离心泵的结构.docx
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离心泵的结构
2.2离心泵的结构
2.2.1离心泵、主要部件
LGORJ.KARASSIK
C.C.HEALD
分类和术语_________________________________________________________
离心泵由密封在壳体或泵体内的一组旋转叶片组成，这些叶片的作用是通过离心力把能量传递给液体。
因此，除了所有细微的差别外，离心泵主要有两个主要部分：
（1）包括叶轮和轴在内的旋转部件;
（2）由壳体好轴承组成的静止部件。
在离心泵中，液体由大气压力或其他压力强行压入一组旋转的叶片中。
这些叶片组成叶轮，叶轮在其外围以高速排除液体。
该速度能通过环绕在叶轮周围的蜗室或一组固定的扩压导向叶片（参见图2）转化为压力能。
有蜗壳的泵通常称为蜗壳泵，而有扩压导向叶片的泵则称为扩散形离心泵。
过去，扩散形泵曾一度普遍地称为透平式泵，但近年来这一术语更有选择性多用于立式离心扩散形深井泵，一般称为立式透平泵。
图1示出了泵在额定流量（达到最佳效率点时的流量）下运转时，液体通过端吸蜗壳泵的路径。
叶轮按其液流相对于旋转轴线的主流方向进行分类。
因此，离心泵有：
径流式叶轮（见图25、34、35、36和37）
轴流式叶轮（图29）
混流式叶轮（图27、28），它结合径流式和轴流式的原理。
图1典型的单级端吸蜗壳式泵（FlowserveCorporation）
图2典型的扩散性泵
叶轮可进一步分为：
单吸叶轮，在叶轮的一侧有一个仅进口（图25、33和37）。
双吸叶轮，液流从两侧对称的流入叶轮（图26、27、38）。
按叶轮的机械结构进行更细的分类有：
闭式叶轮，盖板或侧壁封闭着流道（图25、26、27）
开式叶轮，没有盖板（图29、33、34）
半开式或半闭式叶轮（图36）
如果泵的压头由单个叶轮产生，则称之为单级泵。
通常全压头的产生需要两个或多个叶轮串联运转，这时后一级叶轮从前一级叶轮的排出口吸入。
为了这一目的，可以把两台或多台单级泵串联起来，也可以把所有的叶轮都装在一个泵体中，这样的装置称为多级泵。
按泵体的机械结构可以把泵分为轴向剖分式或径向剖分式；而旋转轴线则决定了泵是卧式机组还是立式机组。
卧式离心泵还可以进一步按吸入管接的方位进行分类：
端吸（图1、8、11、13）
侧吸（图7、10）
底吸（图15）
顶吸（图22）
有些泵露天运转，通过接管将液体引入并从泵中排出。
另外一些泵，大多数为立式泵没在输送介质中运行。
因此，立轴式泵又分为干式安装型或湿式安装型。
如果湿式安装泵是轴流式或立式透平型泵，液体则通过支撑的深井竖管或立管排到支撑面上或下的出口处，则这些泵称为地面输送或地下输送泵。
图3、4和8分别表示了卧式双吸蜗壳泵、单级轴流旋浆泵的导流筒和立式安装单吸蜗壳泵。
表1给出了水力学会（美国）推荐的各种泵部件的名称。
图3卧式单吸双蜗壳式泵
序号
零件名称
序号
零件名称
序号
零件名称
1
1A
1B
2
4
6
7
8
9
11
13
14
15
16
17
18
19
泵体
下泵体
上泵体
叶轮
螺旋桨式叶轮
泵轴
壳体（密封）环
叶轮（密封）环
吸入泵盖
填料函压盖
填料
轴套
出口导流筒
轴承（内侧）
填料压盖
轴承（外侧）
支架
20
22
24
25
27
29
31
32
33
35
36
37
39
40
42
44
46
轴套螺母
轴承锁紧螺母
叶轮螺母
吸入端盖密封环
填料函压盖密封环
液封环
轴承座（内侧）
叶轮键
轴承座（外侧）
轴承座（内侧）
浆式叶轮键
轴承盖（外侧）
轴承衬套
挡板
联轴器（原动机轴端）
联轴器（泵轴端）
联轴器键
48
50
52
59
68
72
78
85
89
91
101
103
123
125
127
联轴器衬套
联轴器锁紧螺母
联轴器销钉
手孔盖
轴颈
推力环
轴承隔环
护轴套管
密封
吸入导流筒
扬水管
连接轴承
轴承端盖
滑脂（油）杯
密封接管（导管）
壳体和扩压器___________________________________________________________
蜗壳泵蜗壳泵（参见图1）由环绕叶轮的螺旋形泵体而得名。
壳体部分收集叶轮排出的液体，并把速度能转变为压力能。
离心泵的蜗室葱起始点到围绕叶轮环，绕整个360º面积递增，而后逐渐扩张到最后的排出口。
将初始断面和壳体出口接管部分分开的壳壁称为蜗舌或分水角。
扩散性泵的扩压导叶和同心壳体于蜗室一样起着能量转换的作用。
在旋浆式和其他使用轴流式叶轮的泵中不采用蜗壳，而是将叶轮封闭在壳体内。
一般，扩压器导叶完全用在叶轮以后，但对某些极低压头的机组，可以省去这些导向叶片。
除了在此特殊情况下，蜗壳通道很小，以致要机加工或精密铸造的蜗壳或者为了精确流量的控制而应用扩压器类部件外，单级径流泵很少应用扩压器。
常规扩压器通常于导向叶片一起用在多级泵中，以在最小的径向和轴向空间内把流体高效地葱一级叶轮导入另一级。
扩压器导向叶片是用于作立式透平泵和单级低压头旋转泵的主要结构手段（图4）
径向推力在单蜗壳泵的泵体结构中（图5），当泵在设计流量（最佳效率点下的流量）下运行时，叶轮周围的压力则是不均匀火近乎均匀的。
在其他流量下，叶轮周围的压力则是不均匀的（图6），因而就形成了一个合成的径向反作用力（F）。
有关径向力及其大小的详细讨论见2.3.1节。
要注意的是，不平衡的径向力随着流量葱设计流量降低而增大。
图4立式湿式安装扩散性泵的导流筒图5设计流量下均匀的壳体压力，
合成径向反作用力
在任何流量的百分比下，这种径向反作用力是全压头（总扬程）以及叶轮的宽度和直径的函数。
因此，在部分流量下，叶轮直径的高压头泵要比叶轮直径小的低压头泵具有大得多的径向反作用力。
径向反作用力为零的情况通常是不能实现的，而在设计流量下的反作用力为最小。
在扩散形泵中，虽然存在着同样的不平衡趋势，但是反作用力只局限在整个叶轮周围一小段重复的圆弧上。
因此，只要流体稳定的葱扩压器出口周围排出，则这些单独的反作用力彼此相互抵消。
如果流体不均匀的葱其周围流出，则在扩压器出口附近会出现一个不平衡力，这一不平衡力会通过扩压器回转到叶轮上，从而引起轴和轴承系统的径向反作用力。
在离心泵设计中，轴径以及轴承的尺寸受到允许挠度的影响，这一允许挠度是由轴的跨度、叶轮重量、径向反作用力好所传递的扭矩所决定的。
以前的标准设计中，都是按最大叶轮直径下，超过设计流量的50％负荷时的径向反作用力进行补偿的。
对于在较小的流量下连续运行的泵，若提出适当的建议，泵制造厂可以提供加重轴，但价格通常要高得多。
而今在购买产品时，没有把泵要在极小流量下连续运行的情况通知制造厂，是十分普遍的做法。
这会造成轴断裂，尤其是对早期设计的高压头机组更是如此。
由于泵必须在降低的流量下运转的应用日益广泛，这就需要设计出适用于这种使用工况的标准机组。
一种解决办法就是使用加重的轴和轴承系统。
但在低压头泵中，只有很小的负荷，对这种泵来说，上述解决办法是不经济的。
唯一可行的办法是改变泵体设计，使其在部分流量下只产生很小的径向反作用力。
这些设计方案之一就是双蜗壳结构，也称之为二蜗壳或双蜗壳结构。
图7说明了应用双蜗壳结构来抵消降低流量下的径向反作用力的原理。
实际上，这种结构是由两个180º的蜗室组成。
第二个蜗室的外流道把两股液流汇合到共同的排出口。
在部分流量下，虽然每个180º弧段上的压力是不平衡的，但这两个大小相等且方向相反。
这样，轴和轴承上即使作用有径向力也是很小的。
这一问题在2.3.1节中也有论述。
图6在降低流量情况下，
单蜗壳中不均匀的压力，图7双蜗壳泵的横断面图
合成径向力F
这种双蜗壳结构有许多奥妙之处。
例如，在大流量、中高水头的单级立式泵中，肋板形成于第一个蜗室的出口排水流道隔开的第二个蜗室，能起到加强泵体的作用（图8）。
图8双蜗壳立式端吸泵的剖面图
多级泵的各级可以作成双蜗壳，如图9所示。
从叶轮排出的液体的动能必须被转变为压力能，而后还必须向后转180º进入下一级叶轮。
因此，双蜗壳也起着回流流道的作用。
图9中的后视图就表示了这种回流通道以及用来把液体导流进入下一级叶轮的导向叶片。
多级泵的蜗壳结构可以用扩压器以及引导流体从扩压器叶片出口至下一级叶轮入口的回流叶片来代替。
图9多级泵的双蜗壳
前视图（左）后视图（右）
整体和部分壳体整体和部分壳体指的是这样一种壳体，即把液流引至出口管接的排水流道全部包含在一个铸件或组合件内。
壳体的一侧必须敞开一边装入叶轮。
以为叶轮周围的壳壁实际上是壳体的一部分，所以严格地讲，整体壳体不能使用。
通常所说的整体壳体结构实际是径向剖分的（参见图1、11、12和13）。
剖分壳体由紧密在一起的两部分或更多部分组成。
水平剖分这一术语经常用来描述壳体被通过轴中心线或轴线的水平面所剖分的泵（图10）。
目前，大都用轴向剖分这一术语。
因为吸入管接和出口管接通常在一个剖分体上，所以，不用拆卸轴承或接管即可拆掉另一半壳体，以便进行内部检查。
与水平剖分相对应的是垂直剖分，它和水平剖分一词一样，也是一个不确切的词语。
它是指壳体在垂直于旋转轴线的平面内剖分。
现在优先选用的是径向剖分这一术语。
图10壳体轴向剖分的卧式双吸蜗壳式泵
他11装有半开式叶轮的端吸泵
端吸泵大多数端吸单级泵，都做成整体的壳体。
壳体至少有一侧是敞开的，以便把叶轮装入泵内。
因此，这一侧需要一个泵盖。
如果泵盖位于吸入侧，则泵盖就成为壳体的侧壁，并带有吸入通道（图1）。
这种泵盖叫做吸入端盖或泵体吸入头。
另外一些结构是壳体端盖的形式（图12），还有的结构兼有壳体吸入端盖和壳体端盖（图8和图13）。
图12带有半开式叶轮、诱导轮和可换侧板的端吸泵
图13装有可拆吸入泵头好填料函座的端吸泵
对于一般用途而言，端吸单级泵结构广泛用于出口尺寸为4″或6″（102或152mm）、电动机直接或联轴器接型的小泵。
这些小尺寸的泵，适合把蜗壳和客体的一侧住铸一起。
密封腔一侧或吸入侧是否和泵体做成一体，通常由泵的最经济的结构来决定。
对于大型泵，尤其是抽送污水的特殊用途泵，要求泵能向两个方向旋转。
具有分离的吸入端盖和密封腔头盖的结构，如果两侧的法兰相同，则允许向任一个转动方向使用同一壳体。
对于立式泵，还要求能够从壳体顶部取出转子和轴承部件，以便进行拆卸。
但是，许多作卧式应用的同类泵则需要从吸入侧进修部分的拆卸。
若泵具有分离的吸入端盖和壳盖，这类泵就最适合。
开式和半开式叶轮泵的壳体结构在开式和半开式叶轮泵中，叶轮在壳体中旋转，与泵的壳体或吸入端盖的间隙很小（参见图11）。
如果泵要在磨损的情况下运行，则可在泵体内安装侧板，以便给经过叶轮的液体提供一个可更换的限定空间的导向件（图12）。
采用侧板的优点之一是叶轮和侧板可以用不锈钢之类的抗磨损材料制造。
目前，虽然很少使用双吸开式叶轮泵，但在过去却用的很普遍，而且一般都装有侧板。
为了保持泵的效率，在开式和半开式叶轮的无盖板面的前方与壳体、吸入端盖或侧板之间要求紧密的运转间隙。
泵的构造装备有旋启螺丝或薄垫片用来调整推力轴承箱的位置，因此，也调整了轴和叶轮相对轴承座的轴向位置。
预旋和止旋挡板不合适的进口条件和不合理的吸入流道形状，都可能在叶轮进口之前吸入管的某一位置处引起液柱形成旋流。
这种现象称为预旋，起因与立式和卧式泵中的各种操作因素和结构因素。
由于预旋使流体以非设计的进口安放角进入叶轮和叶片之间，因此预旋通常对泵的工作是有害的。
液流按与轴成直角的放向进入叶轮入口，但液流在轴两侧的分配是不均匀的。
液体从吸入管接流到叶轮入口时，吸入流道在面积上是减小的，并会交于一个把侧壁分成两段的侧壁突出部分。
这个突出的隔离物称作止旋挡板。
为了在端吸泵中使预旋最小，往往将朝向中心的径向凸片止旋挡板铸在吸入管接的侧壁。
管接方式卧式单级端吸泵出口管接布置位置，通常为在顶部垂直的方位（见图1.11和12）。
但也可以有其他的管接布置位置，如在顶部水平、底部水平或底部垂直的管接方位。
图14所示为可以灵活使用的出口管接布置位置的图例。
有时泵的支架、轴承托架或台板会影响出口管接的布置，使得底部水平或底部垂直的布置无法实现。
还有一些情况不能把整体壳体任意旋转来实现不同的管接位置，因为这样密封腔的连接将无法进行。
图14端吸、整体壳体、水平轴泵的可能出口管接位置，
图示的旋转方向从吸入端看为逆时针
图15轴向剖分壳体的底吸单级泵
实际上所有轴向剖分壳体的双吸泵均有侧向的出口管接好侧向或底部的吸入管接。
如果吸入管接位于泵体的一侧，并且它的轴向中心线和垂直中心线（图10），则把这种泵归类于侧吸泵。
如图吸入管接垂直向下（图15），则这种泵归类为底吸泵。
出口管接直径小于10in（254mm）时，很少制造成单级底吸泵。
有时，可以为轴向剖分泵体的双吸泵配备特殊的管接位置，以满足特殊的管接布置。
例如，在同一半壳体上配有底部吸入和顶部排出的完全剖分的壳体。
一般这种特殊结构价格昂贵，所以应避免采用。
离心泵的旋转方向由于吸入管接和出口管接的方向受到泵旋转方向的影响，所以，了解旋转方向的定义方法是很重要的。
根据水力学会的标准，旋转方向是按照卧式泵从驱动端看，而立式泵从上向下看的方法来确定是顺时针还是逆时针旋转。
为了避免产生误解，在确定旋转方向是顺时针还是逆时针旋转时，还应当指出是从泵的那个方向去看旋转方向的。
机内端或驱动端（最接近原动机的一端）和机外端非驱动端（最远离原动机的一端）这些术语只是用于卧式泵。
对于具有双驱动的泵，这些术语就失去了意义。
除了端吸泵，它在一侧有整体的泵头外，任何离心泵壳体形式均可以布置为顺时针方向或逆时针方向旋转。
而在一侧有整体泵头的端吸泵则需要单独的旋转方向的判定模式。
壳体手孔壳体手孔主要装在用以抽送污水和纤维质的泵上，因为这些物质有可能堵塞在叶轮叶片进口边缘或蜗舌处。
有了手孔，可不用拆开整台泵，而只通过手孔排除这些污物。
主要用于抽送上述这类液体的端吸泵，应装设手孔或通道，通向叶轮的吸入侧。
手孔或通道的位置应处在吸入泵盖或吸入弯管上。
在排水泵、灌溉泵、循环泵或供水泵中，如果有杂质可能堵塞流道时，也应安装手孔。
在很大的大型泵中则要设人孔，以便进入内部进行清理和检查。
壳体的机械性能大多数的单级离心泵是为中等压力和温度用途设计的。
因此，制造厂通常宁可为高温高压操作工况设计特殊系列的泵，而不愿为适应过宽的操作工况范围去制造造价过高的标准系列产品。
如果轴向剖分壳体承受的压力很大，则壳体在剖分结合处就有“串气”的倾向，这种情况会导致转子不对称，甚至严重时会造成泄露。
对于这种情况，应在壳体承受最大的位置处加上内筋和外筋。
此外，尽管大多数泵均有壳体底部的泵角来支撑，因此，高温的泵要求沿中心线支撑，这样泵的热膨胀不至于引起不对心。
串联机组对于大流量，中、高扬程的使用工况，需将两台单级双吸泵串联在同一个底板上，并使用同一太原动机。
当扬程为250－400ft（76-122m）时，这种布置在水厂中的应用是很普遍的。
一种串联的方式是轴沿俩端延伸的电动机放在中间，用以驱动两台用外部接管串联的泵。
第二种串联布置方式是采用标准电动机，而其中的一台泵具有沿双向沿伸的轴。
后一种串联方式的应用是有有限制的，这是因为靠近电动机的那台泵必须具有足够的强度，以传递总的轴功率。
如果这种串联机组产生的总压力比较。
则第二台泵的壳体可能需要。
加筋，单级高扬程泵变的越来越普遍，一次，串联机组通常只用在压头很高的使用条件下。
多级泵泵壳____________________________________________________________
尽管大多数单级泵的泵壳都是蜗壳式的，但在多级泵的构造中，蜗壳和扩压壳体均有使用。
由于蜗壳会引起径向推力，所以轴向剖分的多级泵壳体通常具有交错的蜗室，以便使各个径向力的合力得以平衡（图16和图17）。
对于多级泵，轴向剖分和径向剖分的壳体均可使用。
在这两种壳体中选用哪一种，取决于设计压力的大小。
对于转速为3600r/min的轴向剖分壳体来说，其标准设计压力为2000lb/in²（138bar）。
图16平衡径向推力的多级蜗壳泵布置
图17轴向剖分壳体的6级泵的水平法兰
轴向剖分壳体不论在壳体内各级如何布置，多级泵的各级均需逐级连接。
在中低压力和中低流量范围内，级间流道和泵体本身铸在一起（图18和19）。
当压力和流量增加时，要求保持尽量小的壳体直径，而且级间连接必须避免使加速度和流动方向发生改变，这就需要使用与泵体分开铸造的外部级间流道。
这种流道作成环形，用螺栓连接或焊接与壳体本体上（图20）。
图18压力达到450lb/in²（31bar）的两级轴向剖分壳体的小流量蜗壳泵
轴向剖分壳体的级间结构多级泵本身的相邻腔室承受着不同的压力，所以必须设法使各腔室彼此之间得到有效地隔离，使有高压测向地压测的泄露制发生在泵静止部件和转动部件间所形成的间隙接缝处，极板可以做成单独件，即它可以在固定极板和紧靠极板内侧的转子部件之间的间隙接缝处与可更换的极板衬套相配合。
极板通常是整体的，它和也轮、轴套、轴承以及类似的部件一起装配在转子上。
为防止极板转动，在下半个壳体上，备有锁定用的凹槽结合，把上半个壳体和下半个壳体可靠加紧，卡住极板防止转动。
对轴向剖分壳体的整体级板的安装问题，给泵的设计带来了许多麻烦。
第一，这是这种三向的结合；第二，安装必须是在压差作用下严密结合、防止泄漏，而不是靠螺栓将其直接固定在壳体上。
为解决这一问题，使泵具有小的直径的壳体的作法是明智的。
这样，当拉紧壳体螺栓时，极板附近的两半体就形成了密封配合。
同样，小直径的壳体还有助于消除极板的翘曲和由此产生的当上半壳体向下贴紧时，上半壳体出现缝隙的可能。
无论极板是如何严密地放入下半壳体中，极板和上半壳体的密封面间必须是滑动配合，以使上半壳体能够向下压紧。
此外，每个极板的布置必须使泵所产生的压差能够有助于使极板靠在壳体上，而不致使接缝张开。
我们前面已经讲过，壳体轴向剖分的泵一般用于工作压力为2000lb／in²（138bar）以下的泵。
对于应用在高压管路系统中的泵，必须用钢制造，因为这种材料具有达到屈服而不破坏的宝贵特性。
接管不可避免地要产生大量变形，这些变形至少有一部分要传到泵体上。
而泵体实际上是轴向剖分的，即泵体是由剖分面法兰连接的筒体和装在上面的吸入管和出口管的两个管颈组成。
当接管上出现应力时，这两个管颈是壳体上最薄弱的部分，如不产生屈服变形，就有破坏的危险。
因此，只要泵内的工作压力超过1000lb／in²，那么钢就是制造泵体的最可靠的材料。
这又给吸入法兰和出口法兰的设计带来了一个重要的特性。
虽然对于钢制壳体泵来说，凸面法兰是十分令人满意的，但在铸铁泵中使用这种法兰却是十分危险的。
这种危险的产生是由于铸铁缺乏弹性，因而当拉紧螺栓时，弯矩的支点位于螺栓圆向内的位置而导致法兰破坏。
因此，铸铁壳体必须注意避免使用凸面法兰，同时也必须避免把凸面法兰的管子直接与铸铁泵平面法兰配对使用。
显然，吸入法兰对任何施加给泵的水力实验压力都是合适的。
泵体上泵底角的支撑位置，对于在275lb／in²压力以下以及温度300ºF（150ºC）以下运行的小泵来说，不是关键性问题。
由于机组相对较小，不大可能产生变形。
但对于在较高压力和温度下运行的大型泵来说，很重要的一点是把壳体的支撑尽可能地靠近水平中心线或紧靠在轴承下面（图19和图20）
图19压力达到500lb/in²（34bar）的两级轴向剖分壳体的蜗壳泵
图20压力达到1300lb/in²（90bar）的6级轴向剖分壳体的蜗壳泵
径向剖分双壳泵径向剖分壳体多级泵的最初形式，一般称为环段式泵、环形壳体泵，即环形泵。
当必须采用多极以较高的压力时，则可以把两组或多组普通的径向剖分壳体型的单级单元组装起来，并用螺栓紧固起来。
在近年来的设计中，各单元级段和独立的吸入端盖和出口端盖用大的丝杠紧固在一起。
这些泵仍然采用螺栓组装各段，会产生严重的拆卸和重新组装的问题，并解决了拆卸的问题。
双壳体的基本原理是把多级离心泵的工作部件密封在那课题内壳体中，并围绕内壳体加第二个壳体，两个壳体之间的空间保持着泵末级的出口压力。
内壳体的结构可以采用下面两个基本形式之一：
（1）轴向剖分（图21）或
（2）径向剖分（图22）。
图21具有轴向剖分内壳的双壳多级泵
图22具有径向剖分内壳的双壳多级泵
具有径向剖分内壳体的双吸壳泵，是由环形壳体泵演变而来的，配有帮助拆卸的附加设施。
内部单元的一般很像环形壳体泵。
组装后，就把它推入圆筒形壳体内，并用螺栓连接。
圆筒形抗体支撑着内壳体，并使内壳体在温度变化时能自由的膨胀。
图23所示为这种泵的内组件正在装入外壳体的情况。
图24所示为这种泵的外形。
吸入管接和出口管接构成外壳整体的一部分，这样在管路连接不动的情况下即可抽出泵的内部件。
水压实验对承受流体压力的泵部件进行水压实验是制造厂要进行的标准程序。
这需将泵的壳体以及像吸入端盖或壳体盖这样的部件装配好，不装内部件，然后进行水压实验，一般至少要30分钟。
这种实验是要证明壳体坚固，并且没有流体向外泄漏。
图23径向剖分的双壳泵转子组件正在装入泵的外壳
图24径向剖分的多级双壳泵
制造厂还可能要进行其他的实验，以检测在不同压力下运行的内部各独立划区的坚固性。
确定水压实验的合适实验压力由各种不同的方法。
最常用的方法是由水利学会标准给出的方法。
装有带压流体的泵的每个部件都应能够承受不低于下述最高值的压力：
泵在给定用途的额定工况下运行时，该部件所承受的压力的150％，热固性部件除外。
泵在给定用途的额定转速下运行时，而且在出口阀门关闭的情况下，该部件所承受的压力的125％。
叶轮____________________________________________________________________
在单吸叶轮中，液体仅从一侧进入到一轮入口。
双吸叶轮实际上是两个单吸叶轮背靠背的布置在一个壳体内。
抽送的液体同时从两侧进入叶轮。
而壳体的两个吸入流道与共同的吸入通道和同一个入口管接相连接。
由于双吸叶轮的轴向水力在理论上是平衡的，同时由于双吸叶轮有较大的吸入面积，从而允许泵在较小的净绝对吸入压头下运行，所以，对于一般用途的单级轴向剖分壳体结构，使用双吸叶轮是有利的。
对于小型机组，如由于制造上的原因而不易将流道分为两个很窄的部分时，则采用单吸叶轮更为实际。
有时因结构上的原因，也可优先采用单吸叶轮。
有单吸悬臂式叶轮的端吸泵在制造成本和维护上的优点是双吸叶轮所不及的，因此大多数径向剖分壳体泵都采用单吸叶轮。
由于悬臂式叶轮不需要把轴延伸到叶轮入口里，所以单吸叶轮被优先用于抽送悬浮物（如污水）的泵中，由于双吸叶轮级间导流结构的复杂性和制造成本高，所以，在多级泵中几乎全部采用单吸叶轮。
当输送的液体沿径向排向周边时，叶轮称为径向叶片叶轮或径流式叶轮。
这种形式的叶轮若为单吸，则其比转数通常在4200（2600）以下，若为双吸则比转数一般在6000（3700）以下。
比转数在第2.3.1节中详细讨论。
这里的比转数中所用的单位在美国单位制中有r/min、gal/min、ft；在SI制中为r/min、L/S、m。
叶轮还可以按其形状和形式分类为：
直叶式叶轮（图25、34、35、36、37）；
轴向辐流式叶片叶轮或螺旋叶片叶轮（图26、27）；
混流式叶轮（图30）；
旋桨式或轴流式叶轮（图34）；
图25直叶型径向
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