содержание .. 13 14 15 16 ..

ГОСТ 32601-2019 (ISO 13709:2009, MOD) - часть 15

221

минимального показаний измерительного прибора определяет воздействие пробной

массы. Расстояние центра окружности от начала полярной диаграммы определяет

остаточный дисбаланс в этой плоскости.

Л.4.2.6 Следует повторить действия, описанные в Л.4.2.1 – Л.4.2.5, для каждой

плоскости балансировки. Если установленное значение максимального допустимого

остаточного дисбаланса было превышено в любой плоскости балансировки, ротор

необходимо сбалансировать более точно, а затем произвести новый замер. Если

коррекция производилась в нескольких плоскостях балансировки, контроль

остаточного дисбаланса должен быть повторно проведен во всех плоскостях.

Л.4.2.7 Для роторов, проходящих поэтапную балансировку в ходе сборки,

контроль остаточного дисбаланса должен проводиться после установки и

балансировки первой детали ротора, а также, как минимум, по завершению

балансировки всего ротора.

П р и м е ч а н и е — Такая процедура позволяет сэкономить время и не производить

необязательное

удаление

материала

деталей

ротора

при

попытке

балансировки

многокомпонентного ротора.

222

Оборудование (ротор) №:                                           _________
Заказ на поставку №:                                                       _________
Плоскость коррекции (вход, сторона привода и т. д., используйте эскиз):           _________
Скорость балансировки:                                                _________ об/мин
n

= максимально допустимая частота вращения ротора: _________ об/мин

(или W) = масса шейки вала (ближайшей к данной плоскости коррекции): _________ кг (lb)

max

= максимально допустимый остаточный дисбаланс = 6350 m/n (4W/n)

6350

х ______ кг /_______об/мин. ( 4 x ______ lb /_______об/мин): _________ г•мм

(oz

•in)

Пробный дисбаланс (2 х U

max

): __________

г•мм (oz•in)

R =

радиус положения масс: __________ мм (in)

Пробная масса дисбаланса = Пробный дисбаланс/R  _____ г•мм /____мм (oz•in/in):  __________г
(oz)
П р и м е ч а н и е - 1 унция (oz) = 28,350 г

Данные испытаний Эскиз ротора

Позиция

Угловое положение

пробной массы

Величины амплитуд

на балансировочном

станке

Данные испытаний — Графический анализ
Шаг 1: Нанесите данные на полярную диаграмму (см. рисунок Л.2). Масштабируйте диаграмму так,
чтобы наибольшая и наименьшая амплитуды умещались без труда.
Шаг 2: С помощью циркуля нарисуйте окружность, проходящую через шесть точек (как можно более
точно), и отметьте центр этой окружности.
Шаг 3: Измерьте диаметр окружности в единицах масштаба выбранного в Шаге 1 и запишите.
_________
Шаг 4: Запишите полученный пробный дисбаланс.                              _______ г•мм (oz•in)
Шаг 5: Удвойте пробный дисбаланс, полученный в Шаге 4 (можете использовать удвоенный
фактический остаточный дисбаланс).                                                    _______ г•мм (oz•in)
Шаг 6: Разделите результат Шага 5 на результат Шага 3:         ________коэффициент масштаба
Теперь вы получили корреляцию между величинами на полярной диаграмме и фактическим
балансом.
Нарисованная  окружность  должна  включать  начало  полярной  диаграммы.  В  противном  случае
остаточный дисбаланс ротора превышает используемый испытательный дисбаланс.

П р и м е ч а н и е - Причинами, по которым нарисованная окружность не включает начало полярной
диаграммы, могут быть ошибка оператора в процессе балансировки, неисправный датчик или кабель
балансировочного станка или недостаточная чувствительность балансировочного станка.

Если окружность включает начало полярной диаграммы, расстояние между началом диаграммы и
центром полученной окружности определяет фактический остаточный дисбаланс в плоскости
коррекции ротора. Измерьте расстояние в единицах масштаба, выбранного в Шаге 1, и умножьте
это число на масштабный коэффициент, определенный в Шаге 6. Расстояние в единицах масштаба
между началом и центром окружности, умноженное на масштабный коэффициент, равно
фактическому остаточному дисбалансу.
Запишите значение фактического остаточного дисбаланса                       _______ г∙мм (oz•in)
Запишите значение допустимого остаточного дисбаланса                       _______ г∙мм (oz•in)
Плоскость коррекции _____для ротора №________________прошедшего (непрошедшего) контроль.

Подпись _____________________                                    Дата _____________________

Рисунок Л.1 – Форма для определения остаточного дисбаланса

223

Рисунок Л.2 – Форма для определения остаточного дисбаланса. Полярная

диаграмма

224

Оборудование (ротор) №:                          __С-101__
Заказ на поставку №:                                                       _________
Плоскость коррекции (вход, сторона привода и т. д., используйте эскиз):           ___А_____
Скорость балансировки:                                                   __800____ об/мин
n

= максимально допустимая частота вращения ротора: _10000___ об/мин

(или W) = масса шейки вала (ближайшей к данной плоскости коррекции): __908____ (lb)

max

= максимально допустимый остаточный дисбаланс = 6350 m/n (4W/n)

( 4 x 908 lb / 10000

об/мин): _0,36_ (oz•in)

Пробный дисбаланс (2 х U

max

): _0,72_ (oz

•in)

= радиус положения масс: _6,875_ (in)

Пробная масса дисбаланса = Пробный дисбаланс/R  _0,72_ oz•in / _6,875_ in:   _0,10__ (oz)
П р и м е ч а н и е - 1 унция (oz) = 28,350 г

Данные испытаний Эскиз ротора

Позиция

Угловое положение

пробной массы

Величины амплитуд

на балансировочном

станке

14,0

12,0

120

14,0

180

23,5

240

23,0

300

15,5
13,5

13,5

Данные испытаний — Графический анализ
Шаг 1: Нанесите данные на полярную диаграмму (см. рисунок Л.2). Масштабируйте диаграмму так,
чтобы наибольшая и наименьшая амплитуды умещались без труда.
Шаг 2: С помощью циркуля нарисуйте окружность, проходящую через шесть точек (как можно более
точно), и отметьте центр этой окружности.
Шаг 3: Измерьте диаметр окружности в единицах масштаба выбранного в Шаге 1 и запишите.
__35____
Шаг 4: Запишите полученный пробный дисбаланс.                                   _0,72__ (oz•in)
Шаг 5: Удвойте пробный дисбаланс, полученный в Шаге 4 (можете использовать удвоенный
фактический остаточный дисбаланс).                                                         _1,44_ (oz•in)
Шаг 6: Разделите результат Шага 5 на результат Шага 3:         _0,041_ коэффициент масштаба
Теперь вы получили корреляцию между величинами на полярной диаграмме и фактическим
балансом.
Нарисованная  окружность  должна  включать  начало  полярной  диаграммы.  В  противном  случае
остаточный дисбаланс ротора превышает используемый испытательный дисбаланс.

Если окружность включает начало полярной диаграммы, расстояние между началом диаграммы и
центром полученной окружности определяет фактический остаточный дисбаланс в плоскости
коррекции ротора. Измерьте расстояние в единицах масштаба, выбранного в Шаге 1, и умножьте
это число на масштабный коэффициент, определенный в Шаге 6. Расстояние в единицах масштаба
между началом и центром окружности, умноженное на масштабный коэффициент, равно
фактическому остаточному дисбалансу.
Запишите значение фактического остаточного дисбаланса                 _6,5 x (0,041) = 0,27_ (oz•in)
Запишите значение допустимого остаточного дисбаланса                             _0,36_ (oz•in)
Плоскость коррекции _A_ для ротора № __C-101___________ прошедшего контроль.

Подпись _____________________                                    Дата _____________________

Рисунок Л.3 – Форма для определения остаточного дисбаланса. Пример

заполнения.

225

Рисунок Л.4 – Форма для определения остаточного дисбаланса. Полярная

диаграмма.

Пример оптимально построенной окружности для определения остаточного

дисбаланса

226

(справочное)

Жесткость вала и ресурс системы подшипников

М.1 Руководство по определению индекса жесткости вала консольных

насосов типов OH2 и OH3

Подраздел М.1 содержит описание стандартного метода расчета индекса

жесткости вала консольного насоса. Если оговорено договором (см. 9.1.1.3), индекс

жесткости вала насоса должен быть рассчитан поставщиком в соответствии с

указаниями данного подраздела и указан в листе технических данных насоса.

Конструктивные и эксплуатационные требования к роторам консольных насосов

установлены в нескольких разделах настоящего стандарта. Данный подраздел

содержит перечень этих требований, а также стандартную методику расчета индекса

жесткости вала, которую можно использовать при оценке параметров жесткости, а

также при сравнении жесткости различных валов.

Для вала с двумя диаметрами: D

диаметром под уплотнительной втулкой и D

диаметром между

подшипниками, согласно рисунку М.1, жесткость вала обратно

пропорциональна характеристике, называемой «индекс жесткости вала», SFI или I

расчет которой выполняется по формуле (М.1):

= L

/ D

+ L

•

/ D

(М.1)

где: L

– вылет консоли (от центральной линии рабочего колеса, перпендикулярной

его оси вращения, до переднего опорного подшипника),

– расстояние между подшипниками.

конструкциях

роторов,

типичных

для

насосов, применяемых в

нефтепереработке, с D

> D

и L

< L

, второе слагаемое в формуле (М.1) обычно дает

лишь около 20 % от общего значения I

, поэтому обычной практикой является

определение жесткости вала консольного насоса при помощи упрощенной формулы

(

М.2):

= L

/ D

(М.2)

227

−

упрощенный вал;

−

радиальная нагрузка на рабочее колесо;

−

прогиб вала;

−

сторона вала под рабочим колесом;

−

опора (подшипник);

−

консоль;

а)

величина прогиба пропорциональна нагрузке, с коэффициентом:

Рисунок М.1 — Упрощенный ротор консольного насоса

Упрощенный расчет I

по формуле (М.2) широко использовался на практике для

насосов для нефтепереработки в 1970-х и 80-х годах для сравнительного анализа

жесткости роторов консольных насосов и выбора коэффициента эксплуатационных

затрат при сравнении стоимости насосов разной конструкции. Коэффициент I

некоторым весом (обычно 1,2) умножали на минимальную цену насосов,

предназначенных для данного применения. Эта практика привела к разработке

роторов с большей жесткостью, обеспечивающих большую межремонтную наработку

(MTBR

), а позднее в 1990-х годах позволила уменьшить протечки через торцевые

уплотнения вала, особенно для летучих органических соединений (VOC). Поскольку

такие сравнения выполнялись для насосов на конкретное применение, сравнивались

насосы аналогичных размеров. Следовательно, для разработки общих рекомендаций

для выбора величины I

необходимо установить общую зависимость между I

размером насоса.

Кронштейны подшипников консольных насосов для нефтепереработки

разрабатываются сериями типоразмеров. В связи с этим, вал для каждого

типоразмера кронштейна конструируется на основе определенного значения

крутящего момента, массы рабочего колеса и радиальной нагрузки (статической и

динамической), для максимальных размеров и рабочих параметров проточной части

насоса, для работы с которой предназначен кронштейн. Масса рабочего колеса важна

при проектировании ротора для выполнения требования, чтобы первая «сухая»

критическая частота вращения ротора составляла ≥ 120 % от максимальной

228

постоянной рабочей частоты вращения насоса (см. 6.9.1.2). Кроме того, необходимо

выполнить требование, чтобы смещение рабочих поверхностей торцевых уплотнений

из-за прогиба вала вследствие действия радиальных сил не превышало 50 мкм (0,002

дюйма) (см. 6.9.1.3).

Действующие на вал нагрузки зависят от размеров рабочего колеса, от напора,

подачи и частоты вращения ротора насоса. Это позволяет определить «размерный»

коэффициент, K

, по формуле (М.3):

= (Q

• H) / N

(М.3)

где: Q

− подача в точке максимального КПД (BEP), при максимальном диаметре

рабочего колеса;

− напор;

− частота вращения.

Этот размерный коэффициент имеет связь с крутящим моментом. График

двойной логарифмической зависимости I

от K

для консольных насосов различных

конструкций в диапазоне от 25 до 35000 кВт (от 35 л.с. до 500000 л.с.), максимальные

значения на котором соответствуют большим турбонасосам, показывает, что данные,

относящиеся к насосам современных конструкций, укладываются в прямолинейную

зависимость (см. рисунки М.2 и М.3). Линия аппроксимации, начиная со стороны

максимальных значений, также показана на этом графике.

Линия аппроксимации рассчитывается по формуле (М.4) для системы СИ и по

формуле (М.5) для системы единиц USC:

= 32

• K

–0,76

(

М.4)

USC

= 6200

• K

–0,76

(

М.5)

Формулы (М.4) и (М.5) применимы для насосов для нефтепереработки, роторы

которых, при предельных размерах каждого кронштейна, по имеющимся сведениям,

удовлетворяют требованиям по статическим прогибам и динамическим параметрам,

установленным в настоящем стандарте, при номинальной частоте вращения ротора

до 3600 об/мин. Конструкции проточных частей всех насосов с напорным патрубком

диаметром 100 мм (4 дюйма) и более обычно имеют двойные спиральные отводы. В

некоторых случаях указанные конструкции могут иметь ограничения по частоте

вращения до 3000 об/мин.

229

Рисунки М.2 и М.3 или формулы (М.4) и (М.5) могут использоваться для

выполнения предварительной оценки жесткости ротора консольного насоса

конкретной

конструкции

или

ряда

насосов

аналогичной

конструкции,

предназначенных для конкретной области применения. Конструкция консольного

насоса, у которого I

превышает расчетное или полученное по диаграмме значение

больше, чем в 1,2, нуждается в обосновании своей целесообразности. Такое

обоснование должно быть предоставлено поставщиком.

Рисунок М.2 — Зависимость индекса жесткости вала консольных насосов от

размерного фактора (в системе единиц СИ)

230

Рисунок М.3 — Зависимость индекса жесткости вала консольных насосов от

размерного фактора (в системе единиц USC)

М.2 Срок службы систем подшипников насосов классов OH2, OH3, BB1, BB2

и BB3

В подразделе М.2 представлен метод расчета срока службы систем

подшипников. Если оговорено договором, этот расчет должен быть предоставлен (см.

6.10.1.6).

Расчетный срок службы системы подшипников насоса должен составлять как

минимум 25000 часов непрерывной эксплуатации при расчетных условиях и не менее,

чем 16000 часов работы при максимальной радиальной и осевой нагрузке и

номинальной частоте вращения ротора. Данный подраздел обсуждает эти

требования.

По требованиям настоящего стандарта, насос должен быть рассчитан на 20-

летний срок службы и на 3 года непрерывной эксплуатации. Таким образом,

необходимо, чтобы вся система подшипников, а не только каждый из них по

отдельности, имела расчетный минимальный срок эксплуатации 3 года. Это условие

обычно выполняется, и данные большинства заказчиков свидетельствуют о том, что

срок службы подшипников не является «узким местом», ограничивающим период

231

эксплуатации насоса. Однако в случаях, когда ресурс подшипников представляет

проблему, ее решение обычно следует искать в системе смазки.

Международные стандарты требуют расчетный срок службы каждого отдельного

подшипника L

10h

не менее 25000 часов при непрерывной эксплуатации в номинальных

условиях и не менее 16000 часов при максимально допустимых радиальных и

аксиальных нагрузках и номинальной частоте вращения ротора. Номинальный срок

службы системы L

10h,sys

, вычисляют по формуле (М.6):

10h

sys

= [(1 / L

10hA

)

3/2

+ (1 / L

10hB

)

3/2

+... +(1 / L

10hN

)

3/2

]

-2/3

(

М.6)

где: L

10hA

− базовый расчетный срок службы L

10h

подшипника A согласно ГОСТ 18855

(ИСО 281);

10hB

− базовый расчетный срок службы L

10h

подшипника B согласно ГОСТ 18855

(ИСО 281);

10hN

− базовый расчетный срок службы L

10h

подшипника N согласно ГОСТ 18855

(ИСО 281);

Пример 1 – Если известно, что в насосе имеются 2 подшипника с равным расчетным сроком

службы L

10h,

а срок службы этой системы подшипников L

10h

sys

составляет 25000 часов, тогда по

формуле (М.6) можно определить, что срок службы каждого индивидуального подшипника L

10h

должен

составлять около 37500 часов. Следует отметить, что поскольку подшипники качения изготавливаются

по стандартным размерам, маловероятно, что какой-либо конкретный насос будет иметь расчетный

срок службы L

10h

точно равняющийся 37500 часов для обоих подшипников системы.

Пример 2 – Если один из двух подшипников системы имеет расчетный срок службы L

10h

равный

100000 часов (что встречается на практике), то для получения срока службы системы подшипников

10h

sys

25000 часов, необходимо, чтобы расчетный срок службы L

другого подшипника системы

составлял лишь 25700 часов.

Насосы типов OH2, OH3 и в меньшей степени, BB1, BB2 и BB3, не являются в

полной мере «инжиниринговыми насосами», т.е. не каждая их деталь изготовлена

уникальной по индивидуальным требованиям заказчика. Они в большей степени

относятся к категории «проектных серий насосов», т.е. насосов, собираемых из

серийных узлов и компонентов, заранее разработанных в соответствии с

требованиями настоящего стандарта и в рамках определенного заданного диапазона

рабочих условий, характерных для конкретной области применения. Это особенно

справедливо в отношении двухопорных насосов (классы BB), у которых различные

проточные части могут быть установлены в один и тот же корпус с несколькими

стандартными вариантами исполнений уплотнительных камер и кронштейнов

подшипников. Такие насосы, спроектированные по типу «сборного конструктора»,

232

могут в дальнейшем модифицироваться в соответствии с конкретными требованиями

заказчика или конкретными условиями работы. При конструировании серии таких

насосов поставщик должен определить для себя ряд внешних условий, в рамках

которых он намеревается реализовывать данные серийные насосы. Такие условия

могут меняться в зависимости от опыта поставщика или диапазона рабочих условий,

задаваемых заказчиком. Этот заданный диапазон условий эксплуатации может быть

выбран, например, так, чтобы закрыть до 98 % всех применений в технологических

процессах нефтепереработки, на которые такие насосы поставлялись за последние

10 лет.

После определения диапазона условий эксплуатации, поставщик выбирает ряд

типоразмеров кронштейнов подшипников. Большинство поставщиков ограничиваются

выбором 3-4 типоразмеров кронштейнов подшипников для одной серии насосов.

Затем поставщик сопоставляет выбранные типоразмеры кронштейнов подшипников

с имеющимися у него проточными частями насосов (т.н. «гидравликами»), или с теми

гидравликами, которые он хотел бы использовать. Каждому кронштейну подшипников

выбирается в соответствие определенный набор гидравлик. Из этого набора

существует одна гидравлика, которая создает максимальную нагрузку на подшипники

и кронштейн. Но для всего выбранного набора гидравлик необходимо, чтобы

минимальный срок службы системы подшипников отвечал требованиям настоящего

стандарта. Вместе с тем, существует вероятность создания рабочих условий

(например, высокое давление на приеме насоса, низкая рабочая частота вращения

ротора, работа за пределами предпочтительных или допустимых рабочих зон), при

которых насос не будет отвечать всем требованиям настоящего стандарта. При таких

условиях у поставщика есть несколько возможностей обеспечить соответствие насоса

всем требованиям, а именно: изменение конструкции насоса, ограничение рабочего

диапазона насоса, согласование с заказчиком вопроса о некотором снижении срока

службы системы подшипников с целью снижения стоимости системы или улучшения

ее рабочих характеристик. Такие меры могут быть эффективными в случае, если

рабочие условия предполагают значительный разброс значений нагрузок на

подшипники, что не позволяет обеспечить оптимальную работу подшипников во всех

режимах.

Для всех гидравлик выбранного набора, кроме гидравлики, создающей

максимальную нагрузку, подшипники будут нагружены меньше. Расчет срока службы

подшипника, L

10h

как функции приложенной нагрузки, определяется по формуле

(М.7), которая соответствует формуле (4) в ГОСТ 18855 (ИСО 281):

233

= (C

/ P

)

(М.7)

где: C

− расчетная динамическая нагрузка на подшипник;

− эквивалентная динамическая нагрузка;

− коэффициент, равный 3 для шариковых подшипников и 10/3 для роликовых

подшипников.

Методы определения нагрузок на подшипники насосов приведены в стандартах

Гидравлического Института.

Анализируя формулу (М.6), можно заметить, что для данного подшипника при

заданной нагрузке десятипроцентное снижение приложенной нагрузки приводит к

увеличению срока службы подшипника примерно на 37 %. Это означает, что

расчетный срок службы системы подшипников для всей серии насосов с данным

типоразмером кронштейна подшипников значительно превысит требования к сроку

службы, установленные настоящим стандартом, поскольку этот кронштейн был

рассчитан на максимальные нагрузки, создаваемые лишь одной гидравликой из этой

серии, с максимальными параметрами. Далее, для кронштейна подшипников

рассчитанного на максимальную нагрузку, срок службы системы подшипников также

повышается, если уменьшается диаметр рабочего колеса, если плотность

перекачиваемой среды уменьшается, или если давление на всасывании ниже

максимального значения, на которое была рассчитана система подшипников. Кроме

того, поскольку система подшипников всегда выбирается с запасом по несущей

способности исходя из максимальной расчетной нагрузки, расчетный срок службы

еще возрастает. Вышеизложенное объясняет, почему соблюдение исторически

установленного требованию к сроку службы отдельных подшипников (L

10h

= 25000

часов наработки), не представляло проблемы, когда требовалось обеспечить общий

срок службы всей системы подшипников L

10h

,sys

также 25000 часов.

Отмечается, что в насосах, соответствующих настоящему стандарту, обычно

используются подшипники большего размера и с существенно более высокой

несущей способностью, чем в насосах общепромышленного применения.

Применение подшипников качения ограничивается их размером и частотой

вращения. На практике установлено, что с увеличением размера подшипники

качения, работающие в насосах с двухполюсными электродвигателями (на частотах

вращения ротора 3000 и 3600 об/мин), склонны к перегреву, и их рабочая температура

может превысить максимальную допустимую согласно настоящему стандарту. В

связи с этим, поставщики обычно ограничивают размер подшипников качения с

234

угловым контактом типоразмерами 7315 или 7316, при работе насоса с

двухполюсными электродвигателями. Это соответствует диаметрам валов 75 и 80 мм,

соответственно.

В то время, как перегрев при высоких нагрузках отрицательно сказывается на

сроке службы и состоянии смазки подшипников, наиболее проблемным моментом для

малонагруженных подшипников является проскальзывание шариков. Если поставщик

насоса

для

каждого

типоразмера

кронштейна

подшипников

использует

переразмеренные подшипники, необходимо, чтобы он выставил ограничение по

минимальным нагрузкам, достаточным для минимизации проскальзывания шариков.

Это обстоятельство приводит к необходимости введения дополнительных

типоразмеров кронштейнов подшипников, что снижает серийность изготовления и

взаимозаменяемость деталей.

Проблема обеспечения срока службы системы подшипников является

эксплуатационным ограничением для насосов «типовой» конструкции.

235

(справочное)

Требования к документации поставщика

Н.1 Общие положения

На рисунке Н.1 показан пример формы карты контроля передачи документации.

Более подробное описание пунктов, обозначенных в списке буквами (a, б, в, и т.д.),

приведено в Н.2.1 (для насосов) и в Н.2.2 (для электродвигателей).

236

Код проекта

Позиция №

Заказ №

Дата

Заявка №

Дата

Запрос №

Дата

Для

Стр. 1 из 2 подготовлена

Местоположение

Редакция

Назначение

Агрегат

Требуемое количество

Стадия предложения.

Участник закупки должен предоставить ___ копий документов

Стадия рассмотрения.

4) 5)

Поставщик должен предоставить ___ копий документов, а также их электронные версии.

Стадия утверждения.

Поставщик должен предоставить ___ копий документов, а также их электронные версии.

(

Поставщик должен предоставить ___ руководств по эксплуатации и техническому обслуживанию)

Получение утвержденных документов
Срок предоставления утвержденных документов

Рассмотрение – Дата возврата документов поставщику
Рассмотрение – Дата получения документов заказчиком
Рассмотрение – Срок предоставления поставщиком

Описание

Насос:

а) Утвержденный чертеж общего вида с указанием размеров

б) Чертежи в разрезе и перечни материалов

в) Чертеж уплотнений вала и перечни материалов

г) Чертеж соединительной муфты и перечни материалов

д) Схемы основной и вспомогательной трубной обвязки и перечни материалов

е) Схема охлаждения или обогрева и перечни материалов

ж) Схема подачи смазочного масла и перечни материалов

и) Чертеж размещения системы смазочного масла

к) Чертежи компонентов системы смазочного масла

л) Схемы электрооборудования и измерительных приборов, схемы проводки и
перечни материалов

м) Чертежи размещения электрооборудования и измерительных приборов и перечни
материалов

н) Рабочая характеристика

п) Данные анализа вибрации

р) Анализ демпфированного отклика на дисбаланс

с) Анализ изгибных критических частот

т) Анализ крутильных критических частот

у) Утвержденные данные гидравлических испытаний

ф) Сертификаты материалов

Рисунок Н.1 — Пример формы карты контроля передачи документации, лист 1 из 2

Термин приведен в качестве примера, вместо него может использоваться номер опросного листа и/или договора, и/или

любой-другой вариант, позволяющий точно идентифицировать поставку.

Включенные в предложение документы не обязаны быть утвержденными или соответствовать использованным при

производстве, за исключением тех, которые относятся к стандартизованным.

Необходимые документы отмечается заказчиком (или поставщиком на основании соответствующих требований

заказчика) знаком «Х» в соответствующих ячейках левой колонки.

Заказчик (или поставщик на основании соответствующих требований заказчика) должен указать во второй и третьей

колонке желаемые сроки получения необходимых ему документов в следующем рекомендуемом формате: «число» + «S» —
число недель до момента отгрузки или «число» + «F» — число недель после получения твердого заказа, или «число» + «D» —
число недель после получения поставщиком от заказчика согласованных им чертежей (применимо только для третьей колонки).

Как правило, стадия рассмотрения применяется для многоступенчатых насосных агрегатов, соответственно, в этом

случае, участник закупки (поставщик) должен также внести в колонки справа планируемые сроки предоставления затребованных
заказчиком документов по каждому пункту (строке).

Вариант для одноступенчатых насосных агрегатов, так как для них, как привило, стадия рассмотрения не применяется,

а вся требуемая информация приводится в руководстве по эксплуатации.

ТРЕБОВАНИЯ К

ДОКУМЕНТАЦИИ ПОСТАВЩИКА

Карта контроля

передаваемых

документов

содержание .. 13 14 15 16 ..