1. 베어링 일반

Generals of Bearings

 

1.1 槪要 (Introduction)

터빈 발전기를 비롯한 모든 회전기계와 장치에는 회전체를 지지하고 있는 베어링과 윤활 계통이 있으며, 이는 운전과 작동을 가능하게 하는 중요한 역할을 한다. 만약 베어링에 고장이 발생하거나 문제가 생기면, 기계의 성능과 신뢰성이 떨어지고 제 기능을 다하지 못하게 됨은 물론 심하면 기동이 불가능하고 기계의 손상을 발생시킨다. 따라서 베어링의 온도, 진동 등의 운전 상태를 감시하는 것이 무엇보다 중요하게 다루어지고 있다.

또한 유지 보수에서도 예방 정비를 철저히 시행하여 고장을 줄이고 신뢰성 있게 운전이 되도록 끊임없는 노력을 하고 있다. 여기에서 터보 기계 베어링의 유막 베어링의 작동 원리 및 운전상 강조되는 몆가지 기본 원리와 베어링의 구조 및 윤활의 기초 사항과 현재 많이 사용되고 있는 각종 베어링의 형식과 특징을 간략히 소개한다.

 

1.2 潤滑 및 油幕의 構造 (Structure of the Oil Film and Lubrication)

베어링에서 금속끼리의 접촉을 완전히 방지하기 위해서는 유체 마찰이 계속적으로 유지되도록 충분한 유막 두께를 유지해야 한다.

그림 1-1에서와 같이 금속과 금속사이의 유막은 Absorbed Film, Boundary Film, Full Film으로 구성되어 있다.

Absorbed Film은 두 금속면에 유분자층의 일부가 흡수된 상태이며, 배빗트면에 윤활유가 칠해져 있는 정도이다. 경계윤활 상태(Boundary Film)는 오일 분자가 두 금속면에 부착되어 있는 상태인데, 만일 오일 공급이 부족하거나 간극이 너무 적은 경우가 아니면, 이러한 경계 윤활 상태는 기동 정지시 혹은 운전중 충격하중이 가해질 때 흔히 발생된다. 이때 유막이 파괴되어 금속 대 금속 접촉이 발생하여 베어링이 소손될 수 있다.

충분한 양의 윤활유가 상대 운동중인 두 면 사이에 공급되면 오일 분자의 중간층(Full Film)이 형성되며, 이 중간층에 의하여 두면 사이에 완전 유막이 형성된다. 유막의 두께는 부하, 베어링면의 형상 및 면적, 간극, 회전속도, 윤활유, 점도 등에 따라 다르나 최대 0.15 ㎜에 달할 수도 있다.

그림 1-1 유막의 구조

 

1.3 偏心과 油幕의 範圍 (Eccentricity and the Range of the Oil Film)

그림 1-2 편심과 유막의 범위

그림 1-2는 운전중 하중을 지지하고 있는 원통 베어링을 나타낸 것이며, 정속 회전시 축은 0점에서 ‘e’만큼 편심되어 운전된다. 축과 베어링 사이의 하부 간극부는 윤활유로 완전히 채워진 상태이며, 유압이 작용하고 있다. 최소 두께의 유막(hmin)은 A점에서 발생하며 식으로 표시하면 다음과 같다.

여기서 C는 베어링 간극이고 n은 편심도()이다. 0-0'선은 중심 연결선이며, 각도 ø는 양태각(Attitude Angle)이라고도 하는데, 하중의 방향과 중심 연결선 사이의 각을 말한다. A점에서의 최소 유막 두께는 모든 베어링에서 극히 중요한 값이며, 이 값은 축이나 베어링의 표면 거칠기보다 항상 커야 한다.

유막 두께가 너무 얇으면 급격한 마모와 고온이 발생하여 베어링 손상을 초래하며, 터빈 베어링의 최소 유막 두께는 0.0254 ㎜ 이상으로 설계해야 한다.

그림에서 압력분포는 약 180°부위(반원)에서 발생한다. 중심 연결선의 상부측 베어링 부위에서는 작은 압력이 발생하고, 최고 압력은 최소 유막 발생지점 바로 앞에서 발생하며, 이 최고 압력점의 위치는 운전 조건에 따라 달라진다.

베어링에서 발생하는 최고 유막 압력은 베어링의 단위 부하압력(Unit Loading Pressure)의 약 3배이며, 이것은 축정렬이 잘된 축의 베어링에 적용되는 수치이다. 축정렬이 불량한 축에서의 유막 압력은 축정렬이 잘된 경우의 최고치를 훨씬 초과하며 이로 인하여 유막 온도가 상승한다.

그림 1-3은 완전 유막 윤활의 4가지 모드를 보여주고 있다. 유체 동력학적 모드(a)는 두 개 베어링 면간의 상대운동에 의해 스스로 압력이 발생하고, 유막은 Wedge 역할을 하게 된다. 유체 정역학적(Hydrostatic) 모드(b)는 외부에서 가압된 윤활 흐름의 방식이다. Squeeze Film 베어링(c)는 상대운동을 하는 두 면 사이의 점성유체가 순간적으로 빠져나가지 못하는 특성을 이용한다.

그림 1-3 유막 윤활 모드: (a)유체 동력학, (b) 유체 정력학, (c) 스퀴즈 막, (d)하이브리드

 

1.4 베어링 摩擦 (Bearing Friction)

베어링과 축사이에 유막이 형성된 상태에서 한 면이 다른 면에 대하여 상대운동을 할 때 윤활유는 전단응력을 받는다.

윤활유에서 발생한 전단응력은 베어링 면에 작용하여 회전체의 운동을 방해하고 정지체를 움직이려 한다.

회전체에 작용하는 이런 힘은 열의 형태로 변하여 에너지 손실을 발생시키며, 이는 원주 속도와 마찰력에 의하여 발생된 양과 같다.

이처럼 베어링 유막에서의 오일 전단력은 동력 손실을 초래한다.

그림 1-4 저널 베어링에서의 일반적인 유막과 마찰력 특성

그림 1-4의 곡선은 저널 베어링에서 대표적인 유막과 마찰력 특성을 나타낸 것이다. 여기서 마찰값은 Sommerfeld Number라고 하는 무차원수에 따라 표시된다.

Sommerfeld Number는 직경 D, 속도 N, 베어링 간극 C, 베어링부하 P 및 윤활유 점도 Z의 변화에 따라 변한다. 이 실험 곡선에서 구간 A~B를 보면 마찰 계수는 Sommerfeld Number가 임계값 A에 달할 때까지 다른 운전 조건이 일정하다고 가정하면 하중이 증가함에 따라 감소한다.

A에서 B까지의 구간에서는 유막이 매우 얇고 베어링은 경계 윤활 부근에서 운전되며, 마찰 계수가 급격히 증가한다.

A점은 수력학적 윤활이 이루어지는 한계점이다. 즉 A점 우측의 Sommerfeld Number에서는 베어링이 수력학적으로 운전되며, A점 좌측에서는 경계윤활 상태로 운전된다.

A에서 C에 이르는 구역에서 유막은 어느 정도 두꺼워진다. 얇은 유막에서 두꺼운 유막으로 변화할 때 점도의 영향은 더욱 커진다.

C에서 D에 이르는 구역에서 유체 마찰과 두꺼운 유막 윤활이 이루어지며 오일의 점도에 의하여 유막이 유지된다.

저널 베어링과 추력 베어링에서의 동력손실은 터빈 효율을 저하시키며, 손실은 윤활유 점도에 비례하여 증가한다.

저널 베어링에서의 손실은 길이에 비례하고, 직경의 세제곱에 비례하며, 추력 베어링에서 손실은 직경의 4배에 비례하여 증가한다. 따라서 저널과 추력 베어링에서는 직경이 손실에 큰 영향을 미친다는 것을 알 수 있으며, 손실은 효율을 낮출 뿐만 아니라 베어링에 치명적인 온도 상승을 유발하기도 한다.

 

1.5 베어링 間隙 (Bearing Clearance)

베어링과 축 사이에 적정 유막을 형성시키기 위해서는 축의 직경에 알맞는 베어링 간극을 유지해야 한다. 베어링 간극은 편심, 압력 형태, 온도 분포 등에 커다란 영향을 미치는 중요변수이다. 주어진 운전 조건에서 베어링 부하용량 또는 최소 유막 두께는 간극의 증가에 따라 증가하기도 하고 감소하기도 한다. 일반적으로 간극이 크면 유막 형성 범위가 감소되고, 그림 1-2에서의 양태각 ø값이 작아지게 된다.

베어링 간극을 통과하는 윤활유의 양은 간극의 3승에 비례하며, 윤활유 온도 강하율도 간극 증가와 함께 커진다.

더욱이 축과 베어링 편심이 증가하면 이것은 최소 유막 두께를 감소시키고, 반대방향에서는 베어링 간극이 증가하는 결과를 초래하여 운전에 좋지 못한 영향을 미친다.

간극이 너무 크면 축의 반경방향으로의 움직임이 발생하여 축정렬에 영향을 미치며, Rubbing으로 인한 증기 Packing의 마멸을 초래한다. 또한 유막의 와류를 증가시켜 동력손실과 윤활유 온도상승을 초래한다.

반면 간극이 너무 작으면 윤활유량이 작아지고 온도상승을 초래한다.

보통 회전수가 2,000 rpm까지는 직경 1인치당 0.0254 ㎜(0.001인치), 4,500 rpm까지는 0.033 ㎜(0.0013인치), 4,500 rpm 이상은 0.05 ㎜(0.002인치)의 간극을 갖도록 설계한다. 이러한 베어링 허용 간극치의 2배까지는 진동값이 낮은 한 베어링을 교체하지 않고도 사용이 가능하다.

 

1.6 오일 流動과 Orifice (Oil Flow and Orifice)

모든 터빈발전기의 베어링은 압력공급 형식이며, 윤활유가 외부로부터 오리피스를 통하여 베어링으로 공급된다. 압력공급방식은 항상 정압력으로 오일을 공급하므로 안정성 및 신뢰성이 높을 뿐만 아니라 베어링 냉각효과가 크고 운전 상태가 균일하다. 베어링 유량은 연속적이고 유막 형성에 충분한 양이어야 하며 발생된 열을 제거하기에 충분해야 한다.

오일 온도를 낮게 유지하려면 유량이 가능한한 많아야 하나 너무 많으면 펌프 용량이 커지고 많은 윤활유가 필요하며, 베어링 손실이 커진다.

대부분의 저널베어링에는 오리피스를 설치하여 유량을 운전 조건에 맞게 조절한다. 오일량은 오리피스 크기에 직접 영향을 받으며, 베어링 형상에 의해서도 제한을 받는다. 일반적으로 오리피스의 크기는 평균 오일온도 상승이 17℃가 되도록 구경의 크기를 정한다. 보통 입구오일의 압력과 온도는 0.7~1.75 ㎏/㎠, 40~45℃이며, 베어링 형식과 제작상의 차이로 베어링마다 다소 다를 수가 있다.

저널 베어링 오리피스는 베어링 내에 설치하거나 베어링 하우징으로 연결된 공급관에 설치한다. 오일 공급관에 오리피스를 설치할 경우 베어링마다 오리피스를 한 개씩 설치한다. 오리피스 구경이 너무 커서 베어링 자체가 요구하는 윤활 유량 이상이 통과되면 손실이 증가하고, 베어링 사고시 유량이 급격히 증가하여 타 베어링의 윤활유 부족을 초래하여 대형 사고를 유발할 수 있으므로 좋지 않다.

 

1.7 Size Factor와 許容 負荷 (Size Factor and Allowable Loadings)

베어링의 크기는 베어링을 설치할 터빈의 제원에 의하여 결정된다. 베어링의 직경은 대부분 축직경에 의해 결정되고 베어링 길이 또한 축 설계자의 지시치를 따르나 축직경처럼 구속력이 강하지 않다. 실제로 중요한 길이는 총 유효길이 혹은 유막 압력이 부하를 지지할 수 있는 길이이다.

현재는 직경에 따라 최소 및 최대 길이가 정해져 있다. 이는 L/D의 비로 나타내는데 최대비는 1.0이고, 최소비는 0.3이다. 이 값은 과거보다 상당히 작아진 값이다.

모든 베어링에서 수하부는 투영면으로 계산하는데, 유효길이와 직경을 곱하여(L×D) 구한다. 이 때 축방향 홈은 제외하지 않지만 원주 방향 홈이 하부 베어링에 있을 때는 유효길이에서 뺀다.

베어링 단위 하중은 유효면적으로 하중을 나누어 쉽게 구해진다 (R/(L×D)). 허용 단위 하중은 사용부에 따라 변하나 보통 7~17.7 ㎏/㎠이다.

베어링의 길이가 길면 축정렬에 민감하며, 동력 손실이 커지고 다량의 유량이 필요해지나 부하용량은 일반적으로 더 커진다.

길이가 짧은 베어링은 유막온도가 높고 단위 길이당 유량이 적고 동력 손실이 적다.

또한 축정렬 상태에 덜 민감하며, 단위부하가 크므로 불안정 운전 상태를 방지하는데 도움이 된다.

각 베어링에서의 베어링 부하를 정확히 파악하는 것이 중요하며, 이를 알기 위해서는 운전중 부하가 변하는 모든 가능한 변수를 이해해야 한다.

터빈축은 베어링 이동으로 정렬되며, 부하는 보통 이러한 조건에서 계산되고 또한 운전중 발생할 수 있는 베어링 높이 변화에 대한 부하도 고려하여 계산한다.

추가로 고려해야 할 사항은 어떤 터빈 Stage에서 상향력을 발생시키는 증기력의 영향이 있는데 부분분사시에 하반부 다이아프램에서 발생하며 특히 증기 밸브 개방순서가 적절치 못할 때 발생한다.

베어링 설계시는 이러한 모든 요소를 고려하여 부하를 결정해야 한다.

 

1.8 베어링 溫度 (Bearing Temperatures)

저널 베어링 운전시 오일 온도는 대단히 중요하며 베어링이 정상적으로 운전되면 오일온도는 배빗트의 용융이나 피로 강도를 급격히 저하시킬 정도로 올라가지는 않는다.

Drain 오일 온도는 베어링 성능을 평가하는 유일한 요소이다.

온도변화 △T(Tout-Tin)는 동력손실의 결과이며, 다음 식으로 표시된다.

= 오일온도 (℃)

= 베어링에서의 손실 마력 (kcal/min)

= 오일의 비열 (kcal/㎏℃)

= Total Oil Flow (㎤/sec)

= 오일의 비중량 (0.00086 ㎏/cc)

베어링 오일의 허용온도 상승값은 대부분 입구 오일온도와 베어링 메탈에 따라 결정된다. 보통 28℃까지의 온도상승은 대부분 문제가 없으나, 입구온도가 낮음에도 온도상승이 28℃ 이상이 되면 유량이 작든지 동력손실이 크다는 것을 의미한다.

전술한 것처럼 출구 오일온도는 베어링 간극을 통과한 오일과 베어링 간극을 통과하지 않은 오일이 혼합된 온도로 나타나며, 이 혼합 오일의 온도는 베어링 Drain Chamber의 크기나 입구 오리피스의 크기를 변화시켜 쉽게 조절할 수 있다.

Drain 온도와는 달리 베어링 간극 내의 오일 온도는 운전 상태에 따라 많이 변동된다.

최고 유막 온도는 최저 유막 두께 부위에서 발생하며, 이 최저 유막부는 베어링 형상과 운전 상태에 따라 변한다. 과열로 인한 베어링 손상이 발생된다면 손상이 최초 시작되는 곳은 이 국부 과열점이므로 최고 유막 온도값은 대단히 중요한 요소이다. 그러나 이 값은 계산하기가 어려우므로 주로 시험에 의하여 유막 온도의 성질과 위치를 알아낸다. 3600 rpm으로 운전되는 베어링은 설계 한계치 이하인 71~93℃로 운전된다. 실험에 의하면 최고 유막 온도가 177℃에서는 베어링 소손이 발생하나 149℃까지는 이상없이 운전된다는 것을 보여 주었다.

실제 운전시에는 축정렬 불량이나 베어링 고장이 발생할 우려가 있기 때문에 설계시 유막 최고 온도를 낮게 정한다.

베어링 유막온도를 감시하기 위한 온도 측정장치의 설치가 잘못되면 22~28℃의 오차가 발생한다.

대형 터빈의 경우 정상 운전시 베어링 온도는 일정한 상태를 유지해야 하며, 온도가 제한치 이내에 있더라도 3℃ 이상의 온도 변화가 갑자기 발생하면 비정상 상태가 발생한 것이므로, 그 원인을 파악하기 위한 각종 데이터를 철저히 점검해야 한다.

다음은 GE사 베어링의 운전온도 및 경보치이다.

 

운전온도(℃)

경보치(℃)

권고 Trip치(℃)

타원형

77~88

107

121

짧은 타원형

88~99

107

121

틸팅 패드형

82~110

116

127

 

전술한 것처럼 유막 최고 온도는 최저 유막 두께부에서 발생하므로, 베어링 온도 검출장치의 위치는 최저 유막 두께 부위에 설치하여 가능한한 최고 온도를 검출하도록 해야 한다.

최고 유막 온도에 영향을 주는 요소에는 홈, 베어링 길이, 간극 및 편심에 영향을 주는 기타요소 등이 있다.

다음은 베어링 설계 변경시 최고 유막 온도 크기에 변화를 주는 인자들이다.

 

온도 상승 억제

최고 유막 온도 저감

길이와 직경비

적게 한다.

0.5~0.75가 좋음

간극과 직경비

크게 한다.

크게 한다.

오리피스 크기

*크게 한다.

*크게 한다.

Chamber의 크기

크게 한다.

영향 없음.

점 도

낮게 한다.

낮게 한다.

-

수하부에는 만들지 말 것.

부하

낮게 한다.

낮게 한다.

* 오일이 베어링을 자연스럽게 통과할 수 있을 정도로만 크게 한다.

 

1.9 油幕-스프링, 댐퍼 常數 (Oil Film-Spring and Damping Constants)

고속 회전체의 실제 임계속도는 회전체의 기하학적 형상처럼 베어링 지지대의 동적 강성에 달려 있다. 임계속도를 정확히 예측하기 위해서는 베어링 유막의 영향을 포함한 베어링 지지대의 강성을 알아야 한다.

터빈과 같은 기계에서는 항상 어느 정도의 질량 불평형이 존재하며 그 힘은 베어링을 통하여 전달된다. 이 힘은 회전력이기 때문에 저널 중심은 베어링 간극내에서 평형 상태에 있지 않고 궤적을 그리게 된다. 그러므로 유막은 로터 시스템을 분석하는데 아주 중요한 요소이다. 많은 진동 시스템에는 위치에너지가 저장되는 스프링과 같은 탄성체가 있으며, 탄성체에 가해지는 힘은 그 물체의 변형량에 비례한다. 베어링에서 힘과 변위의 관계는 일정하지 않고 베어링 성능에 영향을 주는 변수에 따라 변한다.

여러 가지 운전 조건에서의 저널 중심 변화는 예측이 가능하며, 어떤 정해진 조건에 대한 오일의 스프링 상수를 구하기 위해 힘-변위의 관계식을 유도할 수 있다.

베어링 설계시 편심비 는 Sommerfeld Number에 의하여 결정된다.

Sommerfeld Number는 다음과 같다.

= 점도 (센티 포와즈)

N = 속도 (rpm)

D = 직경 (㎝)

C = 공극 (㎝)

P = 베어링 단위 하중

수직방향의 힘은 Sommerfeld Number에 반비례하며, 반경방향 힘은 편심율에 대한 양태각과 관련하여 결정된다. 이것을 분석하면 반경방향 힘 대 고정된 베어링 상태의 변위를 알아낼 수 있다.

유막의 댐핑 특성이 로터 시스템의 설계에 중요하며, 베어링에서 이러한 특성을 정확히 예측하는 것은 스프링 상수를 예측하는 것만큼 어렵다.

스프링 상수가 힘과 변위에 대한 것이라면 댐핑 상수는 속도에 의한 힘에 영향을 받는다. 유막 댐핑은 특히 위험 속도에서 질량 불평형이 있는 계의 진동 크기를 감소시키는 역할을 한다.

베어링 상수처럼 유막 댐핑에 관한 많은 데이터가 실험에 의해 구해져 왔으며, 시간에 따른 수평 및 수직 변위를 측정하여 스프링 상수뿐만 아니라 댐핑 상수를 계산할 수 있다.

 

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