汽蝕比轉速對離心泵性能與可靠性影響的探討

姜雪江

（中國石化揚子石化分公司煉油廠設備管理科，江蘇 南京210048）

離心泵的汽蝕比轉速又稱為吸入比轉速，是衡量離心泵對內部回流敏感程度的一個指標，關系到離心泵的吸入水力與吸入性能，其值的大小影響離心泵的允許工作區與優先工作區的寬窄，關系到離心泵的選型與采購成本，同時對離心泵的效率與可靠性產生影響。通常對汽蝕比轉速設定限值目的是盡量選用高效率泵，同時防止泵振動超標、汽蝕等故障，選擇合適的汽蝕比轉速的泵，是保證泵組或泵送系統平穩高效、可靠性運行的前提。

現國內外泵設計專著或離心泵的相關標準和規范中，只是給出了汽蝕比轉速的定義及計算公式，部分設計專著中對于汽蝕比轉速與泵的抗汽蝕性能、泵效率及可靠性之間的關系有簡單描述，至于其值的大小對離心泵全流量范圍內的性能（如允許工作區域的寬窄）及設備可靠性的影響并未作詳細論述。在石化流程工業中，離心泵汽蝕比轉速值的大小卻真實影響到離心泵的選用成本、泵全流量范圍內的性能及泵全壽命周期內的安全可靠性?，F國內外設計院、工程公司或用戶普遍根據UOP規范、SH/T3139或SH/T3140標準及有關項目規定（如Q/SH-0700-2008）對所選泵的汽蝕比轉速設定一個上限值，并且以此籠統判斷一臺泵的設計或選用是否合理；如所選泵的汽蝕比轉速值超過限定值范圍時，便不被認可或直接不可選用。這樣簡單的理解及執行方式可能不合理或不嚴謹，有必要對汽蝕比轉速對離心泵性能與可靠性的影響進行討論，進而正確理解汽蝕比轉速，靈活合理地選用離心泵。

1 汽蝕比轉速的定義、單位換算及泵吸入性能

1.1 API 610標準第11版附錄A對汽蝕比轉速的定義

汽蝕比轉速S是離心泵在最大直徑葉輪和在給定轉速下，以最佳效率點的流量來計算，是一個與泵吸入性能相關的指數（或指標），汽蝕比轉速用以下公式計算：

式中：S=汽蝕比轉速，無量綱（m3/s，m）；N=轉速，r/min（即rpm）；Q=葉輪每側進口的流量，m3/s；NPSH3=泵必需汽蝕余量，m。

用國際單位制（公制）得到的汽蝕比轉速乘以系數51.64即得到美制單位的汽蝕比轉速，此時可采用符號Nss表示，美制的Nss同樣為無量綱。

公式中Q為泵最大直徑葉輪、給定轉速下、最佳效率點的流量；當為單吸葉輪時，Q為總流量，當為雙吸入葉輪時，Q為總流量的一半；NPSH3為泵給定轉速及最佳效率點流量下、最大葉輪直徑所對應的（揚程下降3%）泵必需汽蝕余量。

例：某泵設計定型后其汽蝕比轉速為一個常數，不以其實際操作流量變化而改變，并由泵設計制造商在性能曲線圖中給出。

1.2 國內及德國、英國等歐洲國家對汽蝕比轉速的定義

國內早期部分標準或文獻中采用符號C表示汽蝕比轉速，計算公式：

公式中，C為泵最大直徑葉輪、給定轉速下、最佳效率點的流量；當為單吸葉輪時，Q為總流量，當為雙吸入葉輪時，Q為總流量的一半；NPSHr為泵給定轉速及最佳效率點流量下、最大葉輪直徑所對應的泵必需汽蝕余量。用國際單位制（公制）得到的汽蝕比轉速乘以系數9.21即得到美制單位的汽蝕比轉速。

德國、英國等歐洲國家對汽蝕比轉速的定義是根據歐洲標準EN 12723規定來計算，采用符號為Nss，公式與式（1）中公制單位計算相同，只是對汽蝕比轉速賦予了量綱，單位為r/min；式中NPSH3是泵給定轉速、最佳效率點流量和第一級最大葉輪（多級泵）直徑下，揚程下降3%時的泵必需汽蝕余量，這一點上歐洲標準對汽蝕比轉速的定義更嚴謹。

1.3 汽蝕比轉速的各單位指數換算

標準公制單位S=汽蝕比轉速，無量綱（m3/s，m）（后綴：代表式（1）計算公式中流量以m3/s；NPSH3以米（m）代入計算）。

通用公制單位S汽蝕比轉速（m3/h，m）=S（m3/s，m）*60（代表式（1）計算公式中流量以m3/h；NPSH3以米（m）代入）。

美制單位的汽蝕比轉速Nss（USGPM，ft）＝S（m3/s，m）*51.64（代表式（1）計算公式中流量以USGPM加侖/分鐘；NPSH3以ft英寸代入）。

國內早期汽蝕比轉速C＝汽蝕比轉速，無量綱（m3/h，m）（代表式（2）計算公式中流量以m3/h；NPSHr以米（m）代入）。

德國、英國等歐洲國家的汽蝕比轉數Nss為有量綱（r/min）（計算公式中流量以m3/s；NPSH3以米（m）代入計算）。

例：某泵設計定型后其汽蝕比轉速S（m3/s，m）=213；換算成S（m3/h，m）=213*60=12780；換算成美制單位的汽蝕比轉速Nss（USGPM，ft）＝213*51.64≈11000；換算為C（m3/h，m）=213*5.62≈1200；反之也然。

如以德國、英國等歐洲國家的汽蝕比轉數Nss表示即為213r/min。

在實際工程應該中由設計院、工程公司或用戶統一規定一個汽蝕比轉速單位指數，應該由泵制造商在性能曲線或API 610等標準數據表中以統一單位指數給出，以免數據的混淆與不對等。

為了便于分析比較以下文中所涉及的汽蝕比轉速S均以通用公制單位表述（m3/h，m）。

1.4 泵吸入能量的定義與汽蝕比轉速

泵吸入能量大小即泵的吸入能力的大小表示泵抗汽蝕能力的好壞，確定離心泵吸入能量是一個非常復雜的過程，目前尚未開發出能全面準確地將所有的因素均考慮到且聯系在一起的方程式或關系式，只是采用泵行業內公認的下式計算：

離心泵的吸入能量＝葉輪入口直徑（m）×泵轉速（rpm）×汽蝕比轉速×泵送介質的比重。 （3）

公式表明葉輪入口直徑影響泵的吸入能量，通常兩臺相似性能參數的泵，如葉輪入口直徑大的泵，此泵的吸入能量就高，吸入性能好，抗汽蝕性能就好。

公式表明當同類泵入口幾何尺寸相似和轉速相等時，汽蝕比轉速值越大，表示泵的吸入能量大，泵吸入能力好，即抗汽蝕性能越好；因而葉輪入口直徑、汽蝕比轉速S值的大小是現代離心泵設計優化中重要關注點。

2 汽蝕比轉速限值S≯12780（m3/h，m）

上世紀60年代到80年代，由于離心泵葉輪的設計手段有限，泵設計人員普遍采用加大葉輪入口直徑的方法來改善泵的吸入性能，但是人們對增大葉輪入口直徑后可能帶來的泵效率下降、故障概率上升、設備可靠性下降等負面影響卻不得而知。

1981年，德國學者Warren Fraser發表了《通過加大葉輪入口直徑所帶來的后果》的論文成為了泵行業關注的焦點，因為通過加大葉輪入口直徑可以降低泵的必需汽蝕余量，防止泵的汽蝕故障，此時可以選用更小型泵，同時良好的泵吸入性能允許使用小的泵入口管線等，兩者同時降低采購與工程投資成本，這些原因致使用戶早期片面關注一次性投資成本，而忽視了后期泵運行可靠性及全壽命周期成本，此后許多泵用戶針對Warren的論文進行反思。

1982年，德國學者Jerry Hallam發表了其在Amoco Texas City煉油廠歷經5年對工廠內480臺各工況流程泵的可靠性研究的技術總結論文，這是一個里程碑意義的學術研究。他發現泵的運行可靠性與汽蝕比轉速S明顯相關，特別是當所選泵的汽蝕比轉速S＞213（m3/s，m）或公制12780（m3/h，m）時，這部分泵出現故障的概率是較低汽蝕比轉速泵的兩倍。圖1顯示的為汽蝕比轉速與泵故障概率之間的關系。

圖1 汽蝕比轉速與故障概率之間的關系

因而Hallam認為汽蝕比轉速S≯213（m3/s，m）或公制12780（m3/h，m）應作為選用離心泵的一個限定值。此學術研究得到石油和天然氣同行的認可，在此后的許多年中，此限值成為國際、國內石油和天然氣行業內離心泵選型的一個硬性限制，且以某種規范形式而被廣泛引用。如UOP規范中5-11-7中，機泵類選型技術條款中有關泵的汽蝕比轉速的規定就參考此限值，在石化行業標準或規范中同樣借用此限定指標。

3 不同規范、標準及不同泵設計制造商對汽蝕比轉速限值的規定

自上世紀80年代開始UOP、石化行業及不同的泵設計與制造廠商開始關注泵的汽蝕比轉速的大小，由于行業或著重點不同，對其限值的規定各不相同，現摘要解讀。

3.1 UOP規范

在石油化工行業中，UOP的規范得到廣泛接受與引用，其現行的規定：

石油化工用流程離心泵的汽蝕比轉速S不得高于13000（m3/h，m）（與Hallam的研究結論12780（m3/h，m）相近）。當泵送介質為水或水含量超過50%的溶液，并且泵單個葉輪功率超過75kW時，汽蝕比轉速S不得高于11000（m3/h，m）；對于高速整體齒輪箱驅動的泵（如OH6型，俗稱高速泵），汽蝕比轉速S達到27000（m3/h，m）同樣可以接受，對于部分特殊工況的工藝流程泵，選用已經成熟且有多年良好應用成功經驗的高汽蝕比轉速泵是可以的，說明UOP規范是靈活開放的。

3.2 中石化有關行業標準中的規定

對于選用不帶誘導輪的離心泵，在“Q/SH-0700-2008”“SH/T3139-2011以及SH/T3140-2011”等離心泵技術規范中明確表示：應避免選擇在規定的操作條件下有可能產生回流問題的泵，對于不帶誘導輪的泵，其汽蝕比轉速S應小于或等于12780（m3/h，m）。當S大于12780（m3/h，m）時，如果賣方有足夠數據證明其可靠性，可提供替代設計，但應經買方批準。說明在石化行業對離心泵的汽蝕比轉速的規定更為嚴格。

3.3 著名泵設計、制造商的規定或理念

3.3.1 Sulzer公司

Sulzer作為國際著名的石化流程泵設計、制造商對于不同型式（OH/BB/VS）的離心泵分別給出了汽蝕比轉速的限值范圍，表示為：低值-中值-最高值。

（1）軸向吸入泵（端吸泵如OH2的ZE或OHH系列泵）：11400-13800-16200（m3/h，m）。

（2）軸穿過葉輪入口的泵（如BB2/BB4/BB3/BB5/VS6，如CD8/BBS/TTMC或BBTD等）。

中等穿軸型泵：10200-12000-14400（m3/h，m）。

單級揚程250m的多級泵：900-10800-13200（m3/h，m）。

（3）帶誘導輪的特殊泵：21000-30000-42000（m3/h，m）。

現國內許多泵廠的OH1/OH2/BB2/VS6泵型采用了Sulzer的水力設計型譜，許多產品還停留在復制Sulzer公司API 610第六或第七版本的上世紀八九十年代技術，與現在Sulzer最新技術存在較大差異，故而用戶在選用時更需泵制造商提供準確計算的汽蝕比轉速值。

3.3.2 KSB公司

KSB作為國際著名的綜合型泵設計、制造廠商，其標準化設計和制造的通用型離心泵，為了改善吸入性能，其汽蝕比轉速的平均值通常設定為12000（m3/h，m），高值限定為14400（m3/h，m），而對于特殊的鍋爐給水、前置泵、凝結水泵，為了降低泵的必需汽蝕余量NPSH3確保泵在運轉時不發生汽蝕（氣穴），汽蝕比轉速可能高出最高限值，這是作為電力行業高能泵的主力商獨有的先進設計技術。

3.3.3 ITT公司

ITT作為國際著名著重于化工行業的泵設計、制造廠商，其離心泵的汽蝕比轉速范圍為5800-14270（m3/h，m），中間值為10460（m3/h，m）。

3.3.4 EBARA公司

EBARA作為國際著名的綜合型泵設計、制造廠商，秉承了日本機械設計傳統理念偏向追求高效率，其同行業相類似泵的汽蝕比轉速會小一些，但犧牲了部分抗汽蝕性能，其石化流程泵的汽蝕比轉速的范圍為：

（1）OH2（如UCW型）范圍:7000-14000（m3/h，m），低值≤4000（m3/h，m）、高值≥15500（m3/h，m）。

（2）BB2（如KS、R2D型）范圍:8000-14500（m3/h，m）。

從這幾家泵設計、制造廠商對汽蝕比轉速的限定范圍來分析，許多泵的最高汽蝕比轉速值已經超出了UOP等規范與標準的規定。

3.4 API 610（11版）對泵的汽蝕比轉速相關的規定與描述

API 610（11版）條款“6.1.9泵的汽蝕比轉速應按照附錄A（公式（1））進行計算，如有規定，限制為詢價數據表上所述的值。”解讀表明：對泵的汽蝕比轉速的限值由設計院或工程公司規定或用戶規定，API 610沒有具體強制限定值。提醒和建議用戶在選擇離心泵時需特別關注泵的汽蝕比轉速值，如所選泵由于汽蝕比轉速的因素而影響到泵的操作范圍不滿足規范或數據表的要求以及影響到泵的效率時需特別提出或標注說明。

4 汽蝕比轉速與泵其他參數的關系以及對泵性能的影響

前面簡述了汽蝕比轉速的定義以及其限值的來歷與相關規定，下面詳細討論汽蝕比轉速與泵部分參數的關系及對離心泵吸入性能、效率、全流量工作區等方面的影響。

4.1 汽蝕比轉速與泵必須汽蝕余量NSHP3的關系

根據計算公式（1），如同樣結構形式（如OH2或BB2）同樣設計流量的離心泵，如果必須汽蝕余量NSHP3越大，其汽蝕比轉速越低；如果NSHP3的要求高（值低），對應泵的汽蝕比轉速就會大，必須汽蝕余量NSHP3與汽蝕比轉速成反比。

4.2 汽蝕比轉速對泵效率的影響

為了改善離心泵的吸入性能，降低泵必須汽蝕余量NSHP3，泵設計人員普遍通過加大葉輪入口直徑（D1）的方法來實現（參考公式（3）），這種設計方法在國內離心泵的設計或工程應用中仍在應用。

在相同葉輪軸徑、相似流程、葉輪口環徑向間隙（如圖2中A與B、C與D之間間隙）相同的情況下，葉輪的入口直徑（D）大，其吸入面積越大，相對其必需汽蝕余量NSHP3就小，泵吸入性能就好，其吸入比轉數就高（參考公式（1））；同樣葉輪吸入口環處的間隙面積越大，泵運行中內泄漏回流量增大，泵容積損失就大，導致泵效率降低。據不完全統計，間隙面積導致容積損失增加，可降低泵效率3至5個百分點或更多。

圖2 雙吸BB2泵葉輪入口口徑與吸入口環間隙示意圖

在實際應用中高汽蝕比轉速的高速泵效率都不是很高，大約只有40%。以下為Sulzer公司ZE系列OH2型出口徑50泵效率對比，汽蝕比轉速高的泵效率低一些，見表1。

表1 Sulzer公司ZE系列OH2泵效率

4.3 汽蝕比轉速對泵全流量工作區的影響

API 610（11版）中條款：“6.1.8通常最小連續穩定流量（一般為泵在最佳效率點時流量的30%左右）隨汽蝕比轉速的增加而增加。”說明汽蝕比轉速高的泵通常最小連續穩定流量就大；對于高壓多級泵如最小流量大，相對來說由于最小流量線回流損失，導致泵送系統效率降低；對于無需最小流量線的泵，其允許工作區就窄些。

API 610（11版）中條款：“6.1.12人們充分認識到：低汽蝕比轉速可能導致優先工作區流量范圍無法超過BEP（泵最佳效率點）的105%-110%”。說明汽蝕比轉速過低會導致泵優先工作區流量范圍過窄無法超過BEP（最佳效率點）的105%-110%的規范要求。

以上顯示汽蝕比轉速越高，泵的允許工作區越窄，但其優先工作區或高效區不會變窄；低汽蝕比轉速的泵通常導致泵優先工作區過窄。

5 汽蝕比轉速對離心泵振動變化、汽蝕等影響

利用基于風險－失效模式與影響分析（FMEA）以及根本原因RCA等故障分析工具，對離心泵故障與可靠性綜合分析發現：離心泵最主要的失效故障為振動超標、汽蝕（氣穴）。

泵振動大多為泵的水力振動，由于泵在偏離最佳效率點運行、泵送介質發生汽化（抽空）、泵葉輪葉片太靠近蝸舌（cutwater）、內部回流等原因所引起。對于高汽蝕比轉速的泵，當其在最高效率點附近運行時，葉輪入口處介質的流動較為穩定和均勻。而當流量不足或泵偏離最高效率點運行時，將會在葉輪的吸入口和吐出口產生內部回流、增加能量損失，導致泵的振動明顯增大。同樣汽蝕比轉速越大，導致內部回流的流量也越大，即泵的最小連續穩定流量也越大。當泵偏離最高效率點運行時進入最小流量工況的幾率大，泵振動超標的可能性就大。

低汽蝕比轉速泵的必須汽蝕余量NSHP3大，對裝置有效汽蝕余量NPSHa的要求高，當工藝流程中工藝參數變化、調整運行或管路特性變化導致裝置有效汽蝕余量NPSHa變化，泵容易發生汽蝕或導致振動增加，影響泵的運行可靠性。

正如API 610（11版）中條款所述：“6.9.3.1離心泵的振動隨流量而變化，通常在最佳效率點流量附近其值最小，并且隨著流量的增大或減小而增加。從最佳效率點流量起，振動隨流量的變化取決于泵的能量密度、比轉速及汽蝕比轉速。通常，振動的變化隨能量密度、比轉速和汽蝕比轉速的增加而增加”。

以下為API 610（11版）有關流量與振動關系曲線、泵振動測量位置示意圖。

圖3 流量與振動的關系

圖4 臥式泵上測量振動的位置

自2012年開始，EBARA、Sulzer等公司對某大型石化廠的近200多臺流程泵的現場實際使用與故障處理進行收集與統計，特別是對高汽蝕比轉速泵的振動、汽蝕故障進行跟蹤與匯總，其中，高汽蝕比轉速（S＞12780（m3/h，m）18臺泵在小流量下運行時振動變大或超標，汽蝕比轉速（S≤12780（m3/h，m）14臺泵由于汽蝕等原因振動超標或過流部件早期損壞。2012年以來的故障統計情況詳見表2。

OH2與BB2泵的振動測量位置如圖5與圖6所示：

圖5

圖6

振動判定標準參考API 610規定及GB/T 6075.7-2015的標準，功率≤200kW振動允許值：不超過4.0mm/s（B區）；功率＞200kW振動允許值：不超過5.0mm/s（B區）。

對其中各兩個位號OH2與BB2型泵進行改進前后振動測量對比如表3、表4所示。

表3 某一OH2型ZE80-3315泵振動監測記錄（出廠編號SL201409600）

表4 某一BB2型KSM系列振動監測記錄（出廠編號GR120005001）

對表2中的18臺由于小流量下振動超標問題采取改進措施：其中17臺（其中一個位號通過更換葉輪）對葉輪入口空間尺寸或入口角度進行修正，主要是降低了入口回流，改進后振動符合標準。

表2 實際測量值和計算值的偏差 單位:mm

表2 某石化聯合廠主要流程離心泵可靠性情況統計

對14臺泵由于汽蝕等原因的泵通過改變裝置管路特性、調整運行參數等改進措施，振動均達到規定標準。

6 汽蝕比轉速限值的規定建議及高汽蝕比轉速泵的改善措施

根據API 610對于離心泵汽蝕比轉速的建議，汽蝕比轉速限值不是原則性的規定或強制性要求，只是提醒和建議用戶在選擇離心泵時需特別關注泵的汽蝕比轉速值，如所選泵由于汽蝕比轉速的因素而影響到泵的操作范圍不滿足規范或數據表的要求，以及影響到泵的效率與安全可靠性時，需特別提出或標注說明。故在實際應用中對于汽蝕比轉速限值規定的執行建議如下：

（1）對汽蝕比轉速值的具體規定UOP規范、行業標準等各不相同，存在差異，但有一點是相同的，其中值大約為S≤12780（m3/h，m），并且在石油化工行業仍以此值作為規定執行。針對純化工流程工業對泵必需汽蝕余量NSHP3要求不高的流程泵（如ANSI或ISO泵）盡量選擇低汽蝕比轉速的泵，以降低購置成本與提高整個工廠運行效率，汽蝕比轉速值限制在9800（m3/h，m）以內，在石化流程工業首先必須保證泵在運轉時不發生汽蝕（氣穴），即泵的必須汽蝕余量NPSH3要盡量低一些，重點考慮的是設備可靠性與低維修保養成本，原則上汽蝕比轉速S≤12780（m3/h，m）。對于NPSHa（裝置有效汽蝕余量）低或抗汽蝕要求高的特殊工況泵，所選泵的汽蝕比轉速泵可能大于12780（m3/h，m），但是它仍符合API610的標準，并且使用壽命及平穩性很好，有良好的使用業績，同樣可以放心選用。

（2）離心泵行業的各設計、制造商在現代離心泵設計優化中，需重點關注汽蝕比轉速S值的大小，隨著科技的不斷進步與發展，泵制造商通過現代計算機技術以及先進的水力設計軟件，設計研發出適中的汽蝕比轉速值的高性能、高可靠性離心泵，供市場選擇。

（3）在實際工程應用中由于NPSHa（裝置有效汽蝕余量）原因，以及現有工業制造水平的限制，只能選用高汽蝕比轉速泵，在實際應用中需注意：

a.應盡可能避免泵在最小連續流量工況下運行，有可能在泵出口增設最小流量線。

b.對于需要滿足多變工況運行的泵組，可采用變頻調速等，通過轉速的調節確保泵組處于高效區域運行。

c.對于高汽蝕比轉速或超出規范與標準限值的泵，在出廠前應該進行全流量（最小連續流量到最大允許流量范圍）性能與機械運轉試驗，以確保振動在可接受的范圍內。

（4）對于高汽蝕比轉速泵的設計制造中改進措施，隨著現代技術的發展，改善泵吸入性能的方法還有以下幾種可供選擇：

a.葉輪設計時葉片向泵吸入口邊緣適當延伸，相當于增設了誘導輪。

b.后彎式葉片設計，以減小葉輪前緣的汽蝕。

c.采用扭曲型或三元葉輪設計，不僅可以增加泵的效率還可以進一步改善泵吸入性能，特別是針對雙吸大型循環水泵。

d.優化葉片前緣輪廓，如修正前緣輪廓采用拋物線型輪廓、減薄吸入側葉片的厚度、縮入式葉片等，可以有效限制葉片前緣的壓力峰值以及降低在變流量下運行的汽蝕敏感程度，減少汽蝕。

e.利用現代計算機技術及先進的水力設計軟件，如葉輪設計采用CFD模擬技術等，分析水力與葉片上最佳的壓力分布，保證葉片上各部位壓力分布均勻，減少發生汽蝕的幾率，保證葉輪具有最佳的性能。

f.對于電廠鍋爐給水及凝結水等特殊工況泵需經過測量其汽蝕余量初生值（NSHPi）（即第一個汽蝕氣泡產生作為汽蝕開始，測量出的泵必需汽蝕余量），精確選擇前置泵的揚程，從而保證給水等主泵在全流量各工況下均不會發生汽蝕現象。

7 結論

汽蝕比轉速是離心泵吸入性能相關的指數，汽蝕比轉速限值的規定影響到用戶對離心泵選擇成本與全壽命成本（LCC），需綜合實際工況、結合現代的工業制造水平和賣方的經驗合理靈活執行。

隨著現代科技的發展，改善泵吸性能的可選擇手段與方法更多，高汽蝕比轉速的泵在實際應用中同樣穩定可靠。