной  при  подаче,  соответствующей  максимальному  КПД 

насоса  (точка  BEP),  и  возрастая  при  увеличении  или  уменьшении  подачи 

относительно  точки  максимального  КПД.  Увеличение  вибрации  при  отклонении 

подачи  от  точки  максимального  КПД  зависит  от  плотности  энергии  насоса,  его 

коэффициента 

быстроходности 

(Ns) 

и 

кавитационного 

коэффициента 

быстроходности  (Nss).  Как  правило,  вибрация  растет  быстрее  при  увеличении 

плотности энергии, коэффициента быстроходности и кавитационного коэффициента 

быстроходности.  

С учетом этого, весь рабочий диапазон подач центробежного насоса может быть 

разделен  на  две  области,  одна  из  которых  называется  предпочтительной  рабочей 

областью, и в ней вибрация насоса мала, а вторая называется допустимой рабочей 

областью,  и  в  ней  вибрация  насоса  достигает  более  высокого,  но  все  еще 

приемлемого уровня. На рисунке 30 показана эта концепция.  

Другие  факторы  помимо  вибрации,  например,  повышение  температуры  при 

уменьшении  подачи  или  рост  требуемого  кавитационного  запаса  (NPSH3)  с 

увеличением подачи, могут сузить допустимый рабочий диапазон. См. также 6.1.12. 

Допустимый  рабочий  диапазон  насоса  должен  быть  указан  в  техническом 

предложении поставщика. Если допустимый рабочий диапазон сужается из-за других 

факторов,  помимо  вибрации,  тогда  эти  факторы  должны  быть  также  указаны  в 

предложении. 

В  случае,  если  заказчику  требуется  расширенный  допустимый  рабочий 

диапазон,  например,  необходимо  обеспечение  большей  подачи  для  сохранения 

работоспособности системы при переходных режимах её работы, то это должно 

быть  оговорено  договором.  В  этом  случае,  для  режимов  работы,  выходящих  за 

пределы  базовых  допустимых  рабочих  диапазонов  подач,  поставщик  может 

устанавливать  иные  нормы  и  требования  по  вибрации,  NPSHA  и  прочим 

сопутствующим  факторам, а также может вводить ограничение по времени на 

работу в этих режимах. 

● 

67 

6.9.3.2 

При  заводских  стендовых  испытаниях  насоса  должны  быть  замерены 

общий  уровень  вибрации  в  диапазоне  частот  от  5  до  1000  Гц  и  спектры  вибрации, 

полученные  с  использованием  быстрого  преобразования  Фурье  (FFT),  при  всех 

подачах,  на  которых  регистрируются  параметры  насоса  для  построения  графиков 

характеристик,  за  исключением  нулевой  подачи.  Замеры  вибрации  должны  быть 

выполнены в следующих местах насоса: 

на корпусе (корпусах) подшипников или в аналогичных местах для всех типов 

насосов; позиции точек замеров показаны на рисунках 31 - 33; 

на  валу  насосов  с  гидродинамическими  подшипниками,  с  бесконтактными 

датчиками вибрации (проксиметрами), если насос имеет условия для установки таких 

датчиков; если условий для установки проксиметров нет, то с одобрения заказчика 

допускается производить замер вибрации только на корпусах подшипников. 

6.9.3.3 

Спектры 

вибрации, 

полученные 

с 

использованием 

быстрого 

преобразования Фурье, должны включать диапазон частот от 5 Гц до 2Z умноженного 

на  рабочую  частоту  вращения  (где  Z  –  число  лопастей  рабочего  колеса;  в 

многоступенчатых  насосах,  имеющих  рабочие  колеса  с  разным  количеством 

лопастей,  Z  принимается  равным  наибольшему  числу  лопастей  из  всех  рабочих 

колес).  Если  оговорено  договором,  спектры  вибрации  должны быть  предоставлены 

заказчику вместе с протоколами стендовых испытаний насоса. 

П р и м е ч а н и е   —   Дискретные  частоты,  кратные  первой  и  второй  оборотной  (рабочей) 

частоте  вращения  вала  и  кратные  Z,  умноженному  на  оборотную  частоту,  связаны  с  различными 

типичными  явлениями  в  центробежных  насосах.  Поэтому  анализ  спектров  на  этих  частотах 

представляет значительный интерес. 

● 

68 

 

X 

– подача; Y1 – напор; Y2 – вибрация;  

 
1 

– полный допустимый рабочий диапазон подач; 

2 

– предпочтительный рабочий диапазон подач;  

3 

– уровень максимальной допустимой вибрации;  

4 

– уровень нормальной допустимой вибрации;  

5 

– подача в точке максимального КПД (BEP); 

6 

– типичная кривая зависимости вибрации от подачи, с указанием максимально допустимой 

вибрации;  
7 

– кривая зависимости напора от подачи;  

8 

– точка максимального КПД (точка BEP). 

Рисунок 30 — Типичный график зависимости вибрации от подачи насоса  

69 

Размеры в миллиметрах (в дюймах). 
 

 

 
 
 
1 

– место для установки датчика вибрации (см. 6.10.2.9);  

2 

– опциональное исполнение места для установки датчика вибрации (см. 6.10.2.10);   

A 

– осевое направление;  

H 

– горизонтальное направление;  

V 

– вертикальное направление 

 

Рисунок 31 — Места для измерения вибрации на горизонтальных насосах (типов OH 

и BB) 

2 

70 

Размеры в миллиметрах (в дюймах).  
 
 

 

 
1 

– поверхность для монтажа привода;  

2 

– корпус подшипника насоса;  

3 

– место для установки датчика вибрации (см. 6.10.2.9);  

4 

– опциональное исполнение места для установки датчика вибрации (см. 6.10.2.10);   

A 

– осевое направление;  

X, Y 

– взаимно перпендикулярные горизонтальные направления. 

Рисунок 32 — Места для измерения вибрации на вертикальных полупогружных 

насосах (типов VS) 

71 

Размеры в миллиметрах (дюймах). 
 

  

 
 

 

 
 
 
 
а – вертикальный консольный насос с патрубками в линию (типов ОН3 - ОН5); 
б – вертикальный консольный высокооборотный насос со встроенным повышающим редуктором и 
патрубками в линию (тип ОН6); 
в – место для установки датчика вибрации (см. 6.10.2.9);  
г – опциональное исполнение места для установки датчика вибрации (см. 6.10.2.10);   
1 

– поверхность для монтажа привода;  

2 

– корпус подшипника насоса;  

3 

– корпус редуктора;  

4 

– приемный патрубок;  

5 

– нагнетательный патрубок;  

6 

– резьбовое отверстие для датчика вибрации;  

A 

– осевое направление;  

X, Y 

– взаимно перпендикулярные горизонтальные направления. 

Рисунок 33 — Места для измерения вибрации на вертикальных консольных насосах 

с патрубками в линию (типов OH3 - OH6) 

6.9.3.4 

Абсолютная  вибрация  корпуса  подшипника  должна  характеризоваться 

среднеквадратичной (RMS) виброскоростью, выражаемой в мм/сек (в дюймах/сек). 

6.9.3.5 

Относительная  вибрация  вала  должна  характеризоваться  амплитудой 

смещения вала (от пика до пика), выражаемой в микрометрах (в mils). 

в) 

г) 

а) 

б) 

72 

6.9.3.6 

Значения  вибрации,  измеренные  при  стендовых  испытаниях  насоса,  не 

должны превышать значений, указанных: 

– для консольных и двухопорных насосов – в таблице 8; 

– для вертикальных полупогружных насосов – в таблице 9; 

На  насосах,  оснащенных  проксиметрами,  в  указанных  пределах  должна 

находиться  и  абсолютная  вибрация  корпусов  подшипников,  и  относительная 

вибрация вала.  

П р и м е ч а н и е   —   Для  абсолютной  вибрации  корпусов  подшипников  всегда  оценивается 

только среднеквадратичная (RMS) виброскорость. 

Т а б л и ц а   8   —   Допустимая вибрация для консольных и двухопорных насосов 

Показатели 

Вибрация при любой подаче в предпочтительном рабочем диапазоне 

насоса при измерении вибрации 

на корпусе подшипника любого 

типа (см. рисунки 31 и 33) 

непосредственно на вале насоса 

1) 

(вблизи подшипника) 

Общие 

Для насосов с частотой вращения 
до  3600 об/мин  и  мощностью  до 
300 

кВт (400 л.с) на одну ступень, 

абсолютная вибрация не должна 
превышать: 

v

u

 

< 3,0 мм/с RMS 

2)

 

(0,12 дюйм/с RMS) 

2)

 

Для насосов с частотой 

вращения более 3600 об/мин 

или мощностью более 300 кВт 

(400 

л.с.) на одну ступень в 

соответствии с рисунком 34 

Относительная  вибрация  (от 
пика 

до 

пика) 

не 

должна 

превышать: 

A

u

 < (5,2

∙10

6

/n)

0,5

 

мкм 

2)

 

[(8000 / n)

0,5 

mils] 

2)

 

но  в  любом  случае  не  должна 
превышать (от пика до пика): 

A

u

 < 50 

мкм (2,0 mils) 

Дискретные частоты 

На  любой  дискретной  частоте 
вибрация не должна превышать: 

v

f

 < 2,0 

мм/с RMS 

2)

 

(0,08 

дюйм/с RMS) 

2)

 

для f < n: A

f

 < 0,33

∙A

u

 

2)

 

Допустимое 

увеличение 

вибрации  при  подачах  вне 
предпочтительного 
рабочего  диапазона,  но  в 
пределах 

допустимого 

рабочего диапазона  

30% 

3)

 

30% 

3)

 

1) 

Применимо для насосов с гидродинамическими опорными подшипниками 

2) 

Отклонения от этих требований допускаются в обоснованных случаях с одобрения заказчика. 

3) 

Допускается увеличение параметра при дополнительном расширении диапазона по 6.9.3.1. 

П р и м е ч а н и е   1   —   В  таблице  приняты  следующие  обозначения:  v

u

 

— общая  виброскорость, 

суммарная  по  всем  частотам;  v

f

 

— виброскорость  на  дискретной  частоте,  полученная  при  быстром 

преобразовании  Фурье  (FFT)  с  окном  Хеннинга  и  минимальным  разрешением  по  частоте  в  400  линий; 
A

u

 

— общая  амплитуда  виброперемещения  вала,  суммарная  по  всем  частотам;  A

f

 

— амплитуда 

виброперемещения вала на дискретной частоте, полученная при быстром преобразовании Фурье (FFT) с окном 
Хеннинга  и  минимальным  разрешением  по  частоте  в  400  линий;  f — частота;  n — частота  вращения  ротора 
насоса в об/мин. 

П р и м е ч а н и е   2   —   Мощность определяется для подачи при максимальном КПД  (в точке BEP), с 

номинальным диаметром рабочего колеса, при относительной плотности перекачиваемой среды равной 1,0. 

П р и м е ч а н и е   3   —   Расчетные значения виброскорости и амплитуды перемещения вала должны 

округляться до двух значащих цифр. 

73 

Т а б л и ц а   9   —   Допустимая вибрация для вертикальных полупогружных насосов 

Показатели 

Вибрация при любой подаче в предпочтительном рабочем диапазоне 

насоса при измерении вибрации 

на корпусе упорного подшипника 

насоса или опорном фланце 

двигателя (см. рисунок 32) 

непосредственно на вале насоса 

1) 

(вблизи подшипника) 

Общие 

Абсолютная вибрация не должна 
превышать: 

v

u

 < 5

,0 мм/с RMS 

2)

 

(0,20 дюйм/с RMS) 

2)

 

Относительная  вибрация  (от 
пика 

до 

пика) 

не 

должна 

превышать: 

A

u

 < (6,2

∙10

6

/n)

0,5

 

мкм 

2)

 

[(10000 / n)

0,5 

mils] 

2)

 

но  в  любом  случае  не  должна 
превышать (от пика до пика): 

A

u

 < 10

0 мкм (4,0 mils) 

Дискретные частоты 

На  любой  дискретной  частоте 
вибрация не должна превышать: 

v

f

 < 3,4 

мм/с RMS 

2)

 

(0,13 

дюйм/с RMS) 

2)

 

для f < n: A

f

 < 0,33

∙A

u

 

2)

 

Допустимое 

увеличение 

вибрации  при  подачах  вне 
предпочтительного 
рабочего  диапазона,  но  в 
пределах 

допустимого 

рабочего диапазона 

30% 

3)

 

30% 

3)

 

1) 

Применимо для насосов с гидродинамическими радиальными подшипниками 

2) 

Отклонения от этих требований допускаются в обоснованных случаях с одобрения заказчика. 

3) 

Допускается увеличение параметра при дополнительном расширении диапазона по 6.9.3.1. 

П р и м е ч а н и е   1   —   В  таблице  приняты  следующие  обозначения:  v

u

 

— общая  виброскорость, 

суммарная  по  всем  частотам;  v

f

 

— виброскорость  на  дискретной  частоте,  полученная  при  быстром 

преобразовании  Фурье  (FFT)  с  окном  Хеннинга  и  минимальным  разрешением  по  частоте  в  400  линий; 
A

u

 

— общая  амплитуда  виброперемещения  вала,  суммарная  по  всем  частотам;  A

f

 

— амплитуда 

виброперемещения вала на дискретной частоте, полученная при быстром преобразовании Фурье (FFT) с окном 
Хеннинга  и  минимальным  разрешением  по  частоте  в  400  линий;  f — частота;  n — частота  вращения  ротора 
насоса в об/мин. 

П р и м е ч а н и е   2   —   Расчетные значения виброскорости и амплитуды перемещения вала должны 

округляться до двух значащих цифр. 

 

74 

 

где 

Х — частота вращения, об/мин.; 

 

Y1 

— виброскорость, мм/с, RMS; 

 

Y2 

— виброскорость, дюйм/c, RMS;  

 

1 

— P ≥ 3000 кВт / ступень;  

 

2 

— P = 2000 кВт / ступень;  

 

3 

— P = 1500 кВт / ступень;  

 

4 

— P = 1000 кВт / ступень;  

 

5 

— P = 700 кВт / ступень;  

 

6 

— P = 500 кВт / ступень;  

 

7 

— P ≤ 300 кВт / ступень 

П р и м е ч а н и е   1   —   Формула  расчета  линии  перехода  от  уровня  3,0  мм/с  к  уровню  4,5  мм/с: 

v

u

 = 

3,0∙(n/3600)

 0,30 

[P/300]

 0,21

 

П р и м е ч а н и е   2   —   Максимальная  допустимая  вибрация  на  любой  отдельной  дискретной  частоте: 

v

f

 < 0,67 

∙ v

u, 

где  v

u

 

— максимальное  допустимое  значение  общей  вибрации,  суммарное  по  всем  частотам  в 

соответствии с рисунком. 

Рисунок 34 — Допустимые пределы вибрации для горизонтальных насосов с частотой вращения 

ротора свыше 3600 об/мин или мощностью свыше 300 кВт (400 л.с.) на одну ступень 

6.9.3.7 

При  любой  частоте  выше  максимальной  рабочей  частоты  вращения 

ротора  насоса,  вплоть  до  частоты  аварийного  отключения  привода,  вибрация  не 

должна  превышать  150%  от  максимального  значения  вибрации  при  максимальной 

рабочей частоте вращения ротора насоса. 

6.9.3.8 

Насосы  с  переменной  частотой  вращения  должны  работать  во  всем 

установленном  диапазоне  частот  вращения  без  превышения  допустимых  значений 

вибрации, установленных в настоящем стандарте. 

75 

6.9.4 

Балансировка 

6.9.4.1 

Рабочие колеса, разгрузочные барабаны/диски (см. 6.7.1) и аналогичные 

основные вращающиеся детали насоса должны быть динамически отбалансированы 

в соответствии с классом G2.5 по ГОСТ ИСО 1940-1. Масса балансировочной оправки 

не  должна  превышать  массу  балансируемой  детали.  Балансировка  валов  не 

требуется.  Для  роторов  одноступенчатых  насосов  типа  BB1  и  BB2  с  деталями, 

имеющими  посадку  с  натягом,  поставщик  должен  выбрать  вариант  балансировки 

ротора  в  сборе  (согласно  9.2.4.2)  взамен  балансировки  основных  вращающихся 

деталей по отдельности. 

6.9.4.2 

Допускается  балансировать  детали  в  одной  плоскости,  если  величина 

отношения D/b составляет 6,0 или более (см. рисунок 35).  

 

а) рабочее колесо с односторонним 

всасыванием 

б) рабочее колесо с двусторонним  

всасыванием 

 

 

в) упорный диск 

г) разгрузочный барабан 

Обозначения на рисунке 35:  

b 

−

 

ширина детали; 

ØD 

−

 

диаметр детали 

Рисунок 35 — Размеры вращающихся деталей для определения допустимости 

балансировки в одной плоскости 

76 

6.9.4.3 

Балансировка  роторов  в  сборе  должна  происходить  согласно 

требованиям соответствующих разделов настоящего стандарта для конкретных типов 

насосов. 

6.9.4.4 

Если  оговорено  договором,  рабочие  колеса,  разгрузочные  барабаны  и 

аналогичные  вращающиеся  детали  должны  быть  динамически  отбалансированы  в 

соответствии  с классом  G1 по  ГОСТ ИСО 1940-1  (номинально эквивалентен классу 

4W/n по USC). 

В единицах USC, дисбаланс выражается формулой (2): 

 

U = KW / n 

(2) 

где 

U 

─ дисбаланс в одной плоскости, выраженный в унциях на дюйм; 

K 

─ константа, равная 4 (см. приложение Л); 

W 

─ масса балансируемой  детали  (при балансировке деталей), выраженная в 

фунтах;  или  нагрузка  на  каждую  радиальную  опору  балансировочной  машины  (при 

балансировке роторов), выраженная в фунтах; 

n 

─ частота вращения вала насоса, выраженная в об/мин. 

Величина  дисбаланса  KW/n  выражается  только  в  единицах  системы  USC.  В 

международных стандартах, дисбаланс выражается в классах балансировки по  ISO 

1940-1  [30]  (

ГОСТ ИСО 1940-1).  Каждому  классу  балансировки  ISO  соответствует 

диапазон  значений  остаточного  дисбаланса.  Указанные  в  настоящем  стандарте 

предельные  значения  дисбаланса  в  единицах  USC  соответствуют  приблизительно 

середине диапазона значений остаточного дисбаланса по соответствующему классу 

ISO.  

Современные балансировочные станки позволяют отбалансировать детали в их 

оправках  до  U=4W/n  (в  единицах  USC)  (номинально  эквивалентно  классу  G1  по 

ГОСТ ИСО 1940-1),  или  даже  с  большей  точностью,  в  зависимости  от  массы 

балансируемой  детали,  и  проверить  балансировку  путем  измерения  остаточного 

дисбаланса. Однако эксцентриситет массы, эквивалентный остаточному дисбалансу 

меньше,  чем  U=8W/n  (в  единицах  USC)  (номинально  эквивалентно  классу  G2.5  по 

ГОСТ ИСО 1940-1),  уже  настолько  мал,  что  его  не  удастся  повторить,  если 

балансируемую  сборочную  единицу  разобрать  и  опять  собрать.  Поэтому,  если 

сборочная  единица  будет  разбираться  после  балансировки,  то  не  имеет  смысла 

балансировать её точнее, чем до класса G2.5 (8W/n в единицах USC).  

●