6.3.1 最大排出压力应是所有工况计算出的最大排出压力中的最大值。最大排出压力应根据在供货叶轮（组）以连续速度运行，并考虑到对应运行工况的泵送液体相对密度（比重）因素，计算得到泵能够产生的最大压差，再加上对应工况点的最大进口压力。泵卖方应计算出泵的最大排出压力，并记录该值。
6.3.2 如果有规定，应通过下列一种或多种运行状况产生的附加压差来增大最大排出压力：
- a) 比数据单泵液体特性中规定的液体相对密度更高、暂短时间内工作的液体密度（即施工后管路清洗液体）；
- b) 安装一只泵能适用的最大叶轮和/或若干级叶轮；
- c) 在驱动机跳闸转速或最大转速下工作。
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注：买方在规定a）、b）和c）中任何项目之前，应评估项目发生的可能性。瞬时压差偏离通常认为包含在水压试验压力的裕量中（见8.3.2.2）。
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6.3.3 压力壳体应设计成：
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注：两倍管口载荷要求是压力壳体设计的准则。管道设计者所用的允许管口载荷为表5给出的数值，除压力壳体设计外，还包括其他影响管口载荷的因素，如壳体支撑和底座刚度。
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6.3.4 在规定的运行温度范围内的最大允许工作压力作用下，设计压力壳体的材料所使用的拉伸应力不应超过0.25 倍的抗拉强度最小限值或0.67 倍最小屈服强度，两者之间选较小值。对于铸件，拉伸强度最小限值和屈服强度最小限值应乘以一个相应的铸件系数，见表4。
==表4 铸件系数==
| 无损检测（NDE）类型 |
铸件系数 |
| 目视、磁粉和/或液体渗透 |
0.8 |
| 局部射线 |
0.9 |
| 超声波 |
0.9 |
| 全部射线 |
1.0 |
6.3.5 卖方报价单中应按表H.2（如ISO、ASTM、UNS、EN、JIS）内容标明材料特性来源，以及采用的铸件系数。在买方明确同意下，可以使用表H.2 中没有规定的国家材料标准。
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注1：通常，6.3.3 准则中有关压力保持和管口载荷导致的变形（应变）是泵壳体设计中要确定考虑的。极限抗拉强度或屈服强度很少为限定因素。
注2： 对于联接螺栓，总的截面积是按在静水压载荷或垫片预紧载荷作用下的许用拉伸应力来确定。在循环压力作用下，为得到可靠的螺栓联接，公认要提供一个预载荷，螺栓将被拧紧到产生一个大于设计拉伸应力的预应力。其值一般是屈服强度的70%~90%范围。
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6.3.6 除了6.3.8 说明的情况外，最大允许工作压力至少应是最大排出压力（见6.3.1 和6.3.2）加上10%的最大压差，而且不应低于：
a) 对于BB1、VS1~VS7 型泵：额定压力等于ASME 16.5 Clss 150 钢制法兰压力等级所对应的材料等级。
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注：就本条而言，ISO 7005-1 PN20、EN 1759 Class 150 等同于ASME 16.5 Class 150。
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b) 对所有其他泵：额定压力等于在38℃（100℉）时至少为4 MPa（40 bar；600 psi）（压力）。
6.3.7 根据API 682（第4 版）3.1.52，泵密封腔和密封压盖的额定压力-温度应至少等于与之相联接的泵壳最大允许工作压力和温度。
6.3.8 如果有规定，VS6、VS7、OH6、BB3 和BB4 型泵可按两种额定压力设计。买方宜考虑在这种装置的吸入侧安装安全阀。如果有规定，吸入部分应与排出部分一样按最大允许工作压力设计。
6.3.9 除非另有规定，液力回收透平压力泵壳的最大允许工作压力应至少等于最大进口压力或6.3.6规定的最大允许工作压力最小值，两者取较大值。如果在第一切断阀之前的下游侧管路上安装提供的安全阀，泵壳低压区最大允许工作压力应至少等于安全阀规定的设定值。
6.3.10 压力壳体的设计应满足6.1.1 要求的腐蚀裕量。除非另有规定，最小腐蚀裕量应为3 mm（0.12 in）。
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注：如果采用高耐腐蚀性的结构材料，又不影响安全性和可靠性，要鼓励卖方提出可替换的腐蚀裕量的建议。
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6.3.11 双壳体泵的内壳体的设计压力应成能承受最大压差或350 kPa（3.5 bar；50 psi），两者中取较大值。
6.3.12 除非另有规定，如果工况属于下列任何一种情况，则要求使用径向剖分壳体：
- a） 泵输送温度不低于200 ℃（400℉）；
- b) 在规定的泵输送温度下，液体相对密度小于0.7；
- c) 液体的额定排出压力力大于10 MPa（100 bar；1 450 psi）；
- d) 液体温度瞬时高出55 ℃（100℉）；
- e) 液体瞬时温度使泵壳金属温度变化率大于于3 ℃（5℉）。
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注1： 轴向剖分壳体在超出上述限定范围情况下已有成功的应用，尤其是较高压力和较低相对密度（比重）的输送管线应用。这种应用的成功取决于设计压力和额定压力之间的安全余量、制造商在类似应用场合的经验、剖分接合面的设计与制造、以及使用者在现场正确改造剖分接合面的能力。在超出上述限定范围规定采用轴向剖分壳体前，买方宜考虑这些因素。
注2： 列项d）和e）是针对输送不同温度时液体时，泵可能受到冲击的运行情况。这些瞬时温度往往发生在泵启动之前没有对流程液体进行预热或预冷。列项d）是针对泵液体温度显著变化，列项e）是针对温度缓慢上升率 ，但任然超过了泵壳金属温度变化率。
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6.3.13 径向剖分壳体应采用金属对金属的配合，中间有受约束可控制压缩量的垫片，如O 形圈或缠绕垫。如果证明垫片适合应用工况并经买方同意，可建议并提供除缠绕垫外的垫片。径向剖分压力壳体接合面和螺栓联接应设计成可容纳缠绕垫（对VS 型泵，见9.3.2.3）。
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注：表H.1仅表示壳体接合面用的缠绕垫。通常优先采用缠绕垫，因为用户认为缠绕垫具有更好的适用性、更利于材料标识、具有更宽泛的化学兼容性和温度范围、更宽的密封表面（因为密封表面的不规则而不容易泄漏），并且比O形圈更容易管理和存放。API 682对温度小于＜175℃（350℉）使用的压力密封压盖承压面明
确要求采用O形圈。
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6.3.14 除9.2.1.2中允许的泵外，所有卧式泵应采用中心支承式泵壳体。
6.3.15 放置O形圈所有的槽和孔的密封表面，最大表面粗糙度平均值Ra：静密封O形圈为1.6 μm（63 μin）；动密封O形圈贴靠侧表面应为0.8 μm（32 μin）。导入O形圈的内孔至少应有3 mm（0.12 in）的圆角半径或1.5 mm（0.06 in）的倒角来引导静密封O形圈，应有至少2 mm（0.08 in）的倒角来引导动密封O形圈。倒角最大应不超过30°。
6.3.16 缠绕垫密封面粗糙度平均值Ra应在3.2μm（125 μin）~6.4μm（250 μin）范围内。
6.3.17 为了便于壳体拆卸，应提供顶丝。其接触作用表面应加工出凹陷部位（平底埋头孔或凹陷槽），以防止由于密封面损坏导致接合面泄漏或不良配合。
6.3.18 承压件应可能减少螺纹孔。为了防止壳体在承压区域的泄漏，钻孔和螺纹孔周围和底部的金属厚度至少应等于公称螺栓或螺柱直径的一半再加腐蚀裕量。
6.3.19 内部螺栓应采用完全耐泵所输送液体腐蚀的材料制造。
6.3.20 如果压力壳体铸件制造商需要利用孔口来支撑型芯、型芯拆除或过流部位检查和清理，在整个铸件制造过程中，这些孔口应设计成能用焊接的方法封闭，焊接应有适合的、评定过的焊接程序。
6.3.21 如果有规定，主壳体接合面的联接螺柱和螺母应设计成可使用液压螺栓张紧。 应商定卖方提供的专用工具的程序和范围。
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注：壳体螺栓和螺母的液压螺栓装张紧通常应用于特定泵型，如BB3和BB5型泵。
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