2. 터보 송풍기와 터보 압축기

Turboblowers and Turbocompressor

 

2.1 適用範圍 (Application Range)

 

송풍기는 작동원리면에서 대별하면 터어보형과 용적형이 있다. 또 송풍기를 압력면에서 분류하면 압력 1 mAq 미만의 송풍기를 Fan, 압력 1 mAq 이상~10 mAq 미만의 송풍기를 블로워로 칭하고 있다. 흐름의 형태, 날개의 형상으로 분류한 것이 그림 11-5이다. 압력에 따른 분류와 케이싱의 재질이 강판제의 것을 Fan, 주철제의 것을 블로워로 구별하는 것이 보통이다. 그림 11-6은 송풍기 및 압축기의 적용범위를 표시하고 있다.

명 칭

송 풍 기

압 축 기

Fan

블 로 워

종별 압력

1000 ㎜Aq 미만

1 이상 10 mAq 미만

1 ㎏/㎠ 이상















   















   



   



   





   

 

그림 11-5 송풍기/압축기의 종류

 

그림 11-6 송풍기, 압축기의 적용범위

 

2.2 軸流 送風機 및 壓縮機 (Axial Flow Blowers and Compressors)

축류 압축기, 증기터빈 및 대부분의 가스 터빈과 같이 유체의 흐름이 축류식인 Blade를 가지는 기계는 통상 원심식 기계보다 복잡한 진동 특성을 나타내고 있다. Blade 통과 주파수(축 회전 주파수×Blade 수)성분은 가스터빈과 축류 압축기의 진동 스펙트럼에서 뚜렷하게 나타나는데 배수 및 합과 차의 조합으로 나타난다. 일반적으로 증기 터빈 Blade통과 주파수에서는 진폭은 축류 압축기나 가스 터빈에서 발생되는 그것보다 훨씬 작다.

Blade는 회전 주파수에서부터 상류 Blade 나 Nozzle Passing 주파수의 배수까지 광범위한 가진력을 받는다. 또한 Blade는 장착 방법에 따라 각 개별로 또는 그룹별로 많은 고유 진동 주파수를 갖고 있다. 고유 진동 주파수는 가진 되면 과도 응력을 받게되고 결국 손상이 발생된다.

어떻게 그리고 왜 Blade가 손상되는가를 이해하기 위해서는 Blade가 받고있는 가진원을 제일 먼저 알아야 한다. 저주파와 관련하여 먼저 언급하면 Blade나 Nozzle의 간극이 일정치 않으면 Blade 회전 주파수나 혹은 낮은 배수의 주파수를 가진 한다. 예를 들어 비스듬히 설치된 Diaphragm(그림 11-7a)은 간극이 작은 곳에서는 더 큰 힘이 작용하고 간극이 큰 곳에서는 작은 힘이 작용한다. 비스듬히 설치된 Diaphragm의 경우 Blade는 회전 주파수의 힘의 변화에 영향을 받는다. 만약 Diaphragm이 중심에서 기울어 있으면(그림 11-7b) Blade에 가해지는 힘은 회전당 2번 변한다. 마찬가지로 수평 분할 면에서 발생하는 것과 같은 흐름의 불연속도 회전당 2번 Blade에 맥동을 일으킬 수 있다.

11-7 경사진 Diaphragm에서 발생하는 Blade 가진

 

지금까지는 회전당 한 번 혹은 두 번의 기본 주파수로 발생하는 정현파 가진을 가정하여 왔다. 그렇지만 가진은 순수 정현파와 상당히 다를 수 있으며 심지어 사각 파형일 수 있다. 이런 경우 Blade 가진은 축 회전 주파수로부터 고조파까지 광범위하게 넓혀질 것이다.

더 높은 주파수의 경우 Blade와 Nozzle 통과 주파수가 고조파임은 물론 분명한 가진원이다. Blade 및 Nozzle통과 주파수를 계산할 때 한 열의 전체 Blade수에 Blade가 설치되지 않은 공간의 수를 더한 것이 기본 주파수를 결정한다. Blade가 없는(빠진) 경우 이유야 어떠하든지 고조파를 발생시키며 Blade 통과 주파수의 진폭에는 영향을 주겠지만, Blade 간격이 변하지 않는 한 기본 주파수는 변하지 않는다. 이러한 이유로 67개의 Blade와 하나의 빈자리(Blade가 조립되었던 곳)가 있는 증기 터빈으로부터 발생되는 Blade 통과 주파수는 보통 생각하는 것처럼 회전 속도의67배가 아닌 68배가된다. 같은 이유로 180˚에 27개의 개구가 있는 부분 분사 노즐은 회전 주파수의 54배로 Blade를 가진 한다.

그림 11-8은 축류 공기 압축기의 고주파 성분을 나타낸 것으로 37개 Blade가 있는 1~4단에서 발생한 Blade 통과 주파수와 47개 Blade가 있는 5~11단에서 발생한 여러 개의 고조파 및 Blade통과 주파수들이 탁월함을 나타내고 있다. 측정은 케이싱에 장착된 가속도계로 실시하였으며 이들 성분은 속도, 압력비 및 고정익 각도의 변화에 따라 진폭에 큰 변화가 나타났다.

그림 11-8 축류 압축기 케이싱에서 가속도로 측정한 진동 양상

 

고정익 각도에 대하여는 그림 11-9에 나타내었는데 이는 가변익인 First-Section 고정익이 전폐 상태에서 전개 상태로 변함에 따라 Stator 및 Rotor의 Blade통과 주파수와 몇 개의 고조파의 진폭이 어떻게 변화하는가를 나타낸 것이다.

그림 11-9에서 큰 진폭 변화가 발생한다는 것은 차후의 분석, 비교 및 경향관리시 고주파 데이터를 기록할 때마다 주의하여야 할 사항이 있음을 나타낸다. 즉 운전 조건이 스펙트럼 상의 진폭에 영향을 주기 때문에 속도, 입구 및 출구 압력, 유량, 밀도 및 고정익 각도 등과 같은 변수들을 함께 기록하여 분석하여야 한다.

그림 11-8에서 고정익 통과 주파수가 없음에 유의하여야 한다. 이것은 축류 기계의 케이싱에서 기록된 고주파 진동 스펙트럼의 전형적인 모양이다. 회전익 통과 주파수는 통상 크게 나타나나 고정익 통과 주파수는 거의 관찰되지 않는다. 이러한 현상은 쉽게 설명될 수 있다. 만약 익 통과 주파수가 각 익을 따라 발생된 압력차나 Wake에 의하여 발생된다면 회전익을 따라 발생된 Wake는 축 회전 속도에 회전익 수를 곱한 주파수(회전익 통과 주파수)로 고정익을 가진 한다. 이 가진은 기계적으로 케이싱에 전달되는데 케이싱에 장착된 진동 변환기의 동작 범위 내에 있다. 마찬가지로 고정익은 고정익 통과 주파수로 바로 다음의 동익을 가진 한다. 그렇지만 이 경우는 베어링 유막에서 큰 감쇠가 발생하여 신호 자체가 진동변환기 동작 범위를 벗어날 만큼 작아진다. 고정익 통과 주파수가 케이싱 진동에서 관찰되면 그 가진력이 상당히 큰 것이므로 손상 가능성이 있다고 생각하는 것이 보다 합리적이다. 그림 11-9와 관련하여 고정익 통과 주파수는 압축기 축에 설치된 가속도계로부터는 검출되었는데 데이터는 Slip Ring을 통하여 측정되었다.

그림 11-9 축류 압축기에서의 고정익 각도 대 Blade 통과 주파수 의 진폭 변화

 

2.3 失速 (Stall)

축류 Fan은 Stall이라는 독특한 특징을 가지고 있다. Stall이란 Fan이 성능한계곡선을 벗으나 운전될 때 일어나는 공기역학적 현상으로 Blade 주변에서 흐름의 분리가 일어난다. Stall이 발생하면 Fan은 불안정하게 되고 흐름의 분리 현상은 Blade에 피로손상을 주며 정상 성능곡선대로 운전할 수가 없게 하므로 Stall 영역에서의 계속운전은 피해야 한다.

축류 Fan의 설계와 계산은 최고효율을 내도록 설계하나 실제의 운전상태는 그렇지 못하다. 그러면 실제 운전 상태에서의 흐름의 변동은 Blade 주변에서 와류가 발생하여 흐름의 분리현상이 생긴다. 특히 체적유량이 설계치와 비교하여 너무 낮을 때는 흐름의 변동이 축방향으로 흐르지 못하고 반경방향으로 작용한다.

그림 11-10에서와 같이 최대효율 체적유량(Vɳmax)에서는 균일한 흐름이 흐른다. 그러나 과대유량이 흐를 때나 과소 유량이 흐를 때 흐름의 분리 현상이 발생하고 체적유량이 설계치와 비교하여 낮을 때 Blade 뿌리 및 선단에서 흐름의 분리현상이 발생하여 Blade에 진동 및 피로손상을 야기 시킨다. 이 영역에서 운전하게 되면 수개 또는 전 Blade에서 흐름의 분리가 발생하지만 여전히 규정된 방향의 흐름은 가능하다.

그림 11-10 여러 교축 위치에서 축류 Fan의 특이한 흐름 상태도

 

그림 11-11에서의 곡선 A는 어느 일정한 Blade Angle에 대한 정상적인 Fan 성능 곡선이다. 각각의 Blade Angle에 대한 성능곡선에서 각각의 Stall Point를 갖고 있으며 점 S로 표시한다. 곡선 C는 모든 Stall Point를 연결한 것이며 일반적으로 Stall Line이라 말한다.

돌출된 곡선 B는 3가지 다른 Blade Angle에 대한 Stall 특성곡선이다. 이 곡선은 Stall 조건하에서 Fan이 운전되는 통로를 나타낸다.

그림 11-11 실제의 Stall 곡선

축류 Fan의 크기가 일정하고 시스템 저항 곡선의 형상이 포물선 일 때 Stall의 발생 가능성은 적다. Fan이 체적용량에 대하여 크기가 커지고 시스템 저항이 상당히 커지거나 Fan이 부적절하게 운전될 때 Stall의 발생가능성은 커진다.

중앙 제어실에서 바라는 실속방지는 설치자의 주관에 달려 있으며 중앙 제어실에서 양정과 체적 또는 Blade Angle의 시각적 확인은 만족한 운전을 위해 반드시 필요하다.

 

2.4 遠心 送風機 및 壓縮機 (Centrifugal Blowers and Compressors)

2.4.1 空氣力學的인 힘 (Aerodynamic Forces)

Fan Blade가 공기를 때림으로서 발생된 진동은 Fan Blade 수에 Fan rpm을 곱한 것과 같은 주파수를 발생시킨다. 대개의 경우 공기역학력에 의한 진동 진폭은 낮게 나타난다. 공기역학 주파수에서 과도한 진동이 나타날 때의 일반적인 원인은 기계 구조물의 공진이며 이미 언급한 공진에 대한 점검이 수행되어야만 한다.

만약 과도한 공기역학 진동이 공진에 의한 것이 아니라면 Fan을 지나는 공기의 흐름을 난류로 바꾸는 장애물을 확인해야만 한다. 예를 들어 공기역학 진동의 높은 진폭은 때때로 냉각탑 Fan에서 발생된다. 이러한 대부분의 Fan은 외부에 설치된 구동 전동기를 가지며 긴 Torque Tube나 구동축으로 Fan 기어박스와 연결되어 있다. 이러한 토오크 튜브는 Fan을 지나는 공기의 원활한 유동을 방해할 수 있으며 공기역학적 맥동은 Fan Blade가 토오크 튜브를 지날 때마다 발생된다. 그 결과 공기역학적 주파수에서 종종 과도한 진동을 발생시키며 블레이드의 통로와 토오크 튜브 사이의 거리는 공기역학적 맥동을 최소화하기 위해 증가시킬 필요가 있다. 원심 Fan에서 만일 로터가 하우징에서 편심되어 있다면 공기역학적 주파수에서 과도한 진동이 발생할 수 있다. 따라서 문제점이 공진인 것을 추적할 수 없으면 이상의 내용을 점검해야 한다.

공기역학적 힘에 기인한 진동은 Fan의 1×RPM 주파수에서 발생될 수 있어 불평형 특성과 유사하게 보인다. 각각의 Fan Blade들이 같은 형상이나 치수를 갖지 않는다면 공기역학적 불평형이 나타나게 될 것이다. 일정 공기역학적 하중으로 Fan이 운전한다면 공기역학적 불평형은 정상적인 Balancing 절차를 통해 보정될 수 있다. 그러나 Fan 하중 변화는 1×RPM의 진동에 상응한 변화를 일으키게 한다. 예를 들어 원심 Fan에 Balancing Weight의 취외 및 취부를 용이하게 하기 위하여 Fan 하우징의 개구부를 제거한 채 Balancing후 다시 취부 하였다. 불행하게도 개구부의 취외를 통한 Balancing 과정은 공기역학적 상태를 현저하게 변화시키며 이로 인해 불평형 진동은 현저하게 증가한다. 이 경우에 정상적인 공기역학적 운전상태 하에서 Balancing을 행해야만 했다. 만약 Fan이 넓은 범위의 공기역학적 하중에 걸쳐 원활하게 운전되기를 원한다면 블레이드 형상과 치수의 변화에 대한 점검과 수정이 필요하다.

 

2.4.2 亂流 流動 (Flow Turbulence)

진동은 Fan이나 송풍기에서 주로 나타나며 Fan을 지나는 공기의 압력이나 속도의 변화에 기인한다. 일반적으로 공기통로의 예리한 각도변화 또는 단면변화와 같은 구조에서 공기의 흐름을 방해함으로써 난류를 발생한다. 예를 들면 그림 11-12와 같은 원래 설계는 난류유동을 유발시키게 될 것이다. 공기 흐름은 원래의 방향으로 계속 진행하려는 관성을 가지고 있다. 그러나 관로가 90˚ 꺾이면 원활한 공기유동을 방해하여 이곳에서 난류가 발생한다. 그림 11-12에서 유동 방향을 더욱 점진적으로 변화시킨 배관의 수정 설계를 적용시킨 결과 난류가 덜 나타남을 볼 수 있다. 그림 11-13에서 설명된 바와 같이 배관의 직경이나 단면의 변화가 필요한 곳에서는 갑자기 변화하지 않고 몇 피트 정도로 서서히 변화시켜야만 한다. 일반적으로 Fan과 송풍기에서의 난류유동에 의한 진동은 그림 11-14에서 보는 바와 같이 불규칙한 저주파수의 진동을 발생시킨다. 전형적으로 가진된 주파수 범위는 50 cpm에서 1,800 cpm 또는 2,000 cpm이며 기계나 구조물 또는 덕트의 고유진동수를 나타낸다.

그림 11-12 덕트에서 난류유동에 의한 과도한 진동과 소음을

감소하기 위해 구조변경에 대한 재설계가 필요하다.

 

그림 11-13 난류와 공동현상을 방지하기 위해 덕트나 배관의 갑작스런 직경 변화를 피한다.

 

그림 11-14 불규칙한 저주파(400~1,000 cpm) 진동은 Fan 덕트에서의 난류유동에 의해 공진을 발생시킨다.

 

2.4.3 써지 (Surging)

송풍기의 규정풍량은 최고 효율점 부근에 선정되는 것이 일반적이나 용도에 따라서는 부분 풍량도 운전범위에 들어갈 때가 있다. 이와 같은 경우에는 서어징이나 선회실속 등이 발생하고 진동의 증대, 기계의 파손에도 연결되고 송풍기의 운전상 지장을 줄 때가 있다.

송풍기계에 있는 토출밸브를 조여주면 운전점은 압력곡선의 우상부분 C점에 이르고 풍량, 압력이 갑자기 맥동을 일으키고 송풍기 본체 및 배관계의 진동이 커진다. 이와 같은 현상을 서어징이라 하며, 압력이 높은 블로워와 압축기에서는 맥동이 상당히 크게되어 시스템 전체가 심하게 진동하고 운전불능 해진다.

서어징에 대해서는 경제적으로 혹은 연구결과로부터 여러 가지의 성질이 분명해지고 있다. 우선 서어징의 발생은 그림 11-15에 표시한 것처럼 압력곡선에 우상부분이 존재한다는 것이 필요조건(충분조건이 아니다)이다. 발생점은 Pmax점보다는 다소 소풍량측의 C점에서 풍량 0(체절점 D)까지의 범위가 서어징의 영역이며, C점을 서어징 한계라 한다. 회전속도에 따른 서어징 한계점들을 연결한 선을 서어징선(Surge Line)이라 한다(그림 11-16). 서어징 한계는 압력고저, 임펠러의 설계, 기종 등에 의해 달라진다.

압력곡선에 우상부분이 없도록 체절점에서 하강하는 곡선(Falling Curve)으로 하면 된다. 그중 하나의 방법으로서 날개의 출구각도 βz(원심식의 경우)를 줄이면 된다.

그림 11-15 압력곡선 그림 11-16 Surging선

 

2.4.4 Chocking (Stone-Walling)

압축기 내에서 Choking, 즉 Stone-Walling의 문제점들은 Surging과 반대로 나타나지만 설계 범위를 벗어나 운전되는 결과이다. Choking은 토출 압력이 너무 낮을 때 발생한다. 토출 압력이 낮을 때 속도는 높아지고, 디퓨져 단면에서의 유동속도가 마하 1에 근접할 때 블레이드 사이에 난류유동이나 순환 유동이 발생하게 되어 가스 유동을 막는 효과를 가져온다. 이러한 경우에 압축기 내부의 난류유동에 기인한 진동의 증가와 더불어 효율과 압력비가 현저하게 떨어짐을 볼 수 있다. Choking의 이러한 진동 특성은 기본적으로 Surging시 발생한 특성과 같으며 압력, 질량유동과 같은 다른 운전매개 변수의 점검이 어떤 문제점인지를 규명하는데 필요할 수 있다.

 

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