6. 유체에 의한 불안정

Fluid Induced Instability at Turbine Bearing

 

6.1 運轉狀況 (Operating Status)

그림 15-40과 같이 73 ㎿ 터빈/발전기 베어링은 모두 슬리브 베어링이다. 기계진동 전문가로서 #2, 3 베어링의 고진동 진단의뢰를 받았다. 운전원들은 이 진동이 간헐적으로 발생되므로 진동 변환기나 감시계통에 결점이 있는 것으로 생각한다. 분석을 진행하기 전에 먼저 다음 정보를 고려해야 한다.

#2, 3 베어링은 간헐적인 고진동을 나타내며, 그림 15-40과 같이 각 베어링은 모두 한 개의 Dual Probe로 되어 있어 Orbit나 축중심선 정보를 이용할 수 없다. 또한 변환기나 Wiring, 또는 감시설비와 관련된 간헐적인 문제가 의심된다.

그림 15-40 터빈․발전기 개략도 및 진동 측정기 설치 위치

 

6.1 터빈/發電機 諸元 (Turbine/Generator Specifications)

터 빈

발 전 기

발전소 총용량 : 110 ㎿

4호기 출력 : - 73 ㎿

4호기

터빈

최대 용량 : 73,362 ㎿

정격 용량 : 73,362 ㎿

입구 온도 : 1000˚F

정격 속도 : 3600 rpm

추기 압력 : 640 psia

입구 압력 : 1450 psig

배기 압력 : 2.5 in. Hg

전압 : 13,800 Volts

출력 : 88,200 kVA

역율 : 0.9

전 류 : 3960 Amps

3 Phase, 60 ㎐

여자기 전압 : 250 Volts

로터 전류 : 801 Amps

수소 냉각식




 

6.3 振動 分析者 의 診斷 結果 (The Results Diagnosed by Analyst)

이 사례의 분석용으로 3개의 진동 데이터 베이스가 있다. 관심 있는 자료는 3600 rpm 이상의 것이고, #2 베어링에서 이 현상이 아주 극적으로 일어난다. 진단 전문가는 #2 베어링의 유체 불안정 문제로 진단했다. 주파수(1350 cpm)는 로터 시스템의 큰 편심 공진과 일치한다.

 

6.4 診斷 結果의 細部內容 (Details of Diagnostic Results)

(1) 제공된 사례의 개요를 읽은 후 조사목적을 정의하고 나열한다.

∙ 터빈/발전기의 운전상태를 측정하고 기록한다.

∙ 변환기가 정확히 작동하는 지를 확인한다.

∙ 관찰한 비정상 진동특성의 원인을 규명한다.

∙ 비정상 진동을 교정하기 위한 조치를 제안한다.

(2) 이 사례에서 나타난 기계와 상태에 대해 알고 있는 바를 열거한다.

∙ 기계의 Train 배치 및 변환기는 그림 15-40과 같다.

∙ 그림 15-40과 같이 #1~4 베어링은 각각 하나의 Dual Probe로 되어 있어 XY 자료 정보를 이용할 수 없다

∙ Keyphasor는 이용 가능하고 회전 방향은 시계방향이다.

∙ 자료는 과속도 시험 및 정지시의 과도 상태와 부하 감발시의 정상상태에서 수집되었다.

(3) 데이터 베이스를 조사하는 동안 관심 항목이나 문제들을 요약한다.

∙ 과속도 시험 동안 전 베어링의 진동이 다소 상승하였으나 #2 베어링의 진동 상승이 아주 현저했다.

∙ #2 베어링의 주파수 성분은 1/2×이하이다.

∙ #1 베어링 진동 신호에는 많은 Glitch가 있다.

∙ 터빈의 공진 속도는 분명하게 나타나지 않지만 1500 rpm 부근에 있다.

∙ #2 베어링의 고진동은 유체 불안정에 기인한다.

∙ 유체불안정 주파수는 회전자 속도에 못미친다. 이것은 시스템의 높은 편심 공진에 고정된 Whip이라는 것을 암시한다.

(4) 관찰한 기계거동의 근본원인과 이러한 관찰을 확인하는 Plot Format들을 열거한다

∙ #2 베어링에서의 유체불안정은 명확한데 이것의 원인은 #2 베어링에서 부하를 받지 않도록 부적절하게 베어링이 축정렬된 것으로 추정되나 각 베어링에 1개의 변환기만 설치되어 있어 축정렬 상태를 확인할 수 없다.

(5) 지금은 이용할 수 없지만 당신의 가설을 확인 또는 부정하는 다른 정보들도 열거한다.

∙ 냉간기동 자료를 수집한다.

∙ 고진동 발생동안 Orbit 모양이나 Orbit 세차 방향의 자료가 필요하다. 또한 베어링 내에서의 축위치를 알려주는 축중심선 위치 정보가 필요하다. 이를 위해서는 각 베어링에 진동 변환기의 추가 설치가 요구된다.

∙ 윤활유 공급온도 및 축정렬 정비 이력 정보를 확보한다.

(6) 문제를 교정하기 위한 권고사항

∙ 각 베어링에서 적정 편심을 유지하도록 다시 축정렬을 한다.

∙ 임시조치로 윤활유 공급온도를 변화시키거나 #2 베어링의 편심을 증가시키도록 약간의 불평형을 만들어 안정성을 높인다.

∙ #1 베어링 진동 변환기의 대향 축표면을 깨끗이 Burnishing한다.

 

6.5 調査에 使用된 Plot (Plots Used during the Investigation)

(1) Cascade

그림 15-41 과속도 시험을 위한 속도 상승중 유체 불안정 발생
시작점이 3600 rpm 위에 있는 것을 보여준다

2) Bode

그림 15-42 3600 rpm 위에서 유체 불안정 진동이 시작될 때 1× 진동은 큰 변동이
없는데 비해 Direct 진동은 급격히 상승(발산)하는 것을 볼 수 있다

(3) Vector Tabular List

그림 15-43 속도 상승시에는 유체 불안정 상태가 약 3800 rpm에서 시작되었고
Trip후 속도 감소시에는 3700 rpm까지 지속되었다

(4) Timebase

그림 15-44 #2 베어링 Timebase중 3940 rpm에서 불안정 진동 주파수는
1/3~1/2× 사이에 있음을 보여준다

 

6.6 診斷 專門家의 結論 要約 (Summary of Diagnostic Expert Engineer's Conclusions)

∙ 이 기계의 불안정한 현상은 정격 운전속도 위에서 일어나지만 정격속도에 너무 가까이에 있다. 운전 조건(부하, 윤활유 온도, 케이싱 및 베어링의 열적 성장 등)의 작은 변화라도 유체 불안정 시작점을 정격속도 영역으로 쉽게 낮출 수 있다.

∙ 불안정 주파수인 1350 rpm에서 분명한 공진이 없는데 이는 #1, 2 베어링에 설치한 변환기가 진동 절점에 잘못 설치되었을 가능성이 있다.

∙ Bode Plot에서 보면 과속도 시험중 3800 rpm에서 불안정이 시작되는 하나의 흥미로운 점이 있는데 트립된후 3700 rpm까지 감속하여도 불안정이 계속되었다. 밸브가 닫힐 때 편심의 변화를 포함한 여러 가지 조건들이 이런 상황을 일으킬 수 있다. 따라서 축에 미치는 영향을 제거해야 한다. 즉 불안정은 일단 발생하면 계속 그 상태로 머물려고 하므로 불안정을 유지시키려는 충분한 Energy가 없다면 3700 rpm까지 유지하지 않는다.

 

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