在对汽轮发电机组由于振动或与振动有关的轴系破坏事故的分析中，往往因事故过程的复杂性而使分析难以定论。但有一点是能够确认的：和任何机器构件一样，机组轴系的断裂同样是由于应力水平过高造成的。可以是应力瞬态超过材料的强度极限，也可以是应力超过材料的疲劳极限。某一特定事故的直接起因是两者中的哪一类，根据断口的金属分析可以确定.而对于是何种振动原因造成的应力过高则必需对轴系按非线性振动状态进行分析，以得到比线性分析更接近真实情况的结论。这是确定事故原因的关键一步。
      本文在对机组发生质量大不平衡时轴系非线性振动特性进行计算研究的基础上，又对同样状况下的轴系动态应力做了有限元分析，根据计算结果，从强度的角度对轴系在非线性力作用下破坏过程中的几个过去有争议的、或不明确的关键问题进行了探讨。这些问题直接涉及到以往一些大机组事故。作者以期通过本项研究，揭示机组轴系断裂事故前期阶段重要的机理性问题以及这一阶段事故发展的具休过程。
      研究使用的计算方法是由Riccati传递矩阵法和两种直接数值积分法：Houbold法和Wilson法发展而来的一种新的传递矩阵—时间追赶法。计算中运动初始条件仅考虑瞬态失重，不计转子的初始位移。计算转速为3000r/min时突然在转子某些部位发生不同重量失重后，整个转子的瞬态振动响应特征，包括：(1)转子轴向各截面外径边缘处最大正应力和中心孔最大剪应力，(2)轴承动态支承力随时间变化曲线。和以前的振动特性计算一样，这里所有的动态强度计算都是建立在轴承完好，油膜仍存在的前提下。
      本项计算分析研究的对象为国产200MW汽轮发电机组的发电机轴段和低压转子轴段。这种机组初期采用的三油楔轴承稳定裕度偏低，转子轴承系统阻尼小。后期其发电机轴承改换为稳定性优的椭团轴承.计算中，发电机轴承选用了三油楔轴承和椭回轴承，低压转子轴承只采用椭圆轴承。
      当汽轮发电机组轴系事故是以振动为直接或主要原因时，轴系或缸体的毁坏是由于转子振动过大造成关键承力件应力过高，超过材料屈服极限或强度极限后，发生瞬态断裂或疲劳断裂。
      对于转子强度，通常不做与横向振动有关的应力计算或校核。因为定常工况下，在转子由于振动而造成的振幅和应力两种危险形式中，前者远先于后者达到危及机组安全的极限值.但对于非常规工况，特别是在转子的事故状态，过大的振动有时首先使动静部位迅速磨损而脱离(也存在不脱离而使振动加剧的可能)，进而使强度问题成为机组部件安全的主要威胁，此刻的应力分析要比振动计算来得重要。对机组的一些特殊轴段，如定转子气隙一般很大的发电机，无论是常规或非常规工况，应力都应先于振动予以考虑。基于这些原则，本研究在对转子瞬态振动取得计算结果的基础上，又进而进行轴系强度计算。
      对椭圆轴承的发电机转子，计算了时间长度内，后护环失重，以及滑环处失重不同重量后，转轴外缘最大动态正应力和中心孔最大剪应力。
      从对上述情况的计算结果看，后护环失重主要造成转子6号轴颈处正应力高，7号轴颈应力略小，转子其余部位应力均处于低的水平。6号轴颈正应力与失重量的关系，两者成线性。失重20kg时，应力大约为80MPa。在各种计算条件下，剪应力值不高，失重50kg时，6.7号轴颈剪应力最大到33.5MPa。
      滑环失重主要影响到7号轴颈，对6号轴颈影响小，两处应力之比通常约是3倍。7号轴颈正应力与失重量的关系。失重20kg时，拉应力为120MPa，剪应力值同样很小。滑环失重50kg，7号轴颈最大正应力为248.2MPa；护环失重50kg时，6号轴颈最大正应力为168.3MPa。与转子由椭圆轴承支承时的计算结果比较，两种情况的应力在同一水平。

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