泵內存在著許多間隙，而目間隙兩端的壓力不同，因此，液體通過間隙從高壓側向低壓側泄漏。于是，從泵內獲得一定能量的液體，并沒有完全輸送出去，而以節流損失的形式將能量損失掉。

泵內的泄漏部位，因泵的結構不同而異，一般發生在下列地方:葉輪密封環、級間密封環、平衡軸向力裝置等。

葉輪密封環的泄漏量q₁(圖20-16)

圖20一16 密封環處的壓力差

式中Fm——密封環間隙的過流斷面面積，

Hm——間隙兩端的壓力降;

b——密封環間隙;

u——流量系數。

(1)確定密封環間隙的壓力降hm

假定泵腔內的液體以w/2旋轉，其壓力按拋物線規律分布。

由液體平衡微分方程

因質量力為離心力，則

由軸向力計算部分已知

則密封環間隙處水頭h₁

另外.斯捷潘諾夫建議hm按下式計算

hm也可以近似按ns:的范圍選取，當 其中H是葉輪的揚程。

(2)確定密封環間隙b對于大型泵（Q＞0.5m3/s)

對于小型泵

(3)確定流量系數u

1)平直密封環的阻力系數由進口阻力系數5₁附面層，沿程阻力系數λL/2b和出口損失系數(通常為1)組成，即

式中η密封環間隙進口圓角系數，一般取0.5~0.9,即51=0. 25~0. 45，大泵取大值，小泵取小值。

由此

λ和間隙中流動的雷諾數及表面粗糙度有關。縫隙中的流動，一般位于阻力平方區，λ值和雷諾數無關，可取λ=0.04~0.06.

λ值也可以根據雷諾數Re和相對粗糙度，借用圓管摩擦系數圖表查得。

相對粗糙度為

式中b——密封環間隙;

k_s——絕對粗糙度，對光滑表面，k_s=0. 005 mm

雷諾數

式中u一泄漏速度;

um——密封環處的圓周速度;

,U'vZ+} 2

——間隙中液體相對速度;

v ——運動赫性系數。

速度需求出q才能確定，因此計算Re時，可先假定(即假定幾值求q，進而求u),進行逐次逼近計算。

密封間隙長度L

2)齒形密封環的流量系數計算方法與上述相同，在結構每增加一個小齒，則增加一個進口阻力系數0.56₁η，和出口阻力系數a₁即

式中L——間隙為b的密封間隙長度。

a₁ ,  b₁，由表20-2選取。

表20-2 齒形密封的a₁和b₁