6. 과도 상태 데이터 분석의 중요성

The Importance of Transient Data Analysis

 

진동 데이터는 기계가 일정 속도와 부하로 운전될 때나 변화되는 도중에도 얻을 수 있다. 각각의 데이터는 기계의 상태를 파악하는데 중요하다. 일정한 운전 상태에서 얻는 정상상태 데이터는 대부분의 기계 장치의 예방정비 프로그램에 필수적이다. 그러나 이러한 프로그램들은 기동 및 정지과정에서 즉 과도상태에서의 중요한 데이터를 얻지 못한다. 이 장에서의 정비 사례들은 과도상태 데이터가 실제 기계의 문제점을 해결하는데 얼마나 도움이 되는지를 보여준다.

 

6.1 過渡한 平均 軸 中心線의 位置變化 (Excessive Shaft Average Centerline Position Change)

발전소 운전원들은 출력 1150 ㎿의 증기터빈 발전기에서 과도한 진동현상에 관심을 갖게되었다. 이 터빈과 발전기는 원래 1985년에 시운전되었다. 첫 5년간의 운전 중에 기계 정비는 주로 터빈의 발란싱과 여자기의 축정렬이었다. 그러나 기계가 기동과 정지운전중 어떤 부하의 범위를 통과할 때 고압터빈에서 심한 진동이 발생하였다. 기동 운전중 취한 평균 축 중심선 데이터는 이 문제를 해결하는데 도움을 주었다.

증기터빈은 4단이고, Double Flow방식으로 설계되었고 1대의 고압터빈과 3대의 저압 복수터빈으로 구성되었다. 증기터빈과 발전기는 강성 커플링으로 연결되었다. 발전기는 4극이고, 회전수는 1800 rpm이며, 여자기가 설치되어있다. 11개 베어링의 각각에는 XY 방향으로 설치된 한 쌍의 Dual Probe 변환기가 설치되어 있다 (그림 1-31).

Dual Probe 변환기가 측정하는 것은 절대 축 이동 즉 자유공간에 대한 축의 절대 이동량이다. 그건 두 개의 변환기로 구성된다. 즉 케이싱이나 기초의 절대진동을 측정하는 한 개의 Seismoprobe 속도센서와 베어링 하우징에 대한 축의 상대 운동을 측정하는 한 개의 Proximity 검출기 이다. Keyphasor 검출기는 위상 기준을 제공하기 위해 터빈 축상에 설치되었다.

그림 1-31 1150 ㎿ Steam Turbine-generator Machine Train

 

기계진단(MDS) 그룹은 1990년 10월에 이 기계를 분석했다. 발전소 관계자는 기동 중에 고압터빈이 공진속도 지역을 통과하면서 진동을 일으키고 기초를 흔든다고 하였다. 10월 15일 아침에 2시간에 걸쳐 터빈과 발전기가 계통병입 속도인 1800 rpm에 도달되었다. 기계진단 그룹은 기동 중에 과도상태 데이터를 취하기 위해 108 데이터 수집 계측장비 일체와 ADRE 3 시스템을 사용했다. 10월 15일에서 18일에 걸쳐 부하를 1150 ㎿(전부하)로 올렸다. 한편 고압 터빈 측의 #1과 #2 베어링에서 과도상태 데이터를 취했고, 다음사항을 확인했다.

• 고압터빈 발란싱 상태는 문제가 없다. 무부하, 정격속도 및 전 부하에서 1× 진동진폭은 양 베어링에서 25 ㎛ p-p 이하이다 (그림 1-32a 및 1-32b).

• #1베어링에서의 동기 증폭 계수(QS)는 #7 베어링보다 더 크며(그림 1-32a와 1-32b에서 QS값은 비례법에 의해 계산된다), 그것은 비정상적으로 높다. QS값은 불평형 힘에 기인하여 로터의 고유 진동수에서 발생하는 진동진폭을 계산하는데 필요하다. QS값은 약 10인데 그 값은 시스템이 공진 상태에서 고진동을 일으킬 수 있는 것을 나타낸다.

• 그림 1-33은 2개의 평균 축 중심선 곡선이다. 평균 축 중심선 곡선은 시간대별 평균 로터의 위치를 나타낸다. 이 곡선에서 점선 원은 베어링의 반경방향 간극이 20 mils(500 ㎛) 임을 나타낸다. 그림 1-33은 운전속도에서 #2 베어링이 0.4의 편심율과 120˚의 로터 위치각(수직 하부기준)을 가지는 것을 보여 준다. 그러므로 #1과 #2 베어링에서 로터의 중심선은 베어링의 좌측상부의 사분면에 위치한다. 유막 베어링을 가진 기계에서 이와 같이 로터는 속도가 증가함에 따라서 통상적으로 Oil Wedge 위로 올라간다. 비정상적인 부하가 없는 상태에서 Y방향에서 X 방향(시계방향)으로 회전하는 축은 보통 20˚와 50˚사이(수직 하부가 기준)의 위치각을 가지며 그 베어링의 좌측하부의 사분면에 위치하게 될 것이다.

• 그림 1-33은 또한 부하(증기유량)증가에 따라 #1과 #2 베어링에서의 로터의 위치가 극적으로 변화하는걸 보여준다. 10월 15일 오전 9시 직후에 부하는 증가되었고, #1 베어링에서 오른쪽 위로 들렸는데 그 위치는 오른쪽으로 11.5 mils(292 ㎛), Zero 속도 (베어링의 하부)에서 위로 34 mils(864 ㎛)였다. 이것은 850 ㎿출력에서의 위치와 일치하였다. 부하가 더욱 증가함에 따라 로터는 왼쪽 아래로 움직여 최종위치인 왼쪽으로 4 mils(100 ㎛) 그리고 기준위치 위로 21 mils(530 ㎛)에 위치하게 되었다.

그림 1-32 베어링 간극이 적절히 설정 되기전 #1 베어링 수직 변환기에서의 1× 과도응답.
(a) Polar, (b) Bode Plot

 

그림 1-33 베어링 간극이 적절히 설정되기전 #1, #2 베어링에서 평균 축 중심선이 변화한다.

진단그룹은 고압터빈 입구밸브의 Sequence를 조사하였다. 증기는 상부 및 하부 밸브 Rack을 통과하여 터빈으로 들어간다. Zero부터 850 ㎿의 부하상태에서는 하부 밸브 Rack이 열려 하부로부터 증기가 유입되어 로터를 들어올린다. 850 ㎿이상의 부하에서는 상부의 밸브 Rack이 열리기 시작하여 로터의 상부로부터 증기가 유입되어 로터는 위로부터 힘을 받는다. 그림 1-33에서 축이 #1 베어링과 #2 베어링에서 같은 방향으로 움직임을 보여준다. 그러나 #2 베어링에서 축은 베어링 간극내에서 이동하고 있으나 #1 베어링에서 축은 베어링 간극 바깥으로 벗어나 이동하고 있다. #1 베어링의 동기 증폭 계수가 정상보다 더높고, #1 베어링에서의 축 중심선이 비정상적인 움직임을 보여주었기 때문에 다음 사항을 의심하게 되었다.

• #1 베어링에서의 내부간극이 과도하지 않은지

• #1 베어링이 페데스탈에서 풀려, 적절히 고정되지 않았는지

• 상기 두 가지의 복합효과

전부하의 진동준위는 허용치 이내였다. 그러므로 운전원들은 #1 베어링을 점검하기 위해 다음 계획 정지시까지 기다리기로 결정했다. 나중에 #1 베어링을 검사하였을 때 발전소 정비요원은 과도한 간극이 있었음을 발견했다. #1 베어링은 4개의 패드조각으로된 틸팅 패드 베어링으로, 베어링의 내부간극을 적절히 맞추기 위해 두개의 상부패드의 Shim 조정이 필요했다. 이 베어링은 1985년 최종 조립시 Shim 조정을 하지 않고 그냥 넘겨버린 것이다.

#1 베어링의 간극을 적절히 조정한 후 1991년 5월에 재기동하였다. 기동 데이터로부터 작성된 Polar 및 Bode선도가 보여주듯 로터가 1200 rpm의 임계속도를 통과할 때 1×의 최대진폭은 4 mils(100 ㎛)pp을 초과하지 않았다. 같은 데이터로 만들어진 평균 축 중심선도는 #1과 #2 베어링에서의 평균 축 중심선이 전 속도와 부하범위에 걸쳐 각 선도의 왼쪽 하단 사분면에 머무른 것을 보여주고 있다 (그림 1-35). #1 베어링에서의 과도한 간극은 로터 베어링 시스템의 동적 강성을 감소시켰다. 공진 상태에서 동적 강성은 로터의 응답을 제한 즉 로터의 움직임을 제한시킨다. #1 베어링에서의 감쇠효과의 감소로 공진 상태에서 로터 진동이 다른 때보다 훨씬 커졌다. 이 무거운 로터는 발란싱이 잘되어서 공진 상태 이상에서의 진동은 허용치이내였다.

그림 1-32와 1-34에서 처럼 #1 베어링의 Shim조정 전후에 얻어진 데이터로부터 작성된 Polar 및 Bode선도를 비교하는 것은 흥미있는 일이다. 진동의 진폭은 감소하였지만 공진 주파수는 증가하였다. #1 베어링이 페데스탈 내에서 이완되었을 때 공진 주파수는 1190 rpm이었다. #1 베어링이 적절히 Shim 조정된 후 공진 주파수가 1240 rpm으로 상향 이동된 것으로 증명되듯이 기계적 강성은 증가했다.

평균 축 중심선도는 어떤 환경에서는 매우 유용하게 사용될 수 있다. 이 예에서 베어링 내에서 축 평균위치의 2차원 표시는 이 기계의 문제점이 #1 베어링에 있었음을 분명히 하고있다.

그림 1-34 베어링 간극이 적절히 조정된 후 #1 베어링 수직변환기에서의 과도상태 1× 응답.

 

그림 1-35 베어링 간극이 적절히 조정된 후 평균 축 중심선 위치가 #1 및 #2 베어링에서 변화했다.

 

6.2 高次數의 過渡狀態 데이터는 軸龜裂을 확인하는데 도움을 준다.
(Higher-Order Transient Data Helps Identify a Shaft Crack)

어느 원자력 발전소에서 1989년, 1990년, 1991년에 주 냉각재 펌프의 심각한 축균열이 발생하였다. Bently Nevada의 MDS는 여러 형태의 기계 데이터를 검토한 후 이 축균열을 확인하였다. 사용한 데이터의 일부는 회전속도 5배의 고조파로부터 취한 과도상태 데이터였다. 어떤 기계가 축균열이 있는지를 정확히 파악하기 위해서는 여러 가지의 많은 데이터를 필요로 한다. 과도상태 데이터는 중요하지만 그것이 필요한 유일한 데이터는 아니다. 요구되는 데이터들 중에는

• 전체 진동진폭의 경향 이력

• 1× 허용영역 데이터와 Slow Roll 데이터. 로터에 균열이 발생하면 로터는 휘고 1× 응답이 변한다.

• 2× 허용영역 데이터. 횡방향 균열이 성장함에 따라 축의 강성은 균열면에서 비대칭이 된다. 축의 비대칭으로 로터는 심한 반경방향 부하가 있게되어 2× 응답을 발생한다.

• 과도상태의 데이터 선도에서 보여주는 것처럼 고유 진동수와 그들 진동수의 어떤 변화. 횡방향 균열은 축의 강성을 줄여, 고유 진동수들을 낮춘다. 주어진 로터 모드에 대하여 균열이 로터의 최대 처짐점에 더욱 근접할수록 고유 진동수가 더욱 낮아진다.

• 상태가 좋은 로터의 모델. 이것은 로터의 모드 형태를 평가하고 균열이 어떻게 고유 진동수를 변화시키는지를 예견하는데 도움을 준다.

이 내용은 과도상태 데이터 분석에 초점을 맞추고 있기 때문에 고차수인 5× Polar 및 Bode 선도에서 축균열이 어떻게 분명 하였는가에 대해서만 설명을 하겠다. 여기서 제시된 데이터는 1989년과 1990년에 발생한 균열된 축으로부터 취해진 것이다.

주 냉각재 펌프는 7,940 HP의 전동기로 구동되는 대형 수직펌프이다 (그림 1-36). 정격 펌프속도는 1790 rpm이고, 공칭유량은 150,000~170,000 ℓ/min(40,000~45,000 gpm)이다. 펌프 임펠러는 5개의 날개를 가졌다.

균열이 발생한 축의 현상에 대한 기계를 분석함에 있어 1× 과도상태 응답으로 로터의 정상운전속도 이내에서 일어나는 공진의 변화를 알아낼 수 있다. 이 펌프의 1차 공진 주파수는 주로 전동기의 병진운동 응답 때문에 1800 rpm보다 조금 높았다. 이 모드에서 최대 변화량은 전동기 축의 중간 Span에서 나타났고, 반면 커플링으로부터 펌프 임펠러까지에서 1× 진동은 거의 발생하지 않았다. 이 펌프의 2차 공진 주파수는 3100~3,200 rpm이었으며 이건 펌프축의 응답이다. 최대 변화량은 펌프 임펠러에서 나타나는데, 전동기 상부로부터 펌프 커플링까지의 부분에서는 거의 나타나지 않았다.

그림 1-36 냉각재 펌프

 

이 두 공진 모드 형태에서 펌프 로터의 횡방향 균열은 1차 공진에는 영향을 미치지 않지만 2차 공진 주파수에는 심각한 영향을 미친다는 것을 암시했다. 고차수의 과도상태 분석의 원리는 회전하는 축은 회전속도의 정수 배에서 가진 함수를 창출해낼 수 있다는 것이다. 그러므로 이 기계에서 축의 회전속도가 1550 rpm을 통과할 때 2×의 가진 함수는 3100 cpm을 통과한다. 이 펌프에서 2차 공진에 대한 최대 변화량이 임펠러에서 나타남을 기억하라. 5개 날개의 임펠러는 5배의 축회전속도에서 고유 가진함수를 창출하도록 시스템의 수력학과 상호작용을 한다. 만일 330 rpm에서 1800 rpm까지 5× 임펠러 날개의 통과 주파수를 추적했더라면 1650 rpm에서 9000 cpm까지의 펌프 로터의 응답을 관찰할 수 있었을 것이다.

상태가 좋은 펌프는 3100 cpm과 3200 cpm사이에서 2차 공진 주파수를 가졌다. 전형적인 펌프로부터 취한 5× 응답 Polar 및 Bode선도인 그림 1-37a와 1-37b는 이것을 보여준다. 1989년에 균열이 발생된 펌프 축으로부터 취한 동일한 선도형태에서 2차 공진피크가 5 mils(125 ㎛)pp이상의 5× 진동진폭과 함께 2540 cpm아래로 이동했음을 보여준다 (그림 1-38a와 1-38b).

마찬가지로 1990년에 균열이 발생된 펌프 축은 2차 공진 주파수가 2955 cpm으로 낮아졌다 (그림 1-39a와 1-39b).

이것은 사용한 축이 균열되었음을 결정하는데 이용한 유일한 데이터는 아니었지만 고차수인 이 5× 응답선도는 매우 중요하였음이 명백하다.

그림 1-37 축 균열이 없는 전형적인 냉각제 펌프의 5× 과도상태의 공진.
2차 공진 주파수는 3140 cpm에 발생한다.
(a) Polar, (b) Bode

 

그림 1-38 균열된 축을 가진 냉각제 펌프의 5× 과도상태의 공진.
2차 공진 주파수는 2540 cpm에서 발생한다.
(a) Polar, (b) Bode

그림 1-39 균열된 축을 가진 냉각제 펌프의 5× 과도상태의 공진.
2차 공진 주파수는 2955 cpm에서 발생한다.
(a) Polar, (b) Bode

 

6.3 結論 (Conclusion)

대부분 기기의 예방정비 프로그램들은 정상상태에서의 데이터이며 과도상태 데이터를 사용하지 않는다. 이것은 불행한 일이다. 왜냐하면 과도상태 데이터는 정확한 기계의 검사를 위해 필수적이기 때문이다. 여기에서 설명한 사례들에서 과도상태 데이터 분석의 진가를 납득하기를 바란다.

 

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