在化工行业中,液下泵稳定、安全、高效的运行对可持续生产起着关键性的作用。在工程中,液下泵常常出现水力效率低、运行不稳定、轴承磨损严重甚至出现断轴等问题。机械振动和水力振动是造成液下泵运行不稳定的主要原因,机械方面原因包括:液下泵加工过程中同轴度不够、安装不规范的残余应力、泵安装基础板未保持水平,叶轮及泵轴精度不够、铸造引起的质量分布不均匀或者是做旋转平衡不达标等。水力方面原因包括:泵进口流体不对称、进出口压力脉动过大、叶轮前后盖板压差过大等。文章以国内某厂生产的XDB700-27型液下泵为研究对象,在原方案的基础上重新设计两个方案,原方案为叶轮未开孔,而导轴承座开孔,方案一仅叶轮开孔,方案二为叶轮与导轴承座均开孔。采用数值模拟的方法对比三种不同方案的外特性和轴向力曲线,得到合理的研究方案,从泵水动力学特性和转子临界转速入手,分析合理方案下非定常计算液下泵在不同流量工况下径向力及其叶轮出口处压力脉动,最后计算在设计流量下不同轴径转子的临界转速。研究结果如下:1、首先通过定常数值模拟得到三种方案下泵的外特性曲线,得到了扬程—流量、效率—流量以及轴功率—流量曲线;在设计流量下,原方案的扬程最高为28.9m,方案一扬程为27.7m,方案二最低为28.3m;同一流量下,原方案叶轮水力效率最大,方案二次之,方案一水力效率最小,设计流量下,方案一、方案二与原方案水力效率相比较分别降低了5.8%、2.9%;三种方案的轴功率整体变化不大,平衡孔位置的改变对轴功率无影响。2、三种方案下液下泵轴向力均随着流量的增大轴向力下降,同一流量下,原方案叶轮轴向力最大,方案二下叶轮的轴向力最小。在设计流量点附近,原方案中叶轮所受的轴向力为10003.1N,方案一的轴向力为5812.1N,较原方案而言,轴向力下降41.9%,方案二的轴向力为5591.8N,轴向力下降44.1%。显然,原方案与另外两种方案相比较,方案一、二可以更好的平衡叶轮的轴向力。对比三种研究方案,在叶轮和导轴承座均开孔的情况下,液下泵轴向力更小、效率较高特点。因此,方案二更适合液下泵结构设计。3、将0.6Q_d、1.0Q_d、1.4Q_d工况下的定常数值作为非定常计算的初始值,经过FFT变换得到三种工况下叶轮径向力的频谱图。1.0Q_d工况下径向力峰值最小且周期性相对明显,泵旋转一圈出现6个波峰,6个波谷,相邻波峰或波谷之间的度数为60度。偏工况下径向力明显较大,而且其周期性变化较差,这是由于偏工况泵流动紊乱,径向力受动静干涉影响较小。径向力脉动主频为叶轮转频的6倍,即径向力傅里叶变换主频等于叶频。4、通过监测叶轮出口处各点的脉动压力,经过FFT变换得到各监测点的频谱图,各监测点均呈现出明显的周期性变化,各监测点压力在250Kpa上下波动,主频率值为轴频的6倍,即各监测点压力脉动主频等于叶轮叶频。与其余各监测点相比较,在点P₁处和点P₄处主频幅值较高。这是由于点P₁与点P₄分别位于蜗壳隔舌与隔板隔舌处,该位置叶轮与隔舌的动静干涉强烈,导致了点P₁与点P₂的主频幅值和最大脉动幅值均较大。5、采用ANSYS workbench软件在“干态”和“湿态”环境下分别计算了不同轴径的转子临界转速,在轴径为90mm时“湿态”环境下转子的前两阶临界转速近似为1838r/min,第三、四阶临界转速为3306r/min,避免了流体耦合时发生共振现象,因此在转子长度固定的条件下满足转子工作强度,轴径为90mm更适合液下泵转子。