李衛(wèi)軍，何玉靈，馬思聰，蔡文方

（1. 國網(wǎng)浙江省電力有限公司 電力科學(xué)研究院，浙江 杭州 310014；2. 杭州意能電力技術(shù)有限公司，浙江 杭州 310014；3. 河北省電力機(jī)械裝備健康維護(hù)與失效預(yù)防重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室（華北電力大學(xué)），河北 保定 071003）

0 引言

雙級(jí)軸流式動(dòng)葉可調(diào)風(fēng)機(jī)廣泛應(yīng)用燃煤電站，特別是660 MW、1 GW燃煤機(jī)組中。單列引風(fēng)機(jī)優(yōu)點(diǎn)是能簡化機(jī)組煙風(fēng)系統(tǒng)、降低廠用電、節(jié)約運(yùn)維成本，可節(jié)約新建機(jī)組的設(shè)備采購成本、場地費(fèi)[1,2]。

汽電雙驅(qū)引風(fēng)機(jī)[3,4]因具有高效、靈活、安全可靠等特點(diǎn)，而應(yīng)用于大型發(fā)電廠中。部分軸流式動(dòng)葉可調(diào)引風(fēng)機(jī)在調(diào)試或運(yùn)行中，時(shí)常發(fā)生葉片磨損、裂紋、軸承損壞、流道諧振等故障[5-9]，對(duì)機(jī)組安全運(yùn)行造成影響。

文獻(xiàn)[10]介紹了在中間軸、風(fēng)機(jī)葉輪上進(jìn)行動(dòng)平衡、降低風(fēng)機(jī)振動(dòng)的方法。文獻(xiàn)[11]介紹了在引風(fēng)機(jī)二級(jí)葉輪上的雙平面動(dòng)平衡案例。文獻(xiàn)[12-14]介紹了在引風(fēng)機(jī)雙平面進(jìn)行動(dòng)平衡及結(jié)構(gòu)加固的案例；發(fā)現(xiàn)在引風(fēng)機(jī)前后輪轂上進(jìn)行雙平面動(dòng)平衡，可大幅降低殘余不平衡量。對(duì)于工作轉(zhuǎn)速在1 500 r/min 的軸流式動(dòng)葉可調(diào)一次風(fēng)機(jī)，文獻(xiàn)[15,16]均采用雙平面動(dòng)平衡方法來有效降低殘余不平衡。

本文對(duì)軸流式引風(fēng)機(jī)典型長跨中間軸雙懸臂轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)進(jìn)行了振動(dòng)特性分析，討論了其振動(dòng)來源及不平衡離心力對(duì)軸承的受力影響，提出了振動(dòng)治理措施。通過一臺(tái)660 MW 超超臨界燃煤機(jī)組軸流式引風(fēng)機(jī)的振動(dòng)處理實(shí)例驗(yàn)證了所用方法的可行性。

1 引風(fēng)機(jī)振動(dòng)特性分析

1.1 結(jié)構(gòu)特征及振動(dòng)特性分析

雙級(jí)軸流式動(dòng)葉可調(diào)引風(fēng)機(jī)軸系，一般由電機(jī)轉(zhuǎn)子、中間軸和風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子所組成。風(fēng)機(jī)一級(jí)、二級(jí)葉輪位于軸承座兩側(cè)，為雙懸臂結(jié)構(gòu)。因容量、風(fēng)機(jī)煙道布局不同，引風(fēng)機(jī)中間軸的長度會(huì)有所不同。引風(fēng)機(jī)軸系如圖1（a）所示。發(fā)電機(jī)、引風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子均為剛性轉(zhuǎn)子，由電機(jī)兩側(cè)端蓋和風(fēng)機(jī)軸承座作為支撐點(diǎn)。軸系動(dòng)平衡位置位于風(fēng)機(jī)葉輪輪轂和中間軸（接長軸）兩端。軸系典型低階振型如圖1（b）所示。

圖1 軸系結(jié)構(gòu)及振型示意圖Fig. 1 Diagram of shaft structure and vibration mode

引風(fēng)機(jī)支撐為軸承箱結(jié)構(gòu)，其軸承型式為滾動(dòng)軸承，忽略阻尼后，其速度響應(yīng)如公式（1）所示。

式中：Av為振動(dòng)速度幅值；F為激振力；C為結(jié)構(gòu)剛度；ω為振動(dòng)頻率；ω0為固有頻率。

（1）離心力對(duì)振動(dòng)的影響

中間短軸、聯(lián)軸器以及葉輪存在的不平衡量，體現(xiàn)為作用在轉(zhuǎn)子上的工頻離心力。該力致使軸系產(chǎn)生1 倍頻振動(dòng)分量，其頻率為fn=n/60（n為軸系轉(zhuǎn)速，r/min），作用于軸系的離心力：

式中：M為轉(zhuǎn)子質(zhì)量，kg；e為轉(zhuǎn)子偏心值，m；n為風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；t為時(shí)間，s。

風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子在出廠前已經(jīng)完成高速動(dòng)平衡試驗(yàn)，所以殘余不平衡量較小。在安裝、運(yùn)行后，中間軸、風(fēng)機(jī)葉輪會(huì)出現(xiàn)一定的不平衡量，這會(huì)導(dǎo)致軸系不平衡量增加。

（2）中心偏差對(duì)振動(dòng)的影響

一方面，聯(lián)軸器中心安裝較差時(shí)，軸系通常會(huì)出現(xiàn)2 倍頻分量的振動(dòng)，f2n=2n/60。另一方面，單平面配重后，風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子力偶不平衡，將導(dǎo)致其中心發(fā)生變化，也會(huì)產(chǎn)生2 倍頻分量的振動(dòng)。

（3）葉片通過頻率對(duì)振動(dòng)的影響

若動(dòng)葉或?qū)~出現(xiàn)裂紋、調(diào)節(jié)系統(tǒng)不佳等情況，則在氣流激振力的作用下，在動(dòng)葉上會(huì)產(chǎn)生通過頻率為fy的振動(dòng)分量[17]。若葉輪葉片數(shù)為y，則通過頻率為fy=yn/60。另外，該情況也可誘發(fā)葉片共振頻率的振動(dòng)分量。

（4）軸系共振

引風(fēng)機(jī)的工作轉(zhuǎn)速較低，一般為750 r/min，部分為980 r/min；其一階臨界轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì)值均大于工作轉(zhuǎn)速的1.2 倍。引風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子為剛性轉(zhuǎn)子。引風(fēng)機(jī)與驅(qū)動(dòng)電機(jī)間的聯(lián)軸器較長，故導(dǎo)致其臨界轉(zhuǎn)速有所降低。同時(shí)，由于膜片式對(duì)輪為剛?cè)崧?lián)軸器，若安裝存在偏差，也會(huì)導(dǎo)致引風(fēng)機(jī)臨界轉(zhuǎn)速的下降、風(fēng)機(jī)的工作轉(zhuǎn)速和臨界轉(zhuǎn)速的偏差較小，進(jìn)而誘發(fā)軸系共振。

（5）風(fēng)道流場不穩(wěn)定對(duì)振動(dòng)的影響

若進(jìn)汽道或排汽煙風(fēng)流場不穩(wěn)定，當(dāng)其激振頻率fq和動(dòng)葉或?qū)~的固有頻率接近或重合時(shí)，會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象[18,19]。排汽煙風(fēng)流道頻率為：

式中：t為煙風(fēng)溫，℃；C為流場聲速；k為階數(shù)，取值為1、2、3；H為煙道高度，m。

1.2 引風(fēng)機(jī)不平衡原因分析

由于鍋爐煙道布置緣故，電機(jī)和風(fēng)機(jī)之間布置的空心中間軸較長，其長度均大于5.6 m。

引風(fēng)機(jī)工作環(huán)境的溫度通常在90 ℃～130 ℃左右?？紤]機(jī)械熱膨脹，為補(bǔ)償冷、熱態(tài)的溫度變化，在安裝時(shí)，會(huì)使電機(jī)中心比風(fēng)機(jī)水平中心高。

另外，煙氣中所含的硫化物、氮化物等，會(huì)使葉片結(jié)垢、磨損，同樣會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)子出現(xiàn)質(zhì)量不平衡。

引風(fēng)機(jī)與電機(jī)的轉(zhuǎn)子之間通過帶有中間軸的膜片式聯(lián)軸器進(jìn)行連接，型式為撓性聯(lián)軸器，可彌補(bǔ)中心偏差的影響。

1.3 離心力對(duì)軸承增量力的影響分析

在引風(fēng)機(jī)2 級(jí)葉輪輪轂上同時(shí)或單側(cè)加重的軸承支撐力增量如圖2 所示。

圖2 轉(zhuǎn)子配重軸承受力變化示意圖Fig. 2 Schematic diagram of bearing loads variation due to balance weight on rotor

若風(fēng)機(jī)輪轂1、2 處存在殘余不平衡量m1、m2，軸承A、B 將產(chǎn)生附加反力F1z、F2z。這2個(gè)力的根源為不平衡量m1、m2所產(chǎn)生的離心力F1和F2，于是有：

式中：F1=0.011m1r1n2、F2=0.011m2r2n2分別為1 級(jí)、2 級(jí)輪轂上不平衡量產(chǎn)生的離心力，N；l為軸承中心線至輪轂中心線的水平距離，m；Δl為兩軸承中心線水平距離，m。

整理后得：

將風(fēng)機(jī)葉輪上的不平衡量分成3 種情況。

（1）一級(jí)、二級(jí)輪轂上殘余不平衡量為對(duì)稱分量，即m1=m2=m，相位角相同。此情況下，軸承座上的受力變化較小，式（5）化為：

式中：r為離心力半徑，m。

對(duì)于2 級(jí)軸流式引風(fēng)機(jī)，殘余不平衡量的半徑大小相當(dāng)。

（2）一級(jí)、二級(jí)輪轂上殘余不平衡量為反對(duì)稱分量，即m1=m2=m，相位角相反，則式（5）改寫為：

由（7）式可知，此情況下，軸承座上承受的增量力變化較大。隨著Δl的減小，l/Δl將會(huì)增大，即F1z、F2z增幅較大。

對(duì)引風(fēng)機(jī)而言，l/Δl值通常在0.8～1.2 之間；A、B 軸承的支撐力變化量為不平衡量的3 倍左右。增幅過大，易導(dǎo)致軸系失穩(wěn)。

此外，由于2 個(gè)軸承受力不均，所以會(huì)在2 個(gè)軸承上出現(xiàn)較大的力偶Mf=(Δl+2l)mrω2，使軸系產(chǎn)生軸向渦動(dòng)，并導(dǎo)致風(fēng)機(jī)的徑向和軸向振動(dòng)增大。

電機(jī)和風(fēng)機(jī)間的中間軸較長，易產(chǎn)生較大的軸向扭轉(zhuǎn)，這會(huì)導(dǎo)致徑向振動(dòng)的2 倍頻分量較大。

（3）兩端不平衡部位既非對(duì)稱也非反對(duì)稱

若一級(jí)葉輪、二級(jí)葉輪上存在不平衡量m1、m2，則可將其分解為一對(duì)對(duì)稱分量與一對(duì)反對(duì)稱分量。

引風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子為剛性轉(zhuǎn)子，對(duì)稱分量占比較大，反對(duì)稱分量占比較小。若對(duì)風(fēng)機(jī)進(jìn)行單端加重或反對(duì)稱加重，均會(huì)使風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子出現(xiàn)反對(duì)稱不平衡分量，導(dǎo)致風(fēng)機(jī)軸瓦的支撐力大幅增加。

綜上所述：對(duì)于轉(zhuǎn)速較低的內(nèi)支撐雙級(jí)軸流式引風(fēng)機(jī)現(xiàn)場動(dòng)平衡，應(yīng)采用雙面對(duì)稱加重為主、單面加重為輔的配重方式；這樣可大幅降低軸承因動(dòng)平衡而產(chǎn)生的增量力，避免出現(xiàn)力偶不平衡誘發(fā)的軸系不穩(wěn)定。

1.4 振動(dòng)監(jiān)測條件分析

理想監(jiān)測條件：要實(shí)現(xiàn)高效雙平面動(dòng)平衡，應(yīng)在電機(jī)、中間軸、風(fēng)機(jī)的2 軸承上分別加裝振動(dòng)探頭，最好是兩相互垂直的振動(dòng)傳感器。

因受現(xiàn)場安裝條件限制，通常只能在電機(jī)、風(fēng)機(jī)軸承座兩端加裝振動(dòng)傳感器。有些廠家只在電機(jī)驅(qū)動(dòng)端、風(fēng)機(jī)軸承座兩端加裝有振動(dòng)傳感器，也可實(shí)現(xiàn)振動(dòng)測量。

帶有裝鍵相信號(hào)的引風(fēng)機(jī)振動(dòng)監(jiān)測系統(tǒng)，可為振動(dòng)監(jiān)測和后期振動(dòng)分析與處理提供便利。

另外，各類型風(fēng)機(jī)振動(dòng)監(jiān)測系統(tǒng)應(yīng)當(dāng)規(guī)范化，即振動(dòng)傳感器型號(hào)、位置均應(yīng)一致。這樣，動(dòng)平衡后所得到的參數(shù)就具有通用性，可提高振動(dòng)治理效率。

1.5 振動(dòng)處理流程

在振動(dòng)測量時(shí)，應(yīng)首先對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行頻譜分析。若振動(dòng)頻譜以1 倍頻分量為主，則進(jìn)行分量法分解，分析轉(zhuǎn)子振型，進(jìn)而選擇在風(fēng)機(jī)一級(jí)、二級(jí)葉輪輪轂上、中間軸上配重；若以其他頻率為主，則應(yīng)視情采取相應(yīng)的治理措施。

將上述分析結(jié)果應(yīng)用于大型軸流式動(dòng)葉可調(diào)引風(fēng)機(jī)振動(dòng)故障診斷與處理中，流程如圖3 所示。

圖3 引風(fēng)機(jī)故障診斷及處理流程示意圖Fig. 3 Flow chart of fault diagnosis and treatment process for fans

2 660 MW 單列引風(fēng)機(jī)的振動(dòng)處理

2.1 技術(shù)參數(shù)

某電站超超臨界660 MW 汽輪發(fā)電機(jī)組：選用東汽D660BM 汽輪機(jī)，技術(shù)參數(shù)為28/600/620。

鍋爐側(cè)風(fēng)機(jī)均為單側(cè)配置，其引風(fēng)機(jī)采用轉(zhuǎn)速745 r/min 的AP 風(fēng)機(jī)，其技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 1 號(hào)引風(fēng)機(jī)參數(shù)表Tab. 1 Parameters of No. 1 fan

配有EPRO600 振動(dòng)測量系統(tǒng)。系統(tǒng)在電機(jī)驅(qū)動(dòng)端、風(fēng)機(jī)軸承上各裝有3 個(gè)垂直安裝的速度傳感器。

2.2 振動(dòng)現(xiàn)象

首次試轉(zhuǎn)中，在風(fēng)機(jī)外殼水平方向上加裝2個(gè)速度傳感器，用于測量風(fēng)機(jī)殼體振動(dòng)。

測量結(jié)果：振動(dòng)值分別為4.8 mm/s、4.9 mm/s，1 倍頻分量分別為3.5 mm/s、3.5 mm/s。診斷為轉(zhuǎn)子存在動(dòng)不平衡。

初步措施：在第一級(jí)葉輪輪轂上配重4.3 kg、逆轉(zhuǎn)向20°后，振動(dòng)有所減低。

重新配重：經(jīng)計(jì)算，應(yīng)在第一級(jí)葉輪輪轂上配重7.5 kg，逆轉(zhuǎn)向43°。重新配重后，風(fēng)機(jī)振動(dòng)有所增大，電機(jī)驅(qū)動(dòng)端、風(fēng)機(jī)驅(qū)動(dòng)端、自由端振動(dòng)量分別為2.1 mm/s、4.4 mm/s、3.5 mm/s。

將SK9172 振動(dòng)測試儀接入EPRO600 振動(dòng)監(jiān)測系統(tǒng)進(jìn)行測試。測試結(jié)果為：風(fēng)機(jī)驅(qū)動(dòng)端、自由端的振動(dòng)1 倍頻分量分別為0.86 mm/s、2.4 mm/s，且以反向分量為主；同時(shí)，存在大量的2 倍頻分量以及高倍頻分量。測試結(jié)果見表2 和圖4。

表2 單側(cè)配重后振動(dòng)數(shù)據(jù)Tab. 2 Vibration data after adding unilateral balance weight

圖4 單側(cè)加重后振動(dòng)頻譜Fig. 4 Vibration spectra after adding unilateral balance weight

2.3 振動(dòng)分析

2.3.1 軸承受力分析

在風(fēng)機(jī)一級(jí)葉輪輪轂上配重4.3 kg、逆轉(zhuǎn)向20°時(shí)，振動(dòng)有所減小，未見惡化現(xiàn)象；這表明轉(zhuǎn)子上的確存在不平衡現(xiàn)象。

當(dāng)風(fēng)機(jī)單側(cè)配重7.5 kg 后，雖然1 倍頻分量有所下降，但2 倍頻分量和葉頻通過頻率增加。

假設(shè)風(fēng)機(jī)2 級(jí)輪轂上存在對(duì)稱不平量為3.5 kg。在一級(jí)葉輪上加重3.5 kg，相當(dāng)于二級(jí)葉輪上存在3.5 kg；而在一級(jí)葉輪上加重7.5 kg，相當(dāng)于一級(jí)、二級(jí)葉輪上出現(xiàn)了反對(duì)稱不平衡量為3.5 kg。

根據(jù)風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)總裝圖，l=646 mm，Δl=470 mm，r=940 mm。不同加重下的軸承受力變化計(jì)算結(jié)果見表3。

表3 不同配重下軸承受力變化Tab. 3 Bearing load variation under different balance weights N

在一級(jí)葉輪輪轂上逐漸增加單端配重量，一號(hào)、二號(hào)軸承的受力逐漸增加，且在風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子上出現(xiàn)了較大的力偶不平衡。若把一級(jí)葉輪輪轂等分后分別配重到一、二級(jí)葉輪上，則一號(hào)、二號(hào)軸承的受力逐漸減小。軸承增受力增大，誘發(fā)轉(zhuǎn)子不穩(wěn)定狀態(tài)，體現(xiàn)在1 倍頻分量振動(dòng)有所下降，但2 倍頻分量和葉頻通過頻率增加。

因此，應(yīng)采用在2 級(jí)輪轂上分別加重的方案：將7.5 kg 的不平衡塊拆除，在一、二級(jí)葉輪輪轂進(jìn)行對(duì)稱分量動(dòng)平衡。

2.3.2 其它部件固有頻率分析

在停機(jī)期間，使用本特利VB8 振動(dòng)測試儀，采用敲擊法測試對(duì)引風(fēng)機(jī)動(dòng)葉、導(dǎo)葉、轉(zhuǎn)子進(jìn)行固有頻率測試，結(jié)果如表4 所示。

表4 風(fēng)機(jī)各部件固有頻率測試結(jié)果Tab. 4 Results of tested natural frequencies of each fan component Hz

由表4 知，風(fēng)機(jī)動(dòng)葉一階固有頻率為28.6 Hz，與25 Hz（2 倍頻）分量頻率接近；且動(dòng)葉三階固有頻率為251.5 Hz，與葉片通過頻率（引風(fēng)機(jī)的葉片個(gè)數(shù)為20 個(gè)，轉(zhuǎn)速為745 r/min，葉片通過頻率為250 Hz）接近?？赏茢喑?，風(fēng)機(jī)可能會(huì)存在25 Hz、250 Hz 的結(jié)構(gòu)共振。

由此推斷，單端動(dòng)平衡后，風(fēng)機(jī)軸承座振動(dòng)中出現(xiàn)25 Hz、250 Hz 分量，其原因?yàn)椋阂环矫妫L(fēng)機(jī)與電機(jī)的聯(lián)軸器中心配合較差，誘發(fā)了2 倍頻分量振動(dòng)。另一方面，風(fēng)機(jī)動(dòng)葉的固有頻率可能與轉(zhuǎn)動(dòng)頻率、葉片通過頻率接近，觸發(fā)共振。

2.4 振動(dòng)治理

在風(fēng)機(jī)一、二級(jí)葉輪輪轂兩側(cè)焊接平衡塊，質(zhì)量均為2.2 kg，逆轉(zhuǎn)向25°。

配重后啟動(dòng)中，風(fēng)機(jī)最大振動(dòng)為3.2 mm/s。運(yùn)行時(shí)，振動(dòng)數(shù)據(jù)見表5 和圖5。

表5 兩側(cè)配重后振動(dòng)數(shù)據(jù)Tab. 5 Vibration data after adding balance weights on both sides

圖5 葉輪輪轂兩側(cè)配重后振動(dòng)頻譜Fig. 5 Vibration spectra after adding balance weights on both sides of the impeller hub

由表5 和圖5 可知，平衡塊調(diào)整后，風(fēng)機(jī)振動(dòng)有所減小，風(fēng)機(jī)驅(qū)動(dòng)端、自由端振動(dòng)的1 倍頻分量為1.6 mm/s，說明還存在一定的動(dòng)不平衡量，可進(jìn)一步進(jìn)行動(dòng)平衡。

經(jīng)計(jì)算，還需在一級(jí)葉輪輪轂上配重1.5 kg，逆轉(zhuǎn)向30°；在二級(jí)葉輪輪轂上配重0.8 kg，逆轉(zhuǎn)向42°。

經(jīng)過2 次配重后，風(fēng)機(jī)振動(dòng)降低至1.2 mm/s以下，1 倍頻分量小于0.6 mm/s，2 倍頻分量、葉片通過頻率均大幅下降，具體結(jié)果見表6 和圖6。

表6 第2 次兩側(cè)配重后振動(dòng)數(shù)據(jù)Tab. 6 Vibration data after twice balance weights added on both sides

圖6 第二次動(dòng)平衡后的驅(qū)動(dòng)端X 方向振動(dòng)頻譜Fig. 6 Vibration spectrum in X direction of drive end after twice dynamic balance

通過2 次雙平面動(dòng)平衡配重，風(fēng)機(jī)振動(dòng)水平為優(yōu)良。在基建調(diào)試、168 h 后的投產(chǎn)運(yùn)行中，風(fēng)機(jī)均安全穩(wěn)定運(yùn)行。

2.5 現(xiàn)場動(dòng)平衡策略

基于上述分析，引風(fēng)機(jī)現(xiàn)場動(dòng)平衡步驟為：

對(duì)振動(dòng)測試所得的1 倍頻分量進(jìn)行諧分量分解；選擇最佳配重平面；動(dòng)平衡計(jì)算；動(dòng)平衡處理。

在文獻(xiàn)[12]等相關(guān)文獻(xiàn)中，因僅采用了雙平面影響系數(shù)動(dòng)平衡法，所以至少需要進(jìn)行3 次動(dòng)平衡才能將振動(dòng)降低至最??；而本文采用分量法和影響系數(shù)法相結(jié)合的方式，則最多進(jìn)行二次動(dòng)平衡就可將振動(dòng)降低值最小值。

3 結(jié)論

（1）對(duì)于內(nèi)支撐動(dòng)葉可調(diào)引風(fēng)機(jī)，較大的單平面平衡量對(duì)風(fēng)機(jī)軸承所受的增量力的影響較大，可誘發(fā)軸系不穩(wěn)定，引起高頻諧波分量的振動(dòng)；而雙面動(dòng)平衡對(duì)轉(zhuǎn)子軸承所受的增量力的影響很小，不會(huì)誘發(fā)軸系失穩(wěn)。

（2）當(dāng)引風(fēng)機(jī)配重質(zhì)量較大時(shí)，采用雙平面對(duì)稱的加重方式可顯著增加軸流式引風(fēng)機(jī)的安全可靠性。

（3）應(yīng)將軸系穩(wěn)定性計(jì)算和現(xiàn)場振動(dòng)測試相結(jié)合，設(shè)計(jì)合理的風(fēng)機(jī)軸系結(jié)構(gòu)，尤其是增加2軸承的跨距，可以從本質(zhì)上提升引風(fēng)機(jī)軸系穩(wěn)定性，降低風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子的加重量。