立式AF泡沫泵渣浆泵流道湿周尽量小。泵的流道截面虽不可能都做成规则形状，但各种截面形状中，相同的过流截面面积，圆形的湿周，方形其次，长方形再次之。流道截面中存在尖角(容易出现在扭曲叶片与壁面的夹角处)是不利的。

泵内各部分流道不宜过长。例如叶轮叶片、导叶叶片等形成的流道过分加长，不但会增加摩擦损失，还给铸造清砂带来困难。

扭曲叶片进口部分的截面不宜过分狭窄。在叶片绘型时应注意叶轮或导叶的叶片进口边的工作面与相邻叶片的背面所构成的过流截面不要太窄小，避免相对速度太快，降低泵的效率和吸人能力。

局部损失局部损失 主要是指管路中的局部损失，发生在流道急剧扩大、收缩或转弯、死水区、流道方向与液流方向不一致及速度大小不等的液流汇合区域。液流在上述区域产生旋涡，致使液流不断地旋转，形成摩擦与冲击，消耗液体能量，增加水力损失。如果收缩管不是急剧收缩，且形状又是流线型的，则其水力损失是很小的，而且液流流过收缩管形流道后，速度会趋向于更均匀。上述区域中前四种损失与速度的二次方成正比，即与流量的二次方成正比，其损失的形式为

流道方向与液体方向的不-致主要发生在叶轮叶片和导叶叶片的进口处。当泵在设计流量工作，叶片安放角略大于或等于液流角时，不产生冲击损失;当流量偏离设计流量较多，叶片安放角与液流角相差较大时，在叶轮叶片和导叶叶片的进口处会产生冲击损失。当泵在设计流量工作，叶轮出口处液体流速与压水室中液体流速基本相等时，两种液体汇合不产生旋涡损失;当流量增大，叶轮出口处液体的圆周分速度减慢，而压水室中的流速加快时，会产生旋涡损失。当流量减小时，叶轮出口处液体的圆周分速度加快，压水室中的流速减慢，也要产生旋涡损失。上述两种损失的形式为

要减小局部损失应注意以下几点:①液体流速大小及方向的变化应平缓，避免流道的急剧扩大、收缩或转弯。②叶轮叶片或导叶叶片不宜太厚。在考虑了叶片的强度、腐蚀裕度及铸造的可能性以后，叶片应尽可能薄些，以免增加进口处的排挤及出口处的扩大。③整个流道中应避免死水区的存在。④慎重选取叶轮叶片和导叶叶片的进、出口角。⑤各部分流道选取适当的流速。立式AF泡沫泵

立式AF泡沫泵水力阻力系数入与间隙内液流的雷诺数有关。泄漏量q1未计算出来之前，雷诺数也无法求得。因此，通常采用逐次逼近法。

(2)多级泵级间的泄漏损失  级间的泄漏损失可以分为两种: 种是不经过叶轮的泄漏损失;另种是经过一级或几级叶轮的泄漏损失。

1) 不经过叶轮的泄漏量。这种泄漏(如分段式多级泵的级间泄漏量q2)如图1-28所示，可用式(1-29) 计算。其中间隙两端的压力差AHmi可用式(1-30) 计算:

    式中1H一单级扬程 (m)。

这种泄漏消耗的能量属于圆盘损失的一部分，不是容积损失，考虑泵的容积效率时不计人。

2)经过一级或几级叶轮的泄漏量。这是叶轮对称布置时的级间泄漏损失。经过级叶轮的级间泄漏量q3如图1-29所示，间隙两端的压力差为叶轮的单级扬程，

Hmi =H1。在这种情况下，经过两个叶轮的理论流量不相等，流过第0一级叶轮的理论流量qvtI =qv+q1，流过第二级叶轮的理论流量级间泄漏量q3也可用式(1-29) 计算。

3)轴向力平衡机构处的泄漏量。此泄漏量也可以进行计算由于内容较多，在此不进行详细介绍。

3.容积效率的估计

     (1)密封环间隙与密封环直径的关系当 Dmi≤1000mm时，密封环间隙与密封环直径之间存在以下关系为

    式中  b---封密环半径方向的间隙大小（m）

            Dmi---密封环直径（m）

内壳体高压端与低压端分开结构 由于外简体是圆形的，承压能力很强(大)，加之段与段密封较好，故一般泵可以不分高压端和低压端，但有的泵分开了，分开时必须注意下列问题:

图5-41a所示为采用某一中段端面压靠着简体内止口台阶，中间加缠绕垫或蝶形弹簧，将筒体内高低压分开的结构。当受热时，内壳体膨胀，由于补偿器的补偿，可保证其密封不会松开。这种结构，如果单从高低压分开面或单从吸入函体密封与泵补偿器来看，当膨胀时，均能达到补偿作用，越压越紧。如果我们从吸入函体密封与高低压分开面这段距离来看，当内壳膨胀时，因为吸入的体到高低压分开面这段距离有多个中段，这些中段膨胀的总值远远大于上面值，高低压分开面与补偿器的距离补偿势必使高低压分开面脱离，有松开密封的趋势，起不到高低压分开的作用。这里推辉图5-41所示结构，它是内壳体某中段外径加0形圈，压力高时加金属挡圈。它可以在外简体内滑动，这种0形圈胶料温度为200°C静密封压力可达100MPa，特殊订货还可以高，对锅炉给水泵来说是不成问题的。