증기터빈 진동사례

[Kim byoungil]

사례 T-1	증기터빈 발전기용 베어링시스템의 공진	터빈, 발전기
		공진, 기초이상진동

해당기계	증기터빈 발전기 (850MW, 그림 1)
발생현황	850MW 증기터빈용 경보상태감시시스템이 베어링블록에서 상대 및 절대변위신호의 Smax 값에서 부하에 관계없이 진폭변조(modulation)를 보였다.
해석 및 자료분석	주파수분석을 통하여 그림 1의 아래부분에서 보이듯이 여진원으로서 약 20Hz의 진동성분이 있다. 절대진동 측정장치의 경우, 가장 높은 진폭변화를 가지는 부가적인 진동감시시스템에 의해 기본적으로 의심이 되는 oil whip이나 oil whirl 여진이 아니라, 구조적인 공진(resonance)를 가지는 문제라는 것이 증명되었다. 기동, 정지시의 절대베어링진동신호(그림 1의 상부 그림)에 의해 약 20Hz에서 베어링시스템 공진이 확인되었다. 진폭의 갑작스럼 감소를 나타내는 정지(shut down)시 측정에서 보여주는 절대베어링 진동에서 공진여진의 예리한 피크는 비선형특성을 나타낸다. 상대 축진동의 괘적(orbit)은 콘크리트 기초의 침하(settlement)에 기인하는 고압터빈(HP) 저널베어링의 상부부분 위로 터빈 rotor가 가깝게 위치하는 700MW급 증기터빈에서도 유사한 거동을 보였다. 여러 측정사이클 동안에 열에 관련된 팽창(extension), (예로 콘덴서 상태의 변화), 발전기와 관련된 축변형(겉보기 동력의 변화) 그리고 터빈 hall의 미소 온도편차에 기인하는 기초의 변형과 같은 미소한 변화에 의해 베어링 공진이 이동되었다. 위에서 설명한 불안정은 기초침하에 기인한 강제 여진력과 중첩되어 발생한다.
원인추정	열팽창, 축변형 및 온도변화에 의한 기초변형 등에 의해 베어링시스템의 고유진동수가 이동하고 이와 공진을 일으킨 것으로 추정
대책실시	전력생산과 가동성(availability)의 필요성 때문에 기계는 새로이 정렬되지 못하였다. 터빈 hall 내측의 온도상태를 변경하는 것에 의해 불안정한 진동거동이 조정되었다.
교훈	고속 회전기계의 진동원인에는 생각될 수 없는 것이 원인이 되는 경우도있고, 고속화에 대해서는 신중히 대처할 필요가 있다. 이 사례에서는 도장이 원심력으로 벗겨져서 불평형을 야기시킨 것으로, 원심력은 회전속도의 제곱에 비례하므로 고속회전체에서는 원심력이 너무 커서 balance weight의 조정이 곤란한 예도 있으므로, 기본적으로는 squeeze film damper의 이용등으로 계 전체의 감쇠특성을 좋게 할 필요가 있다.
참조문헌	U. Südmersen, et al., Vibrational Diagnostic of Rotating Machinery in Power Plants, Univ. of Hannover, Germany, 1998

사례 T-2	증기터빈의 열적 불평형진동	터빈, 발전기
		불평형진동

해당기계	발전기 구동용 추기 복수형 증기터빈(그림 1)
발생현황	현지에서 터빈 운전감시용의 축진동계의 지시치에 의하면 무부하에서 정격운전(6263rpm)까지의 범위에서는 진동이 적지만 (25μm p-p이하), 부하의 증가(1∼16MW)에 따라 진동이 증대한다(30∼75μm). 더욱이 추기량( 20∼120ton/h)에 의해 진동이 변화한다(그림 2). 축 진동계의 출력을 휴대용 FFT분석기에 연결하여 주파수 분석을 한 즉, 진동의 회전동기성분이 크다(그림 3).
해석 및 자료분석	회전축의 기준위치(1회전 1펄스)를 검출하는 것에 의해 축진동의 위상을 측정할 수 있도록 하고, field balancer를 이용하여 축진동을 보다 상세히 분석하였다(그림 1).
원인추정	그림 3에서 회전동기성분이 탁월하므로 불평형(unbalance)에 의한 것으로추정하고, 그림 2에서 부하 변화에 대해 진동이 변화하는 것으로 부터 열적인 불평형(thermal unbalance)으로 추정하였다.
대책실시	터빈 rotor소재의 열팽창 차이에 의한 rotor의 굽힘이나 편심등의 열적 평형에 대해 타협적 수단으로 부가 질량을 이용하여 불평형을 수정하였다(그림 5).
교훈	이 경우는 불평형을 수정하는 방법을 채용하였으나, 이것과 동시에 rotor베어링계의 불평형 감도를 보다 적게 하는 것도 중요하다.
참조문헌	Shiraki, Kanki, 기계공업에 있어서 진동문제(5), 기계의 연구, 제 29권 11호, 1977

사례 T-3	증기터빈발전기의복수결함진동	터빈, 발전기
		불평형진동, 강제진동

해당기계	증기터빈 발전기. 설비들은 7,477rpm으로 운전되며 9.1MW에서 평가된다. 터빈들은 이시가와지마-하리마사(IHI)의 기어박스를 통해 도시바의 동기발전기(1,800rpm)를 구동하는 도시바 응축 증기터빈이다. 각 터빈은 다이아프램 커플링으로 기어박스에 연결된다(그림 1). 흡입증기 상태는 459。C, 600 psig (40 bars)이다.
발생현황	트랜스미션 시스템에서의 전기적인 결함이 발전기를 긴급차단시켰을 때(trip) 둘 다 사용 시간 5년 이하인 2개의 소형 터빈 발전기가 터빈베어링의 파국적인 고장을 경험했다. 계속적으로 설비가 운전되는 동안 DC복구(backup)시스템이 적당한 기능을 발휘하지 못해서 그 설비들은 무윤활 상태로 정지되었다. 이것이 결과적으로 터빈 저널을 깊게 자국을 냄에 따라서 설비 상의 모든 베어링의 전체적인 마찰이 일어났다. 또한, 운전 정지는 회전 기어 모터의 고장을 일으켰다. 베어링의 마찰과 연관된 이것은 설비를 분해하지 못하게 했다. 터빈에 대한 수리는 손상된 영역을 제거하기 위하여 저널을 낮추는 것으로 이루어진다. 가공은 0.060"에서 0145"까지 변했다. 베어링이 수리되었고 터빈 rotor는 저속 평형잡이 되었다. 설비들은 공장으로 다시 옮겨져 6∼8개월 동안 이송대에 놓여 있었다. 먼저 설비 2가 조립되고 다음에 설비 1이 조립되었다. 재조립된 후 두 설비 모두는 다시 진동문제를 겪었다. 재조립된 후 초기 시운전을 하는 동안 설비 2가 6,300rpm에서 베어링 2상에 높은 진동이 생겼다. 나타난 진동에 대한 분석(그림 2)은 운전속도의 1차 주파수(1X)에서 높은 진동을 나타내는 것을 보여주었다. 고차성분의 진동은 무시될 수 있었다. 이것은 1X에서 진동을 가진시키는 질량 불평형, 편심, 그리고 회전체 굽힘의 존재를 나타낸다. 또한 그림2는 2차 위험속도보다 더 높은 진동진폭에서 감소하는 것을 보인다. 이것은 질량 불평형보다 더 작은 크기를 가진 축에서의 굽힘을 나타낸다. 제 2차 위험속도의 측면에서의 높은 진동 증가율은 베어링 내의 낮은 감쇠를 나타낸다. 이것은 틸팅 패드 베어링의 특성이다. 그래서 2차 위험속도 근처에서 측정된 높은 크기의 진동은 rotor굽힘을 가진 낮은 진동의 감쇠와 구동력(진동가진)과 같은 질량 불평형의 조합으로 발생한다. 그림3은 초기 운전의 정지에서 커플링 단부 seal상의 마찰이 위험속도 이하에서 높은 진동을 가진다는 것을 보여준다. 설비 1의 측정 방향은 설비 2와 같았다(축방향, 수평방향, 수직방향), 일단 운전속도에서 주된 주파수가 있다는 것이 결정되어지면, 평형잡이 될 때까지 모든 데이터를 터빈 데이터에 한정한다.
해석 및 자료분석	주된 진동문제가 설비 2상의 유연한 터빈 회전체의 질량 불평형과 회전체 굽힘으로 진단된 후 평형잡이 문제가 제기되었다. 설비 2에 대해서 네 번의 연속적인 평형잡이 운전이 5,480rpm, 5,820rpm, 6,420rpm, 7,500rpm에서 행해졌다. 표 1은 최종적인 베어링 캡의 진동 결과를 나타낸다. 표 1 설비 2에 대한 최종적인 베어링 캡 진동계측치 -------------------------------------- Vibration(μm Displacement) -------------------------------------- Position Horization Vertical Axial -------------------------------------- Turbine Outboard Bearing 3.1 0.5 3.3 Turbine Inboard Bearing 8.4 12.3 11.7 Gearbox Input Shaft 1.3 1.3 1.8 Gearbox Output Shaft 1.5 0.5 0.5 Generator Inboard Bearing 7.1 2.0 1.9 Generator Outboard Bearing 4.0 0.5 1 -------------------------------------- 설비 1의 초기 회전(roll)은 설비 2의 수리와 평형잡이를 한 후 5개월이 지나서 발생했다. 설비가 제 1차 위험속도에서 높은 진동을 발생시켰을 때 진동 문제의 첫 번째 징후는 첫 회전에서 발생했다. 진폭은 47μm이었다. 초기 진동 데이터는 설비가 위험속도에 접근함에 따라 1번 베어링 상에 높은 진동 레벨을 발생시킨 것을 나타내었다. 설비 2와 함께 진동을 일으키는 것은 rotor의 회전속도(1X)였다. 두 설비 사이의 직접적이고 주된 차이점은 설비 1의 1번 베어링에서 발생하고, 설비 2는 2번 베어링에서 발생한다는 것이다. 설비 1은 1차 위험속도에서 발생하고 설비 2는 2차 위험속도에서 발생했다.
원인추정	이 문제는 rotor굽힘, 질량 불평형, 장착된 틸팅 패드 베어링의 낮은 감쇠가 조합되어 발생했다.
대책실시	이 낮은 감쇠는 rotor를 오랜 기간 동안 위험속도에 있게 했다. 초기 위험속도는 2,700rpm에서 시작되었고, 설비는 약 3,050rpm에서 발생한 것이다. 1번 베어링 평형잡이 평면이 설비 내부로 가지 않고 접근될 수 있고, 설비가 1번 베어링 진동에 대해서 발생되고 있기 때문에, 1번 베어링 상에서 단면 평형잡이를 하기를 결정했다. 이것은 비슷한 크기와 속도를 가진 터빈으로부터 얻은 데이터에 근거를 둔 측정 효과 시도(effect shot)로 성취되었다. 설비 2의 터빈 발전기가 좋은 운전상태에 있다는 것이 진동 데이터로부터 결론지어질 수 있다. 그러나 터빈은 질량 불평형과 증기 가진(부하)에 의한 진동에 대해서 민감한 설계되었다. 2차 위험속도를 운전속도보다 위에 위치시킬 가능성을 결정하기 위해서 베어링 재설계를 고려하도록 권고되었다. 근접 센서(변위 변환기)를 설비에 영구히 장착하여 상대 축 진동을 측정할 것이 권고되었다. 이 센서는 기기보호(경보와 운전정지), 평형잡이, 진동분석을 위해 이용될 수 있다. 설비 1의 평형잡이는 여러 가지 인자들 때문에 많은 운전을 필요로 했다. 첫 번째, 설비는 12개월 이상 이송대에 헛되어 놓여 있었다. 이런 방치가 rotor 굽힘을 또 발생시켰다. 설비가 운전되었을 때 굽힘은 rotor의 정상적인 가열 때문에 증가했다. 평형잡이 과정의 초기 단계 동안에 평가된 속도에서 설비를 운전할 수 없음으로 해서 이 가열이 복합되었다. 굽힘의 대부분 첫 6개월간의 평형잡이 후 제거되었다. 두 번째, 평형잡이 프로그램에서 여러날 주목된 약간의 마찰은 평형잡이 결과를 약간 방해했지만 평형잡이 프로그램의 길이에는 어떤 효과도 미치지는 않았다. 설비는 현재 운전 상태가 좋다. 어떤 뚜렷한 문제는 없다. 표 2는 평형잡이 프로그램이 완성된 후의 최종적인 계측치를 제공하고 있다. 표 2 설비 1의 최종적인 데이터 -------------------------------------- Bearing Number Position Bearing Cap Data Horizontal Direction -------------------------------------- 1 Turbine Governor Bearing 12.4 2 Turbine Low-Pressure Bearing 8.4 3 Input Shaft Gearbox Bearing 8.9 4 Output Shaft Gearbox Bearing 1.0 5 Inboard Generaror Bearing 9.4 6 Outboard Generator Bearing 16.8
교훈	이들 설비에 대한 주관심사는 이들 설비의 민감한 특성이다. 이 설비들의 열에 대한 민감한 문제 때문에 단 한번의 평형잡이 시도가 24시간 간격으로 수행되어야 했다. 하루에 한번의 운전이 일관되고 신뢰성 있는 데이터에 대해서 허용될 것이다.여러 날 운전에서 계측된 데이터는 첫 번째 운전 후 계측된 데이터가 열굽힘 때문에 엇갈린 온도였고 타당하지 않고 오랜 기간 동안 놓여져 있었다면 설비를 낮은 속도 (<750rpm)에서 24시간 동안 회전시켜야 한다. 이것이 굽힘을 회전으로 없애게 한다. 또한 다음의 분해 수리에서는 고속 평형잡이 장소(pit)내에서 평형잡이 되어야 한다. 이것이 설비가 재조립된 후의 평형잡이에 대한 필요를 없앨 수 있다. 필요하게 될지도 모르는 평형잡이는 트림 시도(shot)이고, 이 프로젝트가 소요했던 시간만큼은 걸리지 않을 것이다
참조문헌	K.R.Guy, Case Histories : Power Industry, Vibration Institute, 1993

사례 T- 4	증기터빈의 불평형 공진속도의 비정상적 변동	터빈, 발전기
		정렬불량진동

해당기계	Westinghouse, 350MW, Cross compoumd 증기터빈, 펜실바니아전력회사, Brunner Island 1 호기, 운용개시후 20년경과.
발생현황	정격회전속도에서 cost down감속시에, HP터빈의 2번 베어링에 있어서 최대진폭 0.5mmp-p의 격심한 불평형진동이 발생하도록 되고, 그것도 최대진폭이 발생하는 속도가 1400에서 2000rpm으로 변동하도록 되었다.
해석 및 자료분석	유한요소법을 이용하여 rotor베어링계를 모델링하고 베어링의 정렬(alignment)을 다양하게 변화시켜, 응답의 변동을 이론적으로 조사하였다. 그 결과, 2번 저널베어링(틸팅패드베어링)의 정렬과 예압계수를 변화시켜서 진동응답을 조사한 즉 그림 1 a), b)에 나타나듯이 2번 베어링의 예압계수를 0.4로 증가하면 진동진폭의 저하가 얻어지는 것이 판명되었다.
원인추정	고압터빈의 베어링중 하나가 정렬불량 때문에 무부하상태로 되고, 감쇠가 듣지 않게 되었다고 추정.
대책실시	2번 베어링의 예압계수를 0.4로 하여 진동진폭저하를 표현하였다. 해석의 예측대로 #2베어링의 예압계수를 0.4로 증가한 즉, 진동이 줄어들었다. 또 예압계수의 증가에 의해 정렬불량(misalignment)에 대한 진동감도를 저하시킬 수 있었다.
교훈	Multi-bearing system에서는 베어링의 alignment의 설정 및 그 변화에 항상주의를 기우릴 필요가 있다.
참조문헌	Mccloskey ; troubleshooting power rotating machinery vibration problems using computational techniques : case histories, IMechE, C432/137, 1992, p.239-250

사례 T- 5	고압 증기터빈 베어링 틈새 및 Rotor 변형에 의한 진동	터빈, 발전기,베어링
		저널베어링진동

해당기계	고압터빈발전기(320MW, 3000rpm, 그림 1), HP, IP, LP1, LP2, GE은 강 커플링, HP와 IP베어링은 Tilting pad(4 pad) 베어링
발생현황	No. 2 베어링 위치(그림 1)에서의 고압터빈 축진동만이 다음 특징을 보였다. 1) 무부하증속시, 저속 영역에서 진폭과 위상이 큰 잔류 편심의 영향이 나타났다. 정격속도에서 110μm p-p의 큰 진폭에 도달하였다(회전동기 진동). 2) 이후 부하를 증가시키면, 진동의 위상은 변하지 않고 진폭이 크게 변화 (190MW에서 250μm p-p)하고, 진동중심은 190MW에서 885μm로 이 동을 나타내었다(그림 2). 베어링 직경틈새는 450μm이다.
해석 및 자료분석	Taper spacer 삽입에 의한 No. 2 베어링 위치에서의 rotor 변형이 동일위치에서 rotor runout을 상쇄시키도록 rotor의 유한요소모델을 만들어 해석하였다. 보충실험(그림 5(b))을 하고, space면의 테이퍼(2/10000)를 산출하고 이의 40%를 실기에 set하였다.
원인추정	베어링 직경틈새를 넘어서 축중심이 이동하는 것은 제작한 베어링의 틈새 또는 그 부착에 잘못이 있다고 판단하여 No. 2 베어링을 분해하여 베어링 틈새에 0.57mm의 틈새를 발견하여 수정함
대책실시	진동진폭은 부하의존성이 없어지고 작게 되었으나(그림 4), 여전히 110μm p-p정도가 있다. 고압터빈 축변형을 측정(No. 1, 3 지지)한즉 110μm p-p였다. 이는 과거의 접촉사고 때문이다. 단기간에 rotor의 교환이 불가능하므로 HP와 IP를 연결하는 커플링플랜지 사이에 taper spacer를 삽입하여 축변형(runout)을 저감하는 방법을 검토하였다(그림 5(a)). 저속영역에서는 taper spacer의 삽입효과로 진동치는 저감되고 있다(그림 6). 정격속도부근에서는 대책효과가 나아지고 있지 않다.
교훈	베어링과 하우징 사이에 틈새가 있으면, 부하에 의해 변화하는 큰 진동이 생긴다. 가공, 검사 및 조립을 확실히 한다. 커플링 플랜지 사이에 taper spacer를 삽입하면 저속영역에서 축 runout을 보정할 수 있다. 축 runout이 크고 이것이 진동으로서 계측되고 있고, spacer의 삽입에 의해 이것을 보정하고자 하는 것은 올바른 대책으로 생각되지 않는다. rotor 불평형등을 충분히 고려하고 있지 않기 때문에 정격속도에서는 대책효과가 나아지고 있지않다.
참조문헌	Lapini, Correction of Vibration Problem on an HP Steam Turbine due to Clearance in Bearing and to a Permanent Rotor Distortion, Proc, IME, C432/067, pp. 233-238, 1992

사례 T- 6	증기터빈 지지부의 열변형에 의한 진동	터빈, 발전기
		불평형진동

해당기계	증기터빈(5400rpm, 16000kW, 그림 1)
발생현황	증기터빈 거버너부의 진동이 급격히 상승하였다(그림 2).
해석 및 자료분석	진동원인을 조사한 즉, 거버너부에서의 진동속도 진폭(overall치)이 매우크다. 따라서 진동원은 거버너측에 있는 것으로 생각하여 확인한 바 거버너 지지부가 터빈의 복사열을 받아 가열되고 열변형이 발생하였다. 그림 3은 점 ①의 축방향에서의 진동스펙트럼을 나타낸다. 회전주파수 성분(fo=90Hz)만이 발생하고 있다.
대책실시	터빈측의 고온이 거버너 지지부에 복사되지 않도록 터빈측에 보온재와 열판을 새로 설치한 후, 진동은 정상적으로 복구되었다. 정상운전시의 진동진폭이 많이 감소한 것을 그림 2, 3에서 확인할 수 있다.
교훈	주위의 고온환경의 영향에 의해 지지부가 열변형을 일으키고 이에 의해 정렬불량(misalignment)이 발생하므로 진동이 증가하게 된다. 주위환경에 유의할 것.
참조문헌	Maki, 진동법에 의한 설비진단의 실제, 일본 Plant maintenance협회, p. 267. 1993

7. 사례 T-7

 보일러급수펌프구동용증기터빈의열굽힘진동

 터빈, 발전기

강제진동

대상기계

 보일러급수펌프(6단 양흡입, 4800psi, 4000∼5200rpm), 증기터빈(6단, 16700HP)

발생현상

 보일러 급수펌프가 정전후 운전을 위해 회복되었지만, 터빈구동기에서 심한 반경방향의 rub가 발생했다. 펌프의 정상 운전속도는 4,000과 5,200rpm사이이다. 마찰 손상에 대한 점검후 초기 회전에서 위험속도진폭이 약 203μm였다. 정상적인 위험속도진폭은 89μm이하이다. 마찰이 발생하기전 가동싱에 측정된 데이터는 높은 위험속도진폭을 나타내지 않았다. 수집된 모든 정보는 문제가 1X진동이라는 것을 나타냈다.

해석 및

자료분석

 모든 데이터가 1X 진동을 표시하므로 터빈은 평형잡이가 필요한 것 같았다. 초기 필터링된 진동 데이터는 터빈에 정적 불평형이 있음을 나타냈다(표 1). 이 설비에 대한 이전의 평형잡이 데이터는 없었다. 설비는 과거에 평형잡이 문제는 없었고 정지 분해수리때 어떤 작업도 하지 않았으며 혹은 연속적인 마찰 점검이 평형잡이 문제를 야기시켰을 것이다.

표 1 터빈의정적불평형을나타내는데이터

-------------------------------------

Speed(rpm) Bearing Amplitude Phase Angle

-------------------------------------

1,200 HP 18 147

LP 8 150

-------------------------------------

4,160 HP 48 325

LP 91 340

-------------------------------------

4,690 HP 81 332

LP 254 30

------------------------------------

마찰 문제에 대한 이전 이력(case history)으로 부터의 자료와 설비 정지시의 자료에 대한 재검토는 터빈이 마찰이 발견된 후 즉시 정지되었다는 것을 나타낸다. 터빈을 냉각시키기 위해서 통상적으로 설비는 1,200rpm으로 느리게 회전되고 그후 펌프를 냉각시키기 위한 터닝 기어(turning gear)를 움직인다. 이것은 설비를 느리게 냉각시킨다. 그러나 이 예에서는 설비가 고온일 때 정지되었다.

진동진폭이 4,630rpm에서 최대 216μm에 도달했다. 표 2는 속도에 대한 진동데이터를 나타낸다. 진동이 저압단(토출단)에서 고압단(흡입단)으로 바뀌는 것을 알 수 있다.

실시한대책

 표 2 속도에관한진동데이터

------------------------------------

Speed(rpm) Bearing Amplitude Phase Angle

------------------------------------

1,200 HP 15 170

LP 10 155

------------------------------------

4,180 HP 69 323

LP 127 2

------------------------------------

4,630 HP 216 13

LP 46 47

-----------------------------------

설비의 고온 정지는 설비를 굽히도록 하였다. 이전의 정보가 없는 평형잡이 작업이 어렵다고해도 터빈에서의 휨 평형잡이 되어야 한다고 권고되었다. 진동이 끝단을 바꾸기(swap) 때문에 절충된 평형잡이가 휨을 평형잡이하기 위해 행해져야 한다는 것이 권고되었다.

표 3 평형잡이결과

====================================

Speed(rpm) Bearing Amplitude Phase Angle

===================================

1,200 HP 13 139

LP 13 140

-----------------------------------

4,180 HP 20 318

LP 45 274

------------------------------------

4,630 HP 31 341

LP 28 265

------------------------------------

인용문헌

 K.R. Guy, Case Histories : Power Industry, Vibration Institute, 1993

8. 사례 T-8

 베어링 Set Screw의느슨함에기인하는진동

 터빈, 압축기

느슨함진동

대상기계

 6단 증기터빈(Elliott SPEG-6)구동 7단 원심압축기(Elliott38-MS-7), 오일정제 사이클 프로세스 프랜트용(그림 3)

발생현상

 수리(저널베어링 교환, 압축기 rotor재처리, 터빈 rotor재생) 후에 재조립을 실시하고 시운전에 들어간 단계에서 최대 51μm정도의 불평형진동이 잔류하였으나, 정상적인 가동으로 생각되었다. 그러나 터빈 베어링 축심위치가 베어링 gap을 넘어서 움직이고 있는 데이터가 관찰되었다(그림 2). 압축기의 베어링 축심은 거의 정상이었다.

해석 및

자료분석

 베어링의 set screw고정방법은 그림 3과 같다. 나사 고정토크는 규정으로27N·m였으나, 이것이 실제로는 부족하였다고 판단하였다.

원인추정

 그림 1과 같이 정상인 운전의 과거 데이터에서는 위치각 (α)가 20°∼ 40°로 제 4분원(우측 하향원)에 있었다. 이번 이상현상의 발생원인으로서,

1) 터빈 배기단 No.2 베어링이 마찰되었다. 더구나 surge등에서도 베어링 preload가 변화하고, 진동진폭과 위상은 크게 변화하였다.

2) alignment miss를 일으키고 있는 것으로 판단. 그러나 alignment설정치 는 과거 데이터의 연장선상에 있고, 정상.

3) alignment가시시각각변동하고있다고판단. 베어링의 set screw가느슨해진것으로추정

실시한 대책

 기계의 통상회전시에 set screw를 더욱 조인 즉, 그림 4와 같이 축심(shaft center)은 gap내의 정상위치로 돌아왔다. Preload가 증가하고 회전주파수성분(1X)의 진폭/위상도 좋은 방향으로 변화하였다. shut down시에 베어링을 점검한 결과, 상부 베어링이 손상(그림 5)되어 있었다. 터빈 rotor가 너무 떠 있었기 때문에 alignment를 재조정. 최종적으로 그림 6과 같이 축심은 정상적인 위치각(attitude angle)에 오게 되었다.

교 훈

 축중심선(shaft center line) 데이터를 감시하는 것에 의해 기계의 조정을 직접 확인할 수 있고, 1X진동의 보드선도만의 사용보다 유용한 대책을 세울 수 있다. 축중심선 감시기능을 병용한 Bently사의 와전류 변위계의 필요성이 강조되고 있다.

인용문헌

 Orbit, 1993년 2월호, p. 8∼11, Bently Nevada사

▒ 사례 T-8 그림 ▒

9  대형 증기터빈 운전중의 갑작스런 진동변화 (불평형진동 )

가. 대상기계 :  발전용 증기터빈(500MW, 3000rpm)

나. 발생현상 : 영구적인 on-line 감시에서 불평형의 갑작스런 변화가 발견되었다. 터빈은은 전부하로 운전되고 있었고, overhaul이후에 몇주동안 계속 운전되었다. 낮은 전력 수요 때문에, 2번 터빈이 잠시 정지되었다. 다른 장치의 터빈들은 그때에 어떤 진동변화도 나타내지 않았다. 운전주파수(1X) 벡터상의 0.5∼2.0㎜/s rms의 진동변화와 축 근접 probes에서 5∼25㎛ peak의 변화가 베어링의 속도 변환기에서 보여졌다. 기초 경고(alarm)와 정지(trip)시스템에서의 전체 레벨은 경고제한치아래에 있었으나, 감시용 컴퓨터 시스템에서 어떤 변환기에서 vector 경고기준을 넘었다. 그때에 운전 제한 요소의 어떤 변화도 없었고 전력망(power net)상의 기지의 장애도 없었다.

다.해석 및 자료분석 : 그림 1은 몇몇 변환기로 부터의 선도와 또한 pen-recorder로 부터의 oveall 레벨을 보인다. 변환기의 정확한 위치는 그림 1과 2에 나타냈다. LP-1 rotor상의 근접 probes 상에서 가장 큰 변화가 주목된다. 이 rotor는 overhaul동안에 제거되어 있었고, 그래서 양쪽에 커플링들은 최근에 개방되었다. 어쨌든 그때에 터빈제작자로부터 커플링들에는 문제가 없을 것이라는 이야기를 들었다.

진동변화에대한 영향계수행렬을 이용한 계산은 LP1의 발전기쪽에서의 진동변화를 지적하였다. 변화의 크기는 커플링변화로부터 발생할 가능성뿐만 아니라 블레이드의 손실때문일 가능성도 있었다.

좀더 자세히 분석할 수 있도록 다른 터빈을 운전시키기로 결정했고, 그때 문제의 터빈은 정지시킬 수 있었다. rundown은 발생한 문제에 대한 좀더 많은 정보를 줄 것이다. 그리고 필요한 다른 어떤 측정과 검사도 가능케한다.

라. 원인추정 및 실시한 대책

 rundown동안에, 1차 위험속도를 정상치보다 훨씬 더 높은 레벨로 통과했다. 500rpm에서 측정된 편심은 LP1과 LP2사이의 커플링변화를 지적하는 것이다. dial-indicator로 측정한 결과, 그 커플링에서 커플링변화가 있었음을 확인할 수 있었다. 어쨌든 이것은 터빈을 rundown시키기 전까지는 알 수 없는 것이다. 벡터측정치와 벡터변화 분석의 영구감시는 문제의 분석과 검지에 있어 매우 중요하다. switch gear속에서 계속되는 어떤 전기적인 연결작업이 진동 변화 때에 실제로 있었다. 그리고 전기 reactor가 잠시동안 고장나 있었기 때문에, 전압변화는 정상치보다 약간 더 높았다. 이것이 커플링 변화를 일으켰다. 잘못된 커플링은 아직 정상적인 안정한 위치에 있지 않았고, 그래서 커플링을 교체하였다.

마.인용문헌 :    rmY. Vidh ddot o g , Vibration Diagnostics of Rotating Machines in Nuclear Power Stations in Sweden, CISM 352, Springer_Verlag, 1993

10. 고압터빈 Rotor의 가벼운 Rubbing진동 (rubbing진동 )

대상기계

 발전플랜트용 고압터빈(HP) rotor

발생현상

 기계가 정상상태에 있는 동안 상태감시시스템과 도표기록계에서 HP 편심(eccentricity)의 overall rms레벨은 불규칙한 형태로 변화하기 시작하는 것을 나타내었다. 이것은 편심이 정상상태로 되돌아가는 사이의 짧은 주기동안에 일어났다. 그 레벨은 100㎛의 양진폭(p-p)이상 값까지 약 100% 점진적으로 증가하였고, 감소하기전 한시간동안 계속 유지되었다. 다른 비정상적인 거동은 그 레벨이 증가하고 다시 감소하는 주기적인 형태로 overall레벨이 증가하는 것으로, 그 평균주기는 반 시간에서 두 시간사이에서 모두 일정하다.

해석 및

자료분석

 운전원이 조속기(governor)밸브를 서너번 열고 닫아 보았지만, 문제를 제어하는 만족할 만한 방법이 아니었다. 한 행정(excursion)동안의 축 probe의 정밀감시의 주기는 상황을 명백히 하였다. 1X진동의 정밀측정에서 진폭과 위상이 두시간 동안에 약 6분간격으로 기록되었다. 결과는 그림 1에서 알 수 있다. 각각의 진폭변화와 관련된 것은 현저한 위상변화였다. HP의 끝단부나 IP rotor에서의 운동은 역위상으로 일어났다. 이제까지 가장 큰 진폭변화는 HP의 후부(rear) 베어링에서 관측되었고, 이 위치는 현장의 상태감시장치에 의해 감시되지 않는 위치이다. 축진동벡터의 이러한 slow roll은 축의 rubbing을 나타내는 것이다. 이 데이터와 다른 행정동안에 얻어진 데이터로부터 HP후부베어링에 아주 가까운 곳에 rubbing이 있다는 것이 예측되었다.

그림1의 행정을 통한 기동 중간에서 그림2는 HP 앞면의 수직벡터에 따라 투영되었을 때에 측정된 성분인 HP와 IP축의 투영된 모드(projected mode)를 나타낸다. 이 선도로부터 문제가 있는 곳을 명확히 알수 있다.

원인추정

 베어링대의 oil wiper의 rubbing에의한진동으로추정

실시한 대책

 다음의 적당한 운전정지 기간동안에 베어링대(pedestal)의 덮게는 제거되었고, pedestal oil wiper가 축상의 rubbing으로 인해 carbon이 꽉 차있는 것이 발견되었다. 기계가 다시 운전되었을 때 편심문제는 사라졌다. 12개월 후에 그문제는 다시 발생했고, 부하상태의 축 데이터로부터 즉시 분석되어, 그후의 운전정지기간중에 oil wiper로부터 carbon이 제거되었다.

인용문헌

 P. Bastow and R. Fenner, The Practical Application of On-Line Systems to the Diagnosis of Machine Problems, CISM 352, Springer_Verlag, 1993

▒ 사례 T-10 그림 ▒