吸入能量对离心泵气蚀的影响

工程实践中，不知道大家是否遇到过这样的情况：一些泵的设计完全符合相关标准[1]、规范[2]中规定的NPSH裕量值（NPSHA-NPSHR）或裕量比（NPSHA/NPSHR），然而在允许的工作区内却发生了汽蚀；而另一些泵尽管几乎没有任何NPSH裕量运行时却一切正常，为什么？这就涉及到离心泵吸入能量的概念。

1.1 入口回流（suction recirculation）

当泵在部分流量下（低于最高效率点流量）运行时，会导致叶轮入口区域的流量与叶片分离并形成循环涡流的现象，这便是入口回流。这些涡流会在叶轮上产生很大的力，同时引起振动或损坏。经验表明，入口回流发生的可能性与吸入能量有关。

1.2 优先工作区（preferred operating region, POR）和允许工作区（allowable operating region, AOR）

API610第11版标准[3]定义如下：

POR：在该区域内的流量下运行时，泵的振动处于本标准的基本限度之内。

AOR：在此区域内的流量下运行时，泵的振动较高，但仍然是“可以接受的”水平。

1.3 初生汽蚀余量（incipient cavitation，NPSHi）

根据美国水力协会（HI）的定义：泵的汽蚀余量（NPSHR）是指由于叶轮叶片中的汽蚀蒸汽堵塞流动，导致总扬程（多级泵为第一级叶轮的扬程）下降3%的汽蚀余量。现在普遍采用NPSH3代替NPSHR。NPSH3并不是汽蚀的开始。

其实，当第一只气泡产生时汽蚀便已经开始，此时的汽蚀余量即为初生汽蚀余量。

1.4 吸入比转速（suction specific speed）

吸入比转速是在给定转速下、扬程下降3 % 时的必需汽蚀余量、以最佳效率点（BEP）的流量来计算的，是一个与离心泵吸入性能相关的参数。吸入比转速是衡量一台离心泵对内部回流的敏感程度的评估尺度。公式定义如下：

式中：n = 泵的转速，单位rpm；Q = 最佳效率点的流量，单位m3/h；对于单吸叶轮，Q为总流量，对于双吸叶轮，Q为总流量的一半；NPSH3 = 在最佳效率点流量和第一级叶轮最大直径下，扬程下降3 % 时的必需汽蚀余量，单位m。

注：将上述公制单位推导出的吸入比转速乘以系数0.86就近似等于美制单位的吸入比转速（rpm-gpm-ft），美制单位吸入比转速通常用符号Nss表示。

相信很多离心泵同行都没有听说过“吸入能量（suction energy, SE）”的概念，它是伴随着NPSH裕量值或裕量比的确定而产生的。在作者所接触到的标准规范内，发现其最早出现在ANSI/HI 9.6.3-1997标准[4]中。

随后在ANSI/HI 9.6.1-1998标准[5]（以下简称98版标准）中也吸收了该概念，并且详细介绍了影响吸入能量的诸多因素、吸入能量级的确定等，并根据不同能量级给出了推荐的最小NPSH裕量或裕量比。

它是一个与叶轮入口直径、泵转速、吸入比转速及泵送介质的比重相关的参数。该参数的大小将直影响到NPSH裕量或裕量比的大小，进而会影响到项目的初期投资成本、泵零部件的使用寿命及泵组能否长期安全稳定运行。

吸入能量值通常用于项目初期对系统和离心泵的选型进行评估（根据SE级别来选择NPSH裕量或裕量比），以判断项目装置的设计高度是否合理。如果装置（NPSHA）无法提供足够的NPSH裕量，则必须通过其它可行的方式来避免泵汽蚀损害的发生。

由于无法根据吸入能量值的大小较准确地预测出泵的振动和噪音的发生、因汽蚀造成的机械密封和轴承寿命的降低，以及避免这些不良影响所需的较准确的NPSH裕量或裕量比，对于实际工程应用似乎可操作性不强。

因此，ANSI/HI 9.6.3-2012版[6]及ANSI/HI 9.6.1-2012版[7]标准（ANSI/HI 9.6.1-2012以下简称12版标准）中均删除了吸入能量的概念，但却在推荐的最小NPSH裕量或裕量比时借鉴了高和很高吸入能量泵应用上的一些经验。

随着全球离心泵行业在很多高和很高吸入能量泵上应用经验的不断增加，以及用户对安全、环保、寿命等要求越来越高，人们越来越感受到吸入能量对离心泵的安全稳定运行所带来的重大影响，特别是在一些高和很高吸入能量泵的应用中，按标准推荐和传统经验选用的NPSH裕量或裕量比，却远远无法满足用户现场的使用要求。同时，还有不少国外同行，针对许多实际应用，在不断地完善着SE的概念。

吸入能量的定义[4]，SE是叶轮入口（impeller eye）处液体动量的量度。SE简化版的定义是：泵入口管的公称通径（D）、泵转速（n）和吸入比转速（Nss）之间的乘积，见公式（2）。其中：D的单位为英寸（in），转速的单位为rpm，Nss为美制单位吸入比转速（rpm-gpm-ft）。

SE = D × n × Nss  （2）

SE的更精确的定义是：将泵入口管尺寸D换成叶轮入口直径（De），见公式（3）。注意：它们通常接近同一尺寸。同时，比重（SG）也添加到公式中，如果泵送介质为冷水，该因素将不存在，但是如果泵送热水或其它流体，则应权衡该因素。

SE = De × n × Nss × SG  （3）

如果叶轮入口直径未知且无法确定，则可以使用以下因素进行估算：对于端吸泵，将泵入口管通径乘以0.9；对于水平中开或径向入口泵，将泵入口管通径乘以0.75。

根据上述公式计算得出的SE将是一个很大的数字，因此通常使用一种简写形式的科学计数法来表示。

吸入能量分为三个级别[8]：低吸入能量、高吸入能量和很高吸入能量。

1） 低吸入能量：低于高SE级的值定义为低SE。

2） 高吸入能量：对于端吸泵，SE值大于等于160 × 106（美制单位）时定义为高SE；对于剖分式泵和径向入口泵，SE值大于等于120 × 106（美制单位）时定义为高SE。

3） 很高吸入能量：是高吸入能量的1.5倍。对于端吸泵，SE值大于等于240 × 106（美制单位）时定义为很高SE；对于剖分式泵和径向入口泵，SE值大于等于180 × 106（美制单位）时定义为很高SE。

作者注：将上述美制单位计算出的吸入能量除以系数2033就等于公制单位的吸入能量，或者将公制单位计算出来的吸入能量乘以2033就等于美制单位的吸入能量。

ANSI/HI 9.6.3-1997和98版标准中分别给出了判别高吸入能量泵的区间图，详见图1a（公制单位）和图1b（美制单位）。

图1a  高吸入能量泵判别图（公制单位）

如图1b所示，在适当的吸入比转速曲线以上的泵被视为高吸入能量泵；很高吸入能量的泵可以定义为实际叶轮转速是图1所示的1.5至2.0倍或更高范围内的泵。

图1b  高吸入能量泵判别图（美制单位）

例如，入口管径为10”、吸入比转速为9500（美制单位）的端吸泵，显示出在1800 rpm转速下开始具有高吸入能量。如果该泵以3600 rpm（2倍1800 rpm）的转速运行，则认为该泵具有很高的吸入能量。

从上述公式（3）可以看出，泵的吸入能量随叶轮入口直径、泵转速、吸入比转速及泵送介质比重的增大而增大。

影响吸入能量的因素很多，98版标准中列出了一些影响因素：

1） 叶轮入口外径的圆周速度。其值低于15米/秒（50 ft/sec）时，通常被认为是低吸入能量；而高于约35米/秒（120 ft/sec）时，通常被认为是高吸入能量。

2） 泵的吸入比转速。吸入比转速值低于约8000公制单位（7000美制单位）通常表示吸入能量低，而高于约23000公制单位（20000美制单位）则被视为吸入能量高。

3） 泵送液体的比重。比重越大，吸入能量越高。

4） 液体热力学特性。冷水是最难泵送的液体之一，具有很高的汽蚀气泡内爆能量（具有较高的吸入能量）。水在蒸发（闪蒸）时会急剧膨胀，在室温下1磅水约为4.5×10-4m3，而在闪蒸情况下会产生超过34m3的蒸汽，容积比为75000：1。

5） 泵进口的几何形状。叶轮进口处的流速变化越大，流速越大，能量级越高。因此，对于剖分式泵的径向入口，由于在叶轮前方的直角转弯，而具有较高的吸入能量级

6） 叶轮叶片的重叠。例如在2只或3只叶片的叶轮上发现重叠值小于约15度（见图2），会使高出口压力（能量）在小流量下回流到叶轮入口中。重叠是指一只叶片（低压侧）的后缘与下一个相邻叶片（在外径处）的进口前缘重叠的角度量。

7） 叶轮叶片入口与流入的液体之间的入射角。通常，叶轮设计成在设计流量下具有“零”入射角。较高或较低的流量导致流入的液体与叶轮叶片入口尖端之间的角度不匹配。入射角越大，湍流和吸入能量越大。

图2  叶轮叶片重叠示意图

8） 吸入口管道的几何形状。管道转弯、管道直径的变化，以及泵入口处产生的湍流都会增加泵入口处的吸入能量。

9） 远离泵的最佳效率点运行。当流量降低时，泵可能在其入口回流区域内运行。偏离最佳效率点流量运行也会增加与叶轮叶片的入射角，入口回流会增加吸入能量级。

大量工程实践经验证明：吸入能量越大，泵要求的NPSH裕量或裕量比也越大。

98版标准中对于不同应用、具有不同吸入能量级的离心泵给出了泵AOR内推荐的最小NPSH裕量或裕量比（见表1）。

表1中所列数据来源于许多泵制造商的应用经验。

表1  最小NPSH裕量/裕量比指南

关于吸入能量对离心泵的具体影响，国外同行进行了大量的研究。

“吸入能量”概念的第一次大规模验证是将其应用于两个工业工厂的现场维修记录中，两个工厂共有100台端吸泵和中开泵。后来又对数百台不同类型的“高吸入能量”和“非高吸入能量”离心泵进行了进一步的验证。结果如图3所示，可靠性系数为1.0时，相当于大约4年的“平均故障间隔时间”或更高。可以看出，随着吸入能量值的增加，泵的可靠性会显著降低[9]。

注：上述验证的泵型在选型时，未根据吸入能量级别来选择NPSH裕量或裕量比。

图3  吸入能量与离心泵可靠性系数关系示意图

98版标准明确：

一般而言，高吸入能量泵容易受到噪音和振动的影响，但是在没有提供足够的NPSH裕量的情况下，不会遭受显著的腐蚀损坏（尤其是选用抗腐蚀性强的叶轮材料）。在NPSH裕量不足的情况下，很高吸入能量泵更有可能受到汽蚀损坏。

使用表1中推荐的最小NPSH裕量或裕量比运行的高和很高吸入能量泵，通常具有被认为是“可以接受的”密封和轴承寿命。它们可能仍然容易受到噪音水平升高和叶轮的腐蚀损坏，与完全消除汽蚀现象相比，这可能需要更频繁地更换叶轮。通常，需要NPSHA为泵的NPSH3的4至5倍才能完全消除汽蚀现象。对于很高吸入能量泵，该比值可能达到20；对于某些低吸入能量泵，该比值可以低到2。

下面通过几种特殊工况应用的泵的典型实例，来较清晰地说明吸入能量对离心泵的影响。

1） 立式透平泵（vertical turbine pump）

对于大多数标准立式透平泵来说，NPSH裕量通常不是一个考虑的因素，因为它们通常具有较低的吸入能量，并且汽蚀噪音通常不是问题。但是，在泵的AOR内（包括低水位），NPSHA必须大于等于NPSH3（推荐的NPSH裕量比为1.0）。

对于这样的应用（例如电站用凝结水泵），在最大流量下通常具有最小的NPSH裕量，并且泵必须设计成能够承受一些汽蚀的情况下运行。同时，第一级叶轮应采用抗汽蚀材料。

2） 消防泵

汽蚀损坏与时间有关。泵在汽蚀条件下运行的时间越长，损坏程度越大。由于这种原因，间歇运行的消防泵很少出现汽蚀损坏的问题。

3） 电站循环水/冷却水泵

与石油泵处理的碳氢化合物液体不同，冷水在蒸发（闪蒸）时会急剧膨胀。当具有更高破坏能量的蒸汽泡破裂时，将导致更高的冲击速度、对泵零部件造成严重损坏；而热水的特性类似于碳氢化合物液体。为此，12版标准中规定：在AOR内，泵至少具有1.0 m的NPSH裕量。

4） 冷却塔用泵

对于冷却塔用泵，从低吸入能量到高吸入能量，表1推荐的最小NPSH裕量比为1.3~2.0，或最小NPSH裕量为0.9~1.5米，以较大者为准；而12版标准推荐的NPSH裕量比分别为1.1（在POR内）和1.3（在AOR内）。

由于水处理剂的作用，冷却塔水的化学性质通常发生了改变。这些添加剂会提高蒸汽压力，从而导致比纯水计算的NPSHA更低。

实际工程案例：文献[9]中涉及两套大型工业冷却塔上的六台大型全铸铁双吸中开泵。该泵为高吸入能量泵，NPSH裕量比为1.36（高于12版但低于1998版标准推荐值）。然而，从启动时就观察到高振动和噪音。

大约运行9个月后，泵开始出现故障。在拆卸和检查时，发现入口叶片上有严重的凹坑（由于汽蚀而被侵蚀），并在某些地方叶片出现了穿孔；机械密封和轴承也受到损坏。很显然，1.3倍的NPSH裕量比完全无法满足该工况使用要求。同时，由于泵送介质具有一定的腐蚀性，应该考虑选择抗汽蚀的叶轮材料。

5） 百万机组核电站常规岛主给水泵

主给水泵（单级双吸径向剖分卧式离心泵）是一种很高吸入能量的泵。

为了确保其在所有规定的运行工况内均不发生汽蚀，同时为了满足核电站对该泵60年的总体设计使用寿命要求（叶轮虽然属于泵的正常磨损件，但KSB公司确保在AOR内，叶轮比通用泵具有更长的使用寿命 - 通常可达100000小时以上），KSB公司在40多年的设计和运行经验的基础上，总结出以NPSHi作为主给水泵的必需汽蚀余量，并据此选择前置泵的扬程[10]。NPSH裕量比达到4倍以上。

大型泵【叶轮入口直径超过450mm（18 in）】比小型泵更容易发生汽蚀损坏。

夹带的少量气体（1~2%）可以缓冲汽蚀气泡坍塌产生的冲击力，并能减少由此产生的噪音、振动和腐蚀破坏。

液体中含有增加蒸汽压的添加剂时，会增加汽蚀损伤的危险。

高吸入比转速泵在高进口端流速下运行时，可能会在振动较大的情况下发出噪音，如果没有足够的NPSH裕量或裕量比，可能会出现低于泵的设计使用寿命的情况。

推荐的NPSH裕量或裕量比可能因泵类型、叶片重叠和应用而变化，对于更高的运行转速和/或在泵的POR以外的连续运行，建议选用更高的NPSH裕量或裕量比。

最佳泵性能要求遵循适当的吸入管道设计（少弯头、少变径、防湍流）。

冷水是最难泵送的液体之一，在蒸发（闪蒸）时会急剧膨胀。当气泡破裂时，会导致较高的冲击速度，因此具有较高的吸入能量。

如果系统似乎受到了无法解释的与泵本身无关的问题的困扰，请检查SE级别。

如果应用具有高、但不是很高的SE，那么应寻找任何可能的缓解因素，例如结构材料、夹带空气或气体、和/或液体热力学等因素。如果存在缓解因素，通常在AOR内具有1.1至1.5的最小NPSH裕量比就足够了。

如果具有足够的NPSH裕量或裕量比、并且在AOR内选择了合适的叶轮，则仍然需要评估整个系统的设计。典型的做法是：一方面要基于泵的最佳工程实践，另一方面需要考虑系统的初期成本。

在工程设计和应用中，不仅要避免NPSH裕量或裕量比过低对泵（组）的安全稳定运行带来隐患，同时还应避免NPSH裕量或裕量比过高而可能导致泵的选择非最佳，从而增加设备/泵站和运行成本。

高和很高SE泵需要比标准推荐值更高的NPSH裕量或裕量比。

如果系统似乎受到了无法解释的与泵本身无关的问题的困扰，请检查SE级别。