1喘振现象水泵在不稳定运行期间出现流量周期性地在很大范围内反复变化的现象，在工程中被称为喘振现象或飞动现象。喘振发生在性能曲线呈驼峰形的水泵上，伴随有振动和噪音，严重时能导致叶片断裂，影响水泵的安全运转，因此在工程中应予以防止。喘振现象与泵装置管路系统的力学稳定性有关，因此在研究喘振现象中应综合考虑管路中的流体流动情况和泵系统驱动情况。
2泵性能曲线上的喘振分析如所示，当发生喘振时，泵的工作点始终绕着封闭曲线作逆时针旋转。可以看出，旋转区或为驼峰形性能曲线上升区域的那一驼峰形工作点段曲线，根据有关资料表明，其频率范围在0.1~10HZ，此频率等于泵系统固有频率。在这一区域，水泵运行是不稳定的，下面加以论证。为某泵驼峰形性能曲线，图中/：点为性能曲线最高点。若工作点在性能曲线的下降区段，如B点，水泵运行是安全的。但若工作点在性能曲线的上升区段，如4点，水泵运行不稳定，这是因为当/1点右移动时，水泵产生的静压头大于管路装置所克服的阻力，从而流速加大，流量增加，工作点继续右移，直到K点为止；当/1点向左移动时，水泵产生的静压头小于管路装置所克服的阻力，流速减小，流量降低，工作点继续向左移动，直至流量为零。因此一遇干扰，4点就会移动，再也不能回到原点，这就是为什么说性能曲线的上升区段运行是不稳定的原因。通常以尺点作为区分稳定与不稳定的临界点，尺点左侧称为不稳定工作区，X点右侧称为稳定工作区，而区内的//点，如/1点，被称为不稳定点，S点被称为稳定点，如表示。
由以上分析可知，如果泵性能曲线没有上升点，就不会产生工作的不稳定性，也就不会产生喘振，因此水泵应尽量设计成其性能曲线无上升段的模式，否则应使工作范围始终保持在性能曲线的下降段。然而是不是存在上升区段就一定会产生喘振呢，这是一个很容易想当然的论断，下面利用水力学和振动学有关理论对简单泵系统和复杂泵系统运行中所受的扰动进行定性分析，并得出相应的结论。
3简单泵系统喘振分析如所示的简单泵系统中，出水管中间无水箱或贮气罐等设备，泵出口排水管直接连到管路系统。该泵系统的力学运动系统包括两个部分，分别是流体流动部分和流体驱动（包括泵叶轮和拖动机）部分。
对于第一部分，与管路特性有关，根据伯诺利方程，可建立如下方程：札一实际扬程，为一常值九一沿程阻力损失，与流量<有关―排水阀水头损失，与流量P有关L一管路常数，/<=//（知），其中Z为管长，/1为管路断面面积，g为重力加速度L一管路流体变压头对第二部分，根据振动理论，建立绕转轴运动方程：转动惯量一拖动机驱动力矩，与转速7V有关7V-叶轮旋转阻力矩，与流量和转速N有失假定由于某种原因，引起流量和转速各发生<7和n的微小变化，则（1）、（2）变为：将（3）、（4）用麦克劳林定理展开，并忽略二阶以上微量得：其中：如一栗特征量，扬程相对流量的变化如一管路特征量，排水阀全开时管路阻简单泵系统喘振分析水泵技术力曲线的切线斜率如一管路特征量，水阀开度的管路阻力曲线的切线斜率V―栗系统特征量，“=-%，其中：77―拖动机的驱动曲线的切线斜率，小一转速曲线的切线斜率，t一流量曲线的切线斜率，并消去得：<，因此由式（7）可知，只要小<0就能满足式（9），从而整个系统稳定，不会产生喘振这样的不稳定现象。如前所述，特征量小=如-（咖+也），因此<！>符号由小p、扣、―决定。下面来研究一下这三个系数如、小I、如的符号确定方法。
如表示扬程曲线的切线斜率，若大于零，则表示该点在扬程曲线向右上方倾斜的部分（即不稳定区）上；若小于零，则表示该点在扬程曲线向右下方丨明斜的部分（即稳定区）上。
对于扣、也，根据其几何意义，可表示在管路阻力曲线图上，如所示，扣+屯表示排水阀在不同开度下阻力曲线的切线斜率。
考中泵的三个工作点人5、￠：，对于4点，因为|和|<丨咖+屯|，故小<.而对于5点，因为扣< 0而和+屯大于0，故巾<0，最后是C点，和点的情况是一样的，因此<>由此，可以得出结论，在简单泵系统中，无论扬程曲线是向右下方还是向右上方倾斜，或者说有没有驼峰形，都不会产生喘振现象。
是正值。因此，只要满足：4复杂泵系统喘振分析复杂泵系统是指管路中设有贮气罐或水箱一类的设备的泵系统，如所示。现假定It气罐或水箱前面（有泵的那一侧）的部分为系统1，其后的部分为系统2.泵系统的稳定判定条件和简单泵系统的一样，即<0.首先来研究一下利用阀门来调节流量的情况。
如所示，上图针对系统1，下图针对系统2.此时系统1的扬程//=+如，是系统2的沿程阻力损失。由于6不起作用，对系统1没有产生影响，因此和简单泵系统情况一样，满足<；> <0，即不会产生喘振现象。
下面再来研究利用阀门K来调节流量的情况。此时系统1的扬程为札+心+为阀门F2的压头损失。A，相当大，因此有可能P点超过关死扬程点。对于4点，情况和中的4点一样，是不稳定点，因此产生喘振现象。利用稳定理论亦可证明，此点如> 0，因此为不稳定点。系统2的情况和简单泵系统的情况一样，因此会产生喘振现象。
因此，在复杂泵系统中，若用阀门来调节流量，则有喘振现象发生。
5分析的结论由以上分析可知，具有驼峰形性能曲线只是产生喘振的必要条件，而不是充分条件，只有具备以下三个条件，才能发生喘振现象：（1）泵的性能曲线呈驼峰形，并在不稳定（2）在管路中存在贮气罐、水箱或气相部分；量。
普通离心泵出现喘振的破坏力较小，究其原因，一是离心泵性能曲线较平缓，二是离心泵启动方式与轴流泵不同，一般是关阀启动，然后逐渐开启阀门增大流量，即使采用驼峰形离心泵产生了喘振，但由于作用时间很短，破坏力较小。但是对于具有驼峰形性能曲线的锅炉给水泵，由于抽送热水，管路系统中很容易形成气相，若流量调节阀安在离泵很远的下游端，阀损失非常大，则能产生较大的喘振，为此一定要采取防范措施。具体方法可详见下述防范措施（2）。
6喘振防范措施根据以上三个条件，可制定相应防范措施，主要有：（1）在如上所述的复杂管路中应尽量避免采用具有驼峰形性能曲线的水泵，而是采用性能曲线平坦向下倾斜的水泵。
（2）在水泵压出侧装设旁路管，将泵压出水泵技术水的部分送回吸入侧，使工作点由上的A点移到驼峰的右侧稳定区某点。
（3）使流量在任何条件下不小于，否则应装设再循环管或自动排出阀门。
（4）采用可动叶片调节流量，当外界需要流量减小时，转动动叶使其装置角减小，从而性能曲线下移，临界点向左下方移动，使输出流量减小，参见。
线临界点向右上方移动；反之，性能曲线临界点将向左下方移动，从而缩小性能曲线上的不稳定区。
（6）在吸人口处装吸入阀，当管路流量增加时，开大吸人阀，使性能曲线临界点向右上方移动；而当管路流量减小时，关小吸入阀，使性能曲线临界点向左下方移动，从而缩小性能曲线上的不稳定区，参见。
以免压出管路内存气。调节阀或节流阀最好安在泵出口位置。
（8）保证水泵在正常流量下运行，若负荷减小，应提前减小投人运行的装置台数。
机械振动、水锤振动等引起较大的流量变化，加剧喘振强度。
（10）喘振是由流体流动的不均性引起的，因此应尽量保证流动的均匀性。
旋转失速振动、汽蚀振动、喘振都是由流体流动引起的振动，都能影响水泵的安全运转。三者常常同时存在，互相作用，很难分辨。
找出三者的区别，应着重从流量、振动频率等因素着手，找出振源和产生原由。
旋转失速是叶片结构特性引起的旋转脱流，可造成叶道的阻塞和水泵能头的降低，其引起的振动是脱流作用的结果。而喘振是水泵性能与装置振荡耦合后的结果，与泵系统力学稳定性有关。
汽蚀是泵入口压力低于相应水温汽化压力时出现的一种现象。汽蚀和喘振都与水泵的性能和装置性能有关，但汽蚀一般发生在较大流量区，而喘振则发生在流量较小区，而且喘振振动频率较小，在0. 1~10Hz，而汽蚀的频率范围为600~25000HZ较喘振大得多。
以上三种能引起振动的现象，再加上水锤以及机械振动（如转动部件不平衡引起的振动等），是复杂泵系统中常遇到的对系统安全运行构成威胁的振动现象，在工程实践中，应予以重视，并采取相应防范和泵系统改进措施。
喘振现象是泵系统中流体流动不正常引起的一种现象，与工业水锤现象比较起来，所造成的经济损失较小，在工程中往往得不到广泛的注意，但在高压泵运行中，喘振产生的振动和噪音很强烈，如锅炉给水泵等，因此必须要加以防范，一旦发生时，必须通过改变紧接泵后的调节阀的开度来过渡到正常的运行状态。
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