核電廠汽輪發(fā)電機(jī)組軸承振動(dòng)高分析與處理

賈凱利， 黃前進(jìn)， 蔡勇軍

(1. 中廣核核電運(yùn)營(yíng)有限公司， 廣東深圳 518124；2. 大亞灣核電運(yùn)營(yíng)管理有限責(zé)任公司， 廣東深圳 518124)

某核電廠啟機(jī)過(guò)程中11號(hào)軸承振動(dòng)高，對(duì)其進(jìn)行原因分析時(shí)發(fā)現(xiàn)可能是套裝靠背輪松動(dòng)或靠背輪螺栓緊力不均勻?qū)е抡駝?dòng)高。筆者從理論上按材料彈性變形范圍計(jì)算靠背輪端面瓢偏引起大軸彎曲對(duì)振動(dòng)的影響，從單一螺栓失去緊力分析計(jì)算靠背輪螺栓緊力不均對(duì)振動(dòng)的影響，以及實(shí)施不同位置模擬加重對(duì)振動(dòng)的影響，結(jié)合大修停機(jī)檢查數(shù)據(jù)分析，找出引起軸承振動(dòng)高的根本原因，并依此制定了處理方案。

1 機(jī)組概況

該核電廠安裝了2臺(tái)英國(guó)產(chǎn)沖動(dòng)式汽輪機(jī)機(jī)組，額定功率為983 MW[1]，1994年投產(chǎn)。機(jī)組由1臺(tái)雙流高壓缸、3臺(tái)雙流雙排汽低壓缸、1臺(tái)發(fā)電機(jī)和1臺(tái)勵(lì)磁機(jī)及尾端電動(dòng)盤車組成，軸系總長(zhǎng)約為50.5 m；高壓缸為單層缸，低壓缸為雙層缸結(jié)構(gòu)，發(fā)電機(jī)為水氫氫冷卻，勵(lì)磁機(jī)為空氣冷卻；整個(gè)軸系由12個(gè)徑向瓦和1個(gè)推力瓦組成，1～10號(hào)徑向瓦為圓筒瓦，11、12號(hào)為可傾瓦。機(jī)組振動(dòng)要求為：1～12號(hào)軸承振動(dòng)報(bào)警值為135 μm，建議打閘值為185 μm，絕對(duì)打閘值為250 μm。

汽輪發(fā)電機(jī)組軸系振動(dòng)測(cè)點(diǎn)布置見(jiàn)圖1。

圖1 汽輪發(fā)電機(jī)軸系振動(dòng)測(cè)點(diǎn)布置圖

11號(hào)軸承為勵(lì)磁機(jī)前軸承，勵(lì)磁機(jī)整體結(jié)構(gòu)從前向后主要由轉(zhuǎn)子大軸、套裝靠背輪、副勵(lì)磁機(jī)、11號(hào)軸承、主勵(lì)磁機(jī)、旋轉(zhuǎn)整流器、滑環(huán)、12號(hào)軸承及盤車短軸組成。勵(lì)磁機(jī)前靠背輪采用加熱后套裝裝配工藝(簡(jiǎn)稱熱套)，結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖2，裝配后對(duì)靠背輪前后端面車削加工確保與大軸垂直。勵(lì)磁機(jī)與發(fā)電機(jī)靠背輪(簡(jiǎn)稱勵(lì)發(fā)靠背輪)通過(guò)剪切套和螺栓連接。

圖2 勵(lì)磁機(jī)前靠背輪結(jié)構(gòu)圖

2 存在的問(wèn)題

2016年5月27日該核電廠2號(hào)機(jī)組第18次大修后沖轉(zhuǎn)至3 000 r/min，10號(hào)軸承振動(dòng)、11號(hào)軸承振動(dòng)的振幅及相位與歷史基本一致，振動(dòng)處于良好水平。機(jī)組超速試驗(yàn)后再次升至3 000 r/min，振幅和相位都有些變化，并網(wǎng)后11號(hào)軸承振動(dòng)快速升至177 μm并居高不下，機(jī)組功率達(dá)到740 MW時(shí)，發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子熱不平衡開(kāi)始發(fā)揮作用，10號(hào)軸承振動(dòng)、11號(hào)軸承振動(dòng)同時(shí)降低，隨后又快速大幅上漲，其間相位也大幅變化。機(jī)組功率升至828 MW時(shí)，發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子膨脹受阻又逐漸釋放，機(jī)組滿功率后，10號(hào)軸承振動(dòng)、11號(hào)軸承振動(dòng)均穩(wěn)定在良好值。振動(dòng)與功率曲線變化過(guò)程見(jiàn)圖3，機(jī)組各個(gè)功率平臺(tái)振動(dòng)和相位數(shù)據(jù)見(jiàn)表1，振動(dòng)矢量變化見(jiàn)圖4(□、〇、△分別為10號(hào)軸承振動(dòng)、11號(hào)軸承振動(dòng)、12號(hào)軸承振動(dòng)，振動(dòng)狀態(tài)選取表1中1、5、7、9 4個(gè)工況點(diǎn)用線條連接起來(lái))。

圖3 機(jī)組開(kāi)機(jī)過(guò)程10號(hào)軸承振動(dòng)、11號(hào)軸承振動(dòng)的振幅隨功率變化情況

表1 各個(gè)階段振動(dòng)數(shù)據(jù)μm∠(°)

工況機(jī)組狀態(tài)10號(hào)軸承振動(dòng)11號(hào)軸承振動(dòng)12號(hào)軸承振動(dòng)1汽輪機(jī)首次沖轉(zhuǎn)至3 000 r/min79∠6352∠7427∠3302汽輪機(jī)2次超速后再達(dá)3 000 r/min86∠7471∠10340∠3383機(jī)組并網(wǎng)前刻87∠6589∠10145∠3324機(jī)組功率為102 MW85∠61157∠11372∠3285機(jī)組功率為669 MW92∠63171∠12086∠3366機(jī)組功率為796 MW19∠29289∠4528∠2897機(jī)組功率為800 MW84∠259164∠838∠2238機(jī)組功率為838 MW67∠259170∠1643∠2329機(jī)組功率為986 MW23∠9357∠9135∠338

圖4 升功率期間發(fā)電機(jī)、勵(lì)磁機(jī)振動(dòng)矢量軌跡圖

由圖3、圖4及表1可得11號(hào)軸承振動(dòng)的特征：(1)機(jī)組超速試驗(yàn)后幅值和相位都有輕微改變；(2)初期隨勵(lì)磁電流、并網(wǎng)和功率增加振動(dòng)迅速增加，有時(shí)滯現(xiàn)象；(3)中期發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子熱不平衡影響開(kāi)始前，11號(hào)軸承振動(dòng)始終維持在高位，隨勵(lì)磁電流和功率增加變化不顯著；(4)從頻譜上看，11號(hào)軸承振動(dòng)以1倍頻工頻振動(dòng)為主，并伴有少量2倍頻和3倍頻分量；(5)11號(hào)軸承振動(dòng)大幅上升過(guò)程中，10號(hào)軸承振動(dòng)、12號(hào)軸承振動(dòng)也有一定變化，但不明顯；(6)對(duì)11號(hào)軸承座和勵(lì)磁機(jī)臺(tái)板振動(dòng)檢查無(wú)異常。

3 原因分析及處理結(jié)果

該機(jī)組一直存在發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子熱不平衡問(wèn)題，近些年每次開(kāi)機(jī)升功率到700 MW以上時(shí)10號(hào)軸承振動(dòng)的振幅和相位都會(huì)大幅變化，只是此次熱不平衡變量是歷史熱不平衡變量的2倍以上，筆者著重研究機(jī)組沖轉(zhuǎn)至升到700 MW功率間勵(lì)磁機(jī)11號(hào)軸承振動(dòng)高問(wèn)題。

由圖4可見(jiàn)：機(jī)組首次沖轉(zhuǎn)至3 000 r/min到669 MW，11號(hào)軸承振動(dòng)矢量變化128 μm∠128°，12號(hào)軸承振動(dòng)矢量變化47 μm∠335°，方向幾乎相反，這與勵(lì)磁機(jī)轉(zhuǎn)子主要為二階振型特征相符，但11號(hào)軸承振動(dòng)變化量為12號(hào)軸承振動(dòng)的2倍以上。此外，11號(hào)軸承振動(dòng)大幅上升時(shí)，10號(hào)軸承振動(dòng)也有12 μm∠60°小幅上漲，這個(gè)過(guò)程與10號(hào)軸承振動(dòng)歷史上熱不平衡變化方向247°相差幾乎180°，是歷次10號(hào)軸承振動(dòng)對(duì)11號(hào)軸承振動(dòng)影響的反向過(guò)程，但由于勵(lì)磁機(jī)轉(zhuǎn)子質(zhì)量小，所以勵(lì)磁機(jī)轉(zhuǎn)子對(duì)發(fā)電機(jī)的影響遠(yuǎn)小于發(fā)電機(jī)對(duì)勵(lì)磁機(jī)的影響。上述現(xiàn)象表明問(wèn)題在勵(lì)磁機(jī)轉(zhuǎn)子前半段，主要部件包含套裝靠背輪、導(dǎo)電桿、副勵(lì)磁機(jī)、11號(hào)軸瓦、主勵(lì)磁機(jī)；通過(guò)對(duì)各部件失效及其振動(dòng)表現(xiàn)詳細(xì)分析，大多數(shù)原因被排除。筆者重點(diǎn)研究靠背輪松動(dòng)和靠背輪螺栓緊力不均勻，結(jié)合大修中檢查發(fā)現(xiàn)的異常進(jìn)行深入分析。

3.1 勵(lì)發(fā)靠背輪連接狀態(tài)下晃度和同心度測(cè)量結(jié)果

大修停機(jī)后，測(cè)量勵(lì)發(fā)靠背輪連接狀態(tài)下晃度，發(fā)電機(jī)側(cè)最大晃度為0.118 mm，勵(lì)磁機(jī)側(cè)最大晃度為0.13 mm，晃度高點(diǎn)在靠背輪12號(hào)螺栓前后，通?？勘齿嗊B接狀態(tài)下晃度≤0.05 mm，發(fā)電機(jī)、勵(lì)磁機(jī)軸頸位置晃度均<0.01 mm(標(biāo)準(zhǔn)要求≤0.01 mm)。測(cè)量勵(lì)發(fā)靠背輪同心度為0.048 mm(標(biāo)準(zhǔn)要求≤0.018 mm)；軸頸同心度為0.006 5 mm(標(biāo)準(zhǔn)要求≤0.01 mm)。連接晃度超標(biāo)可能與靠背輪瓢偏有關(guān)。對(duì)于同心度超標(biāo)問(wèn)題，假設(shè)軸頸和靠背輪同心度都產(chǎn)生了0.05 mm偏差，且方向在相同的極端情況下，轉(zhuǎn)子偏心不平衡量和歷史上勵(lì)磁機(jī)前端加重影響系數(shù)計(jì)算結(jié)果，對(duì)11號(hào)軸承振動(dòng)影響只有50 μm左右，因此勵(lì)發(fā)靠背輪同心度超標(biāo)不是導(dǎo)致振動(dòng)高的主要原因。

3.2 解體時(shí)螺栓緊固狀態(tài)檢查

解體過(guò)程中用力矩扳手測(cè)量靠背輪螺栓緊固情況，發(fā)現(xiàn)部分螺栓有不同程度松動(dòng)(見(jiàn)表2)。

表2 螺栓松動(dòng)記錄結(jié)果

3.3 靠背輪脫開(kāi)后發(fā)電機(jī)、勵(lì)磁機(jī)靠背輪晃度與瓢偏測(cè)量結(jié)果

通常靠背輪瓢偏、晃度的行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)要求≤0.02 mm。勵(lì)磁機(jī)前靠背輪晃度為0.05 mm，高點(diǎn)在3號(hào)螺栓位置，勵(lì)磁機(jī)前靠背輪端面瓢偏0.045 mm，高點(diǎn)在10～13號(hào)螺栓位置，2個(gè)高點(diǎn)相差180°，這應(yīng)是同一因素引起的結(jié)果，最有可能是靠背輪發(fā)生了松動(dòng)。發(fā)電機(jī)后靠背輪晃度為0.06 mm，高點(diǎn)在12號(hào)螺栓位置，端面瓢偏僅0.015 mm且無(wú)明顯高點(diǎn)，懷疑靠背輪外圓可能有局部高點(diǎn)。

3.4 振動(dòng)分析計(jì)算

勵(lì)磁機(jī)靠背輪端面瓢偏、螺栓松動(dòng)，以及11號(hào)軸承振動(dòng)并網(wǎng)后振動(dòng)不平衡位置見(jiàn)圖5。

圖5 勵(lì)磁機(jī)靠背輪瓢偏、螺栓松動(dòng)及振動(dòng)不平衡量位置示意圖

由圖5可以看出：

(1) 勵(lì)磁機(jī)靠背輪端面瓢偏高點(diǎn)對(duì)應(yīng)的10～13號(hào)螺栓未發(fā)生松動(dòng)，此處是兩端面結(jié)合最緊密處，對(duì)側(cè)螺栓則發(fā)生了程度不一的松動(dòng)情況。

(2) 勵(lì)磁機(jī)11號(hào)軸承振動(dòng)突變量的不平衡量在290°，與松動(dòng)最大的3號(hào)螺栓位置基本相同，通常有瓢偏的靠背輪緊固后，在彎矩作用下會(huì)造成大軸一定量的彎曲，從而引起11號(hào)軸承振動(dòng)的劇烈變化。

3.4.1 瓢偏引起振動(dòng)的計(jì)算分析

靠背輪端面的張口夾角θ為：

(1)

式中：θ為靠背輪張口夾角，rad；b為靠背輪張口，mm；d為靠背輪外圓直徑，mm。

由于勵(lì)磁機(jī)轉(zhuǎn)子剛度遠(yuǎn)小于發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子，緊固螺栓后，偏轉(zhuǎn)變形大多發(fā)生勵(lì)磁機(jī)一側(cè)，因此勵(lì)磁機(jī)靠背輪端面?zhèn)鹊霓D(zhuǎn)角γ取夾角θ的2/3，即

(2)

已知?jiǎng)?lì)磁機(jī)轉(zhuǎn)子兩軸承間中心距L=5 295 mm，對(duì)輪端面至軸承B的跨外段長(zhǎng)度l=1 870 mm，d=620 mm，b=0.045 mm，由式(1)、式(2)計(jì)算得出θ=7.26×10-5rad，γ=4.84×10-5rad，進(jìn)一步可計(jì)算由此引起的轉(zhuǎn)子彎曲，見(jiàn)圖6。

A、B、C、D—2根轉(zhuǎn)子各軸承所在位置，是轉(zhuǎn)子支撐點(diǎn)；θA—轉(zhuǎn)子在軸承A處的轉(zhuǎn)角；θB—轉(zhuǎn)子在軸承B處的轉(zhuǎn)角；δmax—轉(zhuǎn)子的最大撓度。

圖6 靠背輪端面瓢偏及引起大軸彎曲示意圖

由圖6(a)可以看出：θB=γ，因勵(lì)磁機(jī)轉(zhuǎn)子彎曲自靠背輪開(kāi)始，考慮到發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子質(zhì)量遠(yuǎn)大于勵(lì)磁機(jī)，故取發(fā)電機(jī)靠背輪作為約束點(diǎn)，而軸承B內(nèi)徑與大軸間隙約為0.60 mm，不作為約束點(diǎn)。彎曲應(yīng)力作用在轉(zhuǎn)子上的跨距為軸承A至靠背輪端面，則δmax[2]為：

(3)

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式，偏心值e[2]為：

(4)

由于勵(lì)磁機(jī)轉(zhuǎn)子在長(zhǎng)度方向上結(jié)構(gòu)和質(zhì)量分部并不均勻，中部剛度大、質(zhì)量集中，前端為細(xì)長(zhǎng)軸剛度小、質(zhì)量小，因此彎曲變形主要發(fā)生在前段。在計(jì)算質(zhì)量偏心矩時(shí)，取勵(lì)磁機(jī)轉(zhuǎn)子總質(zhì)量的1/2，計(jì)算出勵(lì)磁機(jī)前風(fēng)扇位置不平衡量為：

(5)

式中：Me為勵(lì)磁機(jī)轉(zhuǎn)子質(zhì)量，kg；m為勵(lì)磁機(jī)風(fēng)扇加重位置的平衡質(zhì)量，kg；Rf為勵(lì)磁機(jī)風(fēng)扇加重半徑，mm。

由δmax=0.066 4 mm、e=0.022 1 mm、Me=14 400 kg、Rf=393.9 mm計(jì)算可得m=0.404 kg，即轉(zhuǎn)子彎曲的影響相當(dāng)于在前風(fēng)扇處加重0.404 kg的影響，根據(jù)歷史經(jīng)驗(yàn)，工作轉(zhuǎn)速下1 kg加重對(duì)11號(hào)軸承振動(dòng)影響大約為400 μm，因此0.404 kg不平衡量將引起162 μm左右的振動(dòng)，與實(shí)際振動(dòng)變化量相差不大。

3.4.2 靠背輪連接螺栓差別緊力引起振動(dòng)的計(jì)算分析

圖7 不對(duì)稱剪力示意圖

勵(lì)發(fā)靠背輪傳遞功率以勵(lì)磁機(jī)輸出功率近似替代，已知?jiǎng)?lì)磁電壓為541 V，并網(wǎng)時(shí)電流為1 913 A，則軸功率為1 035 kW；轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，靠背輪有14根連接螺栓，節(jié)圓半徑為280 mm，據(jù)此計(jì)算出靠背輪傳遞扭矩為3.295 kN·m，單根螺栓受剪切力為0.84 kN。

根據(jù)發(fā)電機(jī)后端靠近勵(lì)發(fā)靠背輪處加重的影響，工作轉(zhuǎn)速下1 kg加重對(duì)11號(hào)軸承振動(dòng)的影響大約為60 μm，等效離心力為31.5 kN；此處假定1根螺栓不傳遞扭矩，對(duì)稱方向會(huì)多承受約0.84 kN的力，則產(chǎn)生1.6 μm軸振，由此可以看出幾乎沒(méi)有影響，因此基本可排除該因素。

3.4.3 振動(dòng)對(duì)比分析

除了上述故障機(jī)理分析和理論計(jì)算之外，筆者從并網(wǎng)前后11號(hào)軸承振動(dòng)發(fā)生大幅變化，以及10號(hào)軸承振動(dòng)、12號(hào)軸承振動(dòng)變化的對(duì)應(yīng)關(guān)系出發(fā)嘗試尋找故障可能發(fā)生的部位。表3為在3個(gè)加重位置模擬加重使11號(hào)軸承振動(dòng)達(dá)到相同變化量時(shí)，觀察10號(hào)軸承振動(dòng)和12號(hào)軸承振動(dòng)對(duì)應(yīng)變化量，以期找到最接近真實(shí)振動(dòng)效果的影響位置。

表3 并網(wǎng)后勵(lì)磁機(jī)和發(fā)電機(jī)振動(dòng)變化量及模擬加重效果對(duì)比μm∠(°)

項(xiàng)目10號(hào)軸承振動(dòng)11號(hào)軸承振動(dòng)12號(hào)軸承振動(dòng)并網(wǎng)前87∠6589∠10145∠332并網(wǎng)后85∠61157∠11372∠328汽輪機(jī)與發(fā)電機(jī)靠背輪處模擬加重時(shí)47∠6272∠12825∠321勵(lì)發(fā)靠背輪處模擬加重時(shí)84∠9472∠12817∠330勵(lì)磁機(jī)風(fēng)扇處模擬加重時(shí)16∠16672∠12831∠305

由表3分析可知：

(1) 并網(wǎng)前后11號(hào)軸承振動(dòng)矢量變化量最大，是12號(hào)軸承振動(dòng)的2倍以上，而10號(hào)軸承振動(dòng)矢量變化量非常小，尚不足11號(hào)軸承振動(dòng)的1/10；相位方面，11號(hào)軸承振動(dòng)與12號(hào)軸承振動(dòng)相差約200°，接近反相，符合勵(lì)磁機(jī)二階振動(dòng)的特點(diǎn)。

(2) 3組模擬加重?cái)?shù)據(jù)中，12號(hào)軸承振動(dòng)變化幅值較小，10號(hào)軸承振動(dòng)變化幅值較大。振幅方面，汽輪機(jī)與發(fā)電機(jī)靠背輪模擬加重時(shí)，10號(hào)軸承振動(dòng)幅值接近11號(hào)軸承振動(dòng)幅值的一半；勵(lì)發(fā)背靠輪模擬加重時(shí)，10號(hào)軸承振動(dòng)幅值與11號(hào)軸承振動(dòng)幅值接近；勵(lì)磁機(jī)風(fēng)扇模擬加重時(shí)，10號(hào)軸承振動(dòng)幅值最小，約為11號(hào)軸承振動(dòng)幅值的1/4。相位方面，因10號(hào)軸承振動(dòng)實(shí)際變化量為6 μm∠315°，幅值較小相位可忽略。綜合而言從變化量上看，勵(lì)磁機(jī)風(fēng)扇模擬加重?cái)?shù)據(jù)與實(shí)際值最接近。

綜上比對(duì)分析可看出：并網(wǎng)前后11號(hào)軸承振動(dòng)變化量與勵(lì)磁機(jī)前側(cè)風(fēng)扇加重效果最為接近，應(yīng)是軸產(chǎn)生了輕微彎曲造成質(zhì)量不平衡。

3.5 處理措施與結(jié)果

由于發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子熱不平衡產(chǎn)生的軸承振動(dòng)矢量變化量已超過(guò)了170 μm無(wú)法通過(guò)臨時(shí)措施解決，所以在第19次大修中更換了發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子，同時(shí)由于工期限制勵(lì)磁機(jī)套裝靠背輪松動(dòng)問(wèn)題無(wú)法短時(shí)間內(nèi)處理好，勵(lì)磁機(jī)轉(zhuǎn)子也一同更換。新勵(lì)磁機(jī)轉(zhuǎn)子靠背輪晃度為0.04 mm，瓢偏為0.02 mm，雖然晃度偏大，但是晃度與瓢偏高點(diǎn)沒(méi)有對(duì)應(yīng)關(guān)系，可能是靠背輪圓周面有些小缺陷。發(fā)電機(jī)后靠背輪晃度為0.025 mm，瓢偏為0.01 mm，都在良好水平。勵(lì)發(fā)靠背輪連接后同心度測(cè)量結(jié)果為：靠背輪為0.008mm，軸頸為0.006 5 mm。靠背輪連接后晃度測(cè)量結(jié)果為：發(fā)電機(jī)側(cè)為0.045 mm，勵(lì)磁機(jī)側(cè)為0.048 mm。

第19次大修后，汽輪機(jī)首次沖轉(zhuǎn)至3 000 r/min，10號(hào)軸承振動(dòng)幅值達(dá)60 μm，11號(hào)軸承振動(dòng)幅值達(dá)36 μm，電氣試驗(yàn)期間加勵(lì)磁電流后發(fā)電機(jī)新轉(zhuǎn)子顯示出一定的熱不平衡，振幅最高升至91 μm，在發(fā)電機(jī)后靠背輪位置加重1 024 g，重新定速后10號(hào)軸承振動(dòng)幅值為18 μm，達(dá)到滿功率后10號(hào)軸承振動(dòng)幅值為9 μm，11號(hào)軸承振動(dòng)幅值為33 μm，振動(dòng)高問(wèn)題得到解決。

4 結(jié)語(yǔ)

筆者通過(guò)對(duì)勵(lì)磁機(jī)振動(dòng)進(jìn)行詳細(xì)分析，認(rèn)為機(jī)組開(kāi)機(jī)過(guò)程中勵(lì)磁機(jī)前端套裝靠背輪與大軸在超速試驗(yàn)時(shí)出現(xiàn)了相對(duì)位移，這種有限松動(dòng)引起靠背輪端面瓢偏，在靠背輪螺栓緊固應(yīng)力作用下勵(lì)磁機(jī)大軸產(chǎn)生了輕微彎曲，導(dǎo)致質(zhì)量不平衡振動(dòng)。引起靠背輪松動(dòng)最有可能的原因是初始熱套安裝時(shí)有偏差，殘余應(yīng)力在機(jī)組投運(yùn)多年后特別超速試驗(yàn)過(guò)程中由于緊力下降應(yīng)力局部釋放造成，這與大修中檢查發(fā)現(xiàn)勵(lì)磁機(jī)靠背輪晃度和端面超標(biāo)結(jié)果是一致的。筆者同時(shí)運(yùn)用不同分析計(jì)算方法，明確靠背輪松動(dòng)是導(dǎo)致振動(dòng)的主要原因，而部分靠背輪螺栓應(yīng)力松弛是靠背輪瓢偏引起額外交變應(yīng)力長(zhǎng)期作用下的結(jié)果。