本例中泵或阀门供水侧的压力波大小用下式计算：
dp = ρ c dv
泵或阀门排水侧的最大压力波是液体蒸汽压与管道压力之间的差。
在供水侧，正压波以流体中的音速离开水泵。 压力波的大小等于进水侧压力与dp之和。
在排水侧，负压波以流体中的音速离开水泵。 最大负压波是泵的出口压力与液体蒸汽压之间的差。 泵关闭后，排出压力开始下降。 下游管道的流体动量使排出压力下降。 如果流体达到其蒸汽压力，则毗邻泵的流体发生闪蒸。 负压波离开水泵后，蒸汽气泡即可爆裂。 局部汽爆可引起极高的压力脉冲。 而且，压力的快速下降还有可能引起流体回流。在本例中，蒸汽气泡的爆裂会加重回流拍击停转的泵，导致极大的下游水锤荷载。
水锤荷载在一定程度上循环。压力波一旦全强度通过系统。其反射能造成二次压力瞬变。 在缺乏瞬态流体模拟或现场数据的情况下，这个过程通常假设一到两次重要的压力波传递。
当涉及临界管道或计算阻尼器和约束的最大荷载时，应分析模型中，应该分析每个弯头-弯头对的压力波单次传播的单独作用。 为压力波在弯头-弯头对间传播时压力最大的弯头定义独立的力谱荷载组。施加力方向是离开弯头-弯头对的方向。 为每一个力组运行一个动态荷载工况；通常不运行不同的力组组合。 这种方法适用于固定约束少，低振型多的大型热蒸汽管道系统。管道设计师应酌情推断其它管道系统。
当流体压力波通过管道横截面时，环向应力局部增加，因此CAESAR II不检查管道系统的完整性。使流速降低的减速机制能降低水锤荷载。就阀门关闭来说，它意味着放慢阀门的关闭速度。 而对泵的停转，则意味着放慢水泵的移除其动力的速度。这些示例的每一种情况的放慢速度的时间可以用下式计算：
T = 2L/c
式中：
T = 单波循环的时间（秒）
L = 管道系统的特征长度特征长度一般是泵或阀门与水源或水箱之间的长度。
c = 流体中的音速
如果泵或阀门的停止时间少于T，则应按本例所示分析其瞬时关闭的水锤。 这个问题的计算如下。
最感兴趣的是关闭阀门或让泵流量停止的最大时间段，以避免产生水锤压力脉冲。 用若干反射系统的长度进行计算，以确定计算的T值的变化规律。压力波离开供水侧的节点5，移至水箱接头处的节点125的时间最长。L 总长约为270英尺。
T = (2) (270) ft./(4281)ft/sec = 126 milliseconds
引起最大问题的压力波传播长度是节点45和节点75间的长度：
T = (2) (90)/(4281) = 42 milliseconds
泵或阀门关闭速度减缓，其时间超过126毫秒，通常能缓解管道系统的水锤形成趋势。泵或阀门关闭速度减缓，其时间超过42毫秒，则减缓45-75长度上水锤形成趋势。
水锤激发先在钢管壁中产生轴向声波，引起很大的、持续时间很短的力和应力。对韧性钢管系统而言，这些短期荷载通常不是设计问题。 应该关注的是水锤荷载导致的焊缝和材料裂纹扩展，通常使用以下规则：
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必须在分析中纳入非常高阶的固有频率数。300Hz截止频率并不罕见。这是激振的弯头-弯头对之间的轴向固有振型。必须计算高阶振型，直到额外振型的加入不引起力/应力响应的明显变化。 最大截止频率估算用：
SQRT (E/r)/L
式中：
E = 管道材料弹性模量
p = 管道材料密度
L=源于声波的水锤通过而需要计算准确应力的主要管道的单个管单元长度。
45-75弯头-弯头对间管长20英尺，其最大截止频率计算如下：
f截止(cutoff) = SQRT (E/ρ)/L
= SQRT ((30E6)(32.2)(12)/(0.283))/20
= (202388 in./sec) / (20 ft. 12 in/ft)
= (843.3 rad./sec) / (2 p rad./cycles)
= 134.2 Hz
或者，包含“丢失质量修正”粗略估算被忽略振型的贡献值。
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主要轴向管道的单元长度不得大于ct/4，其中，c 等于管道中的音速，t 等于水锤荷载的作用时间。 45-75弯头-弯头对间的最大单元长度计算如下：
L(max)= ct/4
= (4281) ft/sec (0.021) sec/(4)
= 22.5 ft
为了准确地估算应力波在管道中传播产生的应力，单个单元长度宜小于20英尺。 荷载的持续时间越短，估算应力波传播产生应力的单元越短。
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高阶振型响应的加入不影响位移结果（只影响力和应力结果）。纳入参与系数大于0.01的低频振型，可以准确地计算位移，如本例中的6~8英寸。