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國內設計離心泵時，一般根據傳統理論與經驗公式計算確定泵體的壁厚尺寸，通常認為泵體厚度越大，就越安全耐用，而很多國外先進企業的同類產品，其壁厚通常要比大多數國產泵明顯薄些，不僅質量與性能優于國內產品，其耐用程度也毫不遜色，出現如此明顯的反差，值得深入細致的研究。如果能在保證泵蝸殼強度的前提下，降低蝸殼壁厚，將大量節約原材料，有效降低生產成本，顯著提高經濟效益，為企業適應激烈的市場競爭創造強有力的條件。因此，研究一種新的準確快捷的強度分析方法至關重要。
通過傳統公式計算出壁厚值，并進行修正，利用Fluent軟件模擬出不同工況下泵的壓力分布情況，再應用ANSYS軟件，近似計算泵在不同工況下蝸殼所受的應力與應變，從而分析與校核蝸殼強度，并通過試驗加以驗證。
一般以清水作為輸送介質的標準泵材料通常選擇灰鑄鐵件。本文選用的材料是HT200的灰鑄鐵件，彈性模量為130 GPa，泊松比為0.27，密度為7×e3kg/m3，抗拉強度極限σb為220 MPa。對浙江某企業生產的S50-160/75型標準泵進行分析研究，設計流量Q=50 m3/h，設計揚程H=32 m，轉速n=2 950 r/min，比轉數ns=93。采用閉式葉輪，葉片數為6片。
根據文獻估算蝸殼壁厚，當量壁厚為sd=1 545ns+0.008 4ns+7.2=24.59蝸殼壁厚理論值為s=sdQH98 066.5[σ]H=2.7 mm式中，Q—流量，m3/s，H—揚程，m[σ]—鑄鐵的許用應力，Pa實際生產時需對蝸殼壁厚理論值進行修正。針對這一型號，很多國產泵的蝸殼壁厚通常為10 mm左右，取安全系數為2.2，修正后的蝸殼壁厚為6.0 mm，再進行流場模擬與應力有限元分析，并做試驗進行驗證。
考慮到曲面的復雜性，首先利用ProE軟件分別對葉輪和蝸殼內的過流空間造型，然后導入Fluent的前處理軟件GAMBIT中劃分網格，針對蝸殼和葉輪計算區域復雜的特點，采用三維非結構四面體網格劃分，蝸殼流道網格數為222729，葉輪流道網格數為147642。
采用標準k-ε湍流模型和SIMPLEC算法，泵的進口處采用速度進口邊界條件(velocity-inlet)，假定進口處速度均勻，且速度方向垂直于進口截面。出口處采用出流(outflow)邊界條件。葉輪、蝸殼與流體相接觸的所有界面均采用無滑移壁面(wall)邊界條件。壓力取為第二類邊界條件。近壁區域采用標準壁面函數處理。對S50-160/75型標準泵進行全流場三維模擬計算，得到泵內流場的壓力分布情況。分別取小流量工況(0.4倍流量)和設計點工況作為蝸殼計算工況，對流場的靜壓分布進行模擬計算與分析，圖為小流量工況與設計工況流場的靜壓云圖。
從計算結果可以看出：當泵工作在小流量區域(0.4倍流量)時，蝸室側壁沿液流方向從隔舌到出口，壓力分布分為降壓區與升壓區，壓力分布呈現出由大變小再變大的分布規律。設計工況下，壓力沿液流方向逐漸增大，至出口附近基本達到平衡，壓力大體上恒定。
在泵軸轉速一定，小流量工況運行時，蝸殼內部壓力分布出現明顯的區域性降壓現象，隨流量的增大，降壓現象逐漸削弱直至消失，造成這種壓力分布的原因，一方面是由蝸殼的斷面尺寸引起的，隨著蝸殼內收集流量的增加，半徑向排出口逐漸增加，液流速度減小，從而實現了動能向壓能的轉換；另一方面是由于小流量工況下，出口管內壓力較高，同時，喉口區的部分流體從隔舌間隙及泵殼軸向間隙回流到蝸殼內部，引起蝸殼內壓力升高。隨著蝸殼包角的增大，蝸殼截面積增大，回流流體與葉輪內的低壓出流之間的摻混作用增強，使蝸殼內的壓力降低;隨著蝸殼包角的進一步增大，蝸殼的降速擴壓作用越來越明顯，使得蝸殼內的壓力逐漸升高。因此，小流量時蝸殼內沿液流方向的壓力分布由大變小再變大，而在設計工況下，蝸殼內的壓力分布出現了沿液流方向逐漸增大的趨勢。
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