Development of a Multi-Tasking Machine Tool for Machining Large Scale Marine Engine Crankshafts and Its Design Technologies

◆ 특집 ◆ 초대형 부품가공용 복합가공기 기술

대형 선박엔진 크랭크샤프트 가공용 복합가공기 기술 개발

Development of a Multi-Tasking Machine Tool for Machining Large Scale Marine Engine Crankshafts and Its Design Technologies

안호상^1,
, 조용주¹, 최영휴², 이득우³ Ho Sang An^1,
, Yong Joo Cho¹, Young Hyu Choi² and Deug Woo Lee³

1 한국정밀기계㈜ 기술연구소 (R&D Center, HNK Machine Tool Co., Ltd.) 2 창원대학교 메카트로닉스공학부 (School of Mechatronics Engineering, Changwon National Univ.) 3 부산대학교 나노메카트로닉스공학과 (Department of NanoMechatronics Engineering, Pusan National Univ.)

Corresponding author: [email protected], Tel: 070-7019-6534 Manuscript received: 2011.12.20 / Accepted: 2011.12.30

A multi-tasking machine tool for large scale marine engine crankshafts has been developed together with design technologies for its special devices. Since work pieces, that is, crankshafts to be machined are big and heavy; weight of over 100 tons, length of 10 m long, and diameter of over 3.5 m, several special purpose core devices are necessarily developed such as PTD (Pin Turning Device) for machining eccentric pin parts, face place and steady rest for chucking and resting heavy work pieces. PTD is a unique special purpose device of open-and-close ring typed structure equipped with revolving ring spindle for machining eccentric pins apart from journal. In order to achieve high rigidity of the machine tool, structural design optimization using TMSA (Taguch Method based Sequential Algorithm) has been completed with FEM structural analysis, and a hydrostatic bearing system for the PTD has been developed with theoretical hydrostatic analysis.

Key Words: Multi-tasking Machine Tool ( 복합가공기), Crankshaft (크랭크샤프트), Hydrostatic Bearing(유정압 베어링), Pin Turning Device ( 핀 터닝 장치), Revolving Ring Spindle (회전 링 스핀들), Design Optimization (최적설계)

1. 서론

우리나라는 대형 선박용 엔진 제조 능력에서 세계 최고의 위치를 유지해 오고 있는데, 경쟁국 에 비해 유연한 설계능력과 납기준수라는 신뢰를 바탕으로 ‘03 년부터 세계시장의 35~40% 점유율을 유지하며 세계 제 1 위를 고수하고 있다. 하지만 선박엔진의 핵심부품들을 가공할 수 있는 가공기 계는 대부분 수입에 의존하고 있는 실정이며, 그 중에서도 특히 고부가가치를 인정받아 세계일류상

품으로 선정된 바 있는 대형 크랭크샤프트를 최종 정삭 가공할 수 있는 복합가공기는 가격이 고가일 뿐만 아니라 수입의존도가 높아서 국산화 개발을 통한 수입대체의 필요성이 절실하였으나 고도의 공작기계 설계기술과 막대한 개발 비용이 요구되 어 국산화 개발이 어려웠다.

공작기계는 생산제조 기계를 만드는 기계로서

공작기계 기술은 말 그대로 제조업의 원천기술이

라고 할 것이다. 공작기계 기술은 100 년여년에 걸

쳐 NC 기술의 적용, 고정밀화, 고속화, 복합다기능

화, 등으로 진화되고 발전되어 왔는데 최근에는 고능률화와 친환경/省 에너지 대응, IT 기술 융합이 가능한 신개념 공작기계 기술에 대한 요구와 관심 이 점증하고 있다.

대형 선박엔진용 크랭크샤프 가공기도 이러한 공작기계의 기술발전 추세와 소 비자들의 요구를 충족시키기 위하여 복합다기능화 와 고정밀화, 그리고 친환경 대응 기술을 중심으 로 기술개발 연구가 이루어 지고 있다.

본 논문에서는 대형선박엔진용 크랭크샤프트 가공용 복합가공기의 설계 및 제작 원천기술 개발 을 위하여 고정밀 대형 주축대를 포함한 본체 구 조물의 고강성 경량화 최적설계기술과 가공기의 핵심 구성 요소인 크랭크 사프트 핀 부의 선삭가 공을 위한 핀 터닝 장치(pin turning device, PTD)의 설계기술과 제작기술을 연구 개발하고자 한다.

2. 대형 크랭크샤프트 가공기의 구성과 제원

본 연구에서 개발하고자 하는 가공기는 대형 선박엔진용 크랭크샤프트 가공용 복합가공기로서 주축대의 스핀들을 이용한 공작물이 회전하는 방 식의 선삭과, 핀 터닝 장치 내의 링 스핀들을 이 용한 공구가 회전하는 방식의 선삭을 하나의 장비 에서 한번 셋업으로 수행할 수 있으며, 시스템의 구성은 Fig. 1 에 나타내었다.

Fig. 1 Configuration of the multi-tasking machine tool for machining large scale marine engine crankshafts

Fig. 1 에서 보는 바와 같이 전체 가공기 시스템 은 주축대(headstock)와 면판(faceplate), 공구대(tool post), PTD, 방진구(steady rest), 공작물 베드(work bed) 와 공구대 베드(carriage bed) 등으로 구성된다.

이 중에서 저널부의 가공 정밀도를 결정하는 고정

밀 고강성 주축대와 핀 부의 가공 정밀도를 결정 하는 핀 터닝 장치, 대형 고중량 공작물을 가공 중에 정밀하게 지지할 수 있는 고강성 방진구가 핵심 장치들이다.

가공 대상으로 하는 공작물인 크랭크 샤프트는 크기가 지름 3.5 m, 길이 10 m, 무게 100 tons 에 달 하며, 주요 가공 부위로는 저널(journal) 부와 편심 축인 핀(pin) 부이다. 저널은 공작물을 회전시켜 가 공하는 일반적인 선삭 공정으로 가공하고, 핀 부 는 저널 축에서의 편심 거리가 너무 커서 공작물 을 회전시켜 가공하는 것이 불가능하기 때문에 공 구를 회전시켜 가공하게 된다. 이를 위해 링 형태 의 스핀들의 내부에 공구가 부착되고 내부 공구가 링 중심으로 이송할 수 있는 축이 부가된 PTD 라 는 특수장치가 개발되었다. 가공기 시스템의 목표 성능과 주요 제원은 Table 1 에 나타내었다.

Table 1 Target performance specifications of the multi- tasking machine tool

Specification Target value Work piece size Ф3,500×10,000 mm

Spindle

Diameter Ф710 mm

Speed 50 rpm

Run out 8 μm Static stiffness 10,000 N/ μm Positioning accuracy of

turning ring 15 μm Machined dimensional

Accuracy (cylindricity) 20 μm

3. 크랭크샤프트 가공기의 핵심요소 설계 및 제작기술

3.1 본체 구조 고강성 경량화 최적설계 기술

가공기의 본체 구조물의 강성을 결정하는 작용

력 루프(force loop)는 주축대, 공작물과 워크 베드,

방진구, 공구대로 구성되는데, 작용과 반작용을 고

려하면 공작물을 기점으로 공구대-베드 루프가 작

용력 루프라고 할 수 있고, 주축대-방진구-워크 베

드 루프는 반작용력 루프라고 할 수 있다. 그러므

로 구조물 본체의 고강성 경량화 설계를 위해서는

반작용력 루프에 해당하는 본체 구조물에 대하여

구조해석과 최적설계를 수행하였다.

Fig. 2 Finite element model of the multi-tasking machine tool

Fig. 2 는 대형 선박엔진 크랭크샤프트 가공용 복합가공기 본체 구조물의 구조해석을 위한 유한 요소 모델이다. 작용하중으로는 면판의 중앙에 X, Y, Z 축 방향으로 각각 크기 5,000 N, 3,000 N, 3,000 N 의 조화 절삭력(harmonic cutting forces)이 작용한 다. 경계조건으로서는 주축대와 베드의 바닥 면에 있는 마운팅 절점들은 모두 구속시켰다. 유한요소 모델링 데이터와 재료 물성치는 Table 2 에 정리하 였다.

Table 2 FEM modeling data of a crankshaft

FE model

Element type Shell 63 No. of node 32,776 No. of element 34,670

Material property

Material GCD 300 Steel Young’s

Modulus (GPa) 98 210 Poisson ratio 0.25 0.3

Density 7,250 7,800 Boundary

conditions

Fixed all mounting nodes at bottom of the headstock and work bed 본체 구조 고강성 경량화 최적설계를 위한 설 계 변수와 최적설계 문제 정의는 다음과 같다.

Find : X = { x x

, , ,

x

} (1) to minimize : ( )

( )

1,2,3

i

f w f i

= f x =

x (2)

subject to : g f ≤

:

0.005µm/N (3)

2

:

0.04µm/N

g f ≤ (4)

where,

13

1

( )

i j

f ρ A x ρ A x

= =

=

+

x ; structure weight

2

0

( )

f F

δ

=

=

x ; static compliance

3

( )

f F

= δ

x ; dynamic compliance

위에서 N 은 설계변수 x

에 해당하는 부재를 제 외한 부재의 개수이며 A

는 j-부재의 면적이다. 13 개의 설계변수는 Fig. 3 에 나타낸 바와 같이 주축 대 구조 부재의 두께이다. 주축대의 주요 부재를 설계변수로 정한 이유는 구조해석 결과 변형과 응 력이 주축대 부재에 집중적으로 발생하였기 때문 이다.

Fig. 3 Design variables of the machine tool structure

최적설계 알고리듬은 다구찌 기반 순차적 알고

리듬(Taguchi method based sequential algorithm,

TMSA)

을 사용하였다. TMSA 는 직교배열표를 이

용하여 목적함수와 제한조건의 벌점함수로 이루어

진 평가함수(Evaluation function)의 S/N 비로부터 최

적해를 찾는 다구찌 실험계획법을 기반으로 하고

있으며, 먼저 전역 설계변수 공간 S 에서 정의된

Table 3 Comparison of design variables before and after optimization (unit : mm)

Variables x

x

x

x

x

x

x

x

x

x

x

x

x

Before optimization 80 80 80 40 40 40 40 40 40 50 110 50 100 After optimization 82 80 82 50 46 42 66 50 36 60 104 56 104 설계변수에 대하여 임의의 국부 설계 공간 Si 에서

국부해를 탐색하고, 그 국부해 주변에 새로운 국 부 탐색영역(설계공간)을 설정하여 순차적으로 새 로운 국부해를 탐색해 나감으로써 전체 설계 공간 에서 전역해를 구하는 방법이다. Fig. 4 에 TMSA 의 흐름도를 나타내었다.

Fig. 4 Flow diagram of the TMSA

최적설계 결과 설계변수들의 변화를 Table 3 에 나타내었고, 목적함수인 구조물 중량과 정·

동적 컴플라이언스의 변화는 Fig. 5 와 Table 4 에 각각 나타었다. 컴플라이언스는 강성의 역수이다.

Fig. 5 와 Table 3 의 최적설계 결과를 보면 중량의 증가가 없음에도 정적 컴플라이언스와 동적 컴플 라이언스가 각각 3%와 6% 정도 감소되었으므로 동일한 비율로 최적화 결과 구조강성이 증가된 것이다.

Fig. 5 Calculated compliances after optimization

Table 4 Comparison of objectives before and after optimization

Weight (kg) Compliance ( μm/N) static dynamic Before 87,750 0.05418 0.00124 After 89,212 0.03988 0.00121

크랭크샤프트 저널 중심에서 편심되어 있는 핀 부를 공작물의 동일한 셋업 상태에서 선삭 가공하 기 위해서는 저널을 회전시키지 않는 상태로 핀을 선삭해야 하므로 부득이 핀의 외원주를 따라 공구 가 회전하면서 선삭을 하는 장치가 필요하다. 이 러한 목적으로 고안된 공구 회전식 선삭기가 PTD 이며 Fig. 6 에 장치 구성도를 나타내었다.

Fig. 6 에 보듯이 PTD 는 상∙하 본체 및 회전 링 식 주축(revolving ring spindle)로 구성되며, 모두가 분할 개폐식 구조이다. 총 중량은 24,200 kg 이고, 회전 링 주축의 내경은 Ф2,543 mm 이다. 저널 부 사이의 협소한 공간에서 이송하면서 핀 부를 가공 하여야 하기 때문에 PTD 본체를 비롯한 장치의 외형 치수는 직경방향에 비하여 축 방향의 형상치 수가 145 mm 정도로서 매우 작다.

가공 및 제작기술을 제외하면 PTD 의 핵심 설

계기술은 회전링식 주축의 유정압 베어링 설계 기

술과 본체 구조의 고강성, 경량화 설계기술이다.

축 방향 형상 치수가 매우 작은 공간 내에 분 리 개폐가 가능하며 매우 큰 지지 강성을 가진 베 어링을 설계하여야 하기 때문이다. 본체 구조설계 또한 마찬가지로 협소한 공간 내에 강력한 강성을 가지는 구조로 설계하여야 하기 때문에 기술적 난 제이다.

Fig. 6 Composition of the pin turning device

유정압 베어링(hydrostatic bearing)은 강성이 높 고 마찰이 적으며, 높은 하중을 지지 할 수 있기 때문에 대형 산업기계에 많이 쓰이고 있다. 본 연 구에서 사용된 유정압 방식은 정유량 방식의 유정 압 베어링이며 Fig. 7 은 PTD 에 사용될 유정압 베 어링의 개략도이다.

패드는 한쪽 면에 18 개씩 전체 36 개로 구성되 어 있고, 패드 하나당 오일포켓은 레이디얼(radial) 방향과 쓰러스트(thrust) 방향 각각 하나씩 총 72 개 로 구성되어 있다. Fig. 8 은 하중을 지지하는 래디 얼 방향 베어링 패드의 단면도이다.

PTD 에 사용하기 위한 윤활이론의 지배방정식 을 유도하기 위하여 좁은 틈새에서 유동이 일어나 는 베어링에 유효하게 고려될 수 있는 여러 가지 가정을 설정하였다.

(a) 유막이 면적에 비해 매우 얇아서 유막두께 방향의 속도구배를 제외한 다른 방향의 속도 구배 는 무시할 수 있다.

(b) 베어링의 곡률은 무시한다.

(c) 유체 관성력의 영향은 점성력에 비해 매우 작아서 무시한다.

(d) 윤활제에 작용하는 체적력은 무시한다.

(e) 유막두께 방향의 압력은 변하지 않는다.

(f) 유체의 미끄럼이 없는 No-slip 조건이다.

(g) 유체의 흐름은 층류상태이다.

Fig. 7 Arrangement of hydrostatic bearing pads

Fig. 8 Design of a bearing pad

이러한 가정을 바탕으로 하여 3 차원 유동이 일어나는 경우의 레이놀즈(reynolds) 방정식을 구할 수 있게 된다. 레이놀즈 방정식을 구하기 위해 아 래 Fig. 9 의 베어링 해석 좌표계를 이용하여 운동 량방정식을 구하면 다음과 같다.

J

P P F h

G G U

x x z z x t

∂   ∂   + ∂   ∂   = ∂ + ∂

∂  ∂  ∂  ∂  ∂ ∂ (5)

여기서, G=h

, F=h/2 이다.

h

dh dt

V

W U

U^J y

z x

Fig. 9 Lubrication analysis coordinates

식 (5)에 대하여 원주방향의 경계조건과 축 방향의 경계조건을 설정하고 수치해석을 수행하 였다.

Fig. 10 은 수치해석과 유정압 베어링 설계 프로 그램의 흐름도이다. 프로그램은 유정압 베어링의 간극(clearance) 변화, 압력분포 변화, 전체 작용하 중 등을 계산해내는데 Fig. 11 에 프로그램의 계산 화면을 나타내었다.

Fig. 10 Flow chart of hydrostatic bearing analysis

Fig. 11 Picture of analysis program

Fig. 11 의 프로그램을 이용하여 편심량을 변경 하면서 결과를 도출하였다. PTD 가 진원이고 하부 패드의 유량을 상부의 2 배로 공급할 때 베어링의 부하용량을 나타낸 결과를 Fig. 12 에 나타내었다.

Fig. 12 Hydrostatic analysis results in case of no roundness error in PTD

Fig. 13 Hydrostatic analysis results in case of 20 μm roundness error in PTD

Fig. 14 Hydrostatic analysis results in case of 20 μm roundness error in PTD under uniform oil supply

Fig. 15 Hydrostatic analysis results in case of no

roundness error in PTD under uniform oil

supply

베어링 부하용량은 급유량이 증가할수록, 베어 링 간극이 작아질수록, 편심량이 커질수록 크게 나타나는 것을 알 수 있다. 아래 Fig. 13 은 핀 터 너 가공시 발생되는 진원도 오차의 예상 값인 20 μm 를 적용한 결과이다. Fig. 14 는 진원도 오차가 20 μm 이고, 패드 전체의 급유량이 균일한 경우의 결과이다. Fig. 15 는 진원도 오차가 없고 패드 전체 의 급유량이 균일한 경우의 결과이다.

2) PTD 구조 최적설계

PTD 구조 최적설계도 본체 구조 최적설계와 마찬가지로 TMSA 알고리듬을 이용하여 최적설계 를 수행하였다. Fig. 16 은 PTD 의 구조해석을 위한 FEM 모델이다.

Fig. 16 FEM model of the PTD

평판요소(SHELL 63)로 모델링 되었으며 10,439 개의 절점과 11,031 개의 요소로 구성된다. 회전링 (revolving ring) 의 재질은 SCM440 이고, 나머지 부 분의 재질은 GCD500 이다. 회전링과 구조물 사이 는 유정압 베어링에 의해 지지되고 있는데 결합강 성이 아주 큰 것으로 간주하여 용접구조로 모델링 하였다. PTD 는 공구가 고정된 공작물의 원주 방향 을 따라 회전하면서 가공이 이루어지기 때문에 절 삭 시 주분력은 핀 부의 접선 방향으로 작용하게 되며, 공구가 회전각도에 따라 절삭방향이 변하게 된다. 또한 PTD 구조물의 형상이 비대칭적이므로 절삭력의 위치에 따라 구조강성이 달라진다. 따라 서 공구의 회전각도에 따른 PTD 구조물의 구조강 성을 분석할 필요가 있으며, 공구의 각도를 15

간 격으로 분할하여 래디얼 방향으로 하중이 작용하 고 정동강성을 구하였다. PTD 구조물의 강성은 가 공정밀도에 직접적인 영향을 주는 공구단에서의

강성이며 공구가 위치한 회전각도에 따른 정동강 성 중에서 가장 취약한 값을 PTD 구조물의 구조 강성으로 정의한다. 먼저 FEM 조화응답해석 결과 로부터 Fig. 17 과 같이 공구의 회전각도에 따른 구 조물의 정동적 컴플라이언스를 구한 결과, 공구의 위치가 15° 일 때 정동적 컴플라이언스가 각각 0.0008 μm/N, 0.029 μm/N 으로서 가장 취약한 것을 알 수 있다. 따라서 15° 위치에서 절삭력이 작용할 때를 기준으로 최적설계를 수행하였다.

Fig. 17 Computed compliances with tool rotation angle

PTD 의 최적설계 문제는 다음과 같이 정의된다.

Find : X = { x x

, , ,

x

} (6) to minimize : ( )

( )

1,2,3

i

f w f i

= f x =

x (7)

subject to : g f ≤

:

0.0008µm/N (8)

2

:

0.029µm/N

g f ≤ (9)

where,

13

1

( )

i j

f ρ A x ρ A x

= =

=

+

x ; structure weight

2

0

( )

f F

δ

=

=

x ; static compliance

3

( )

f F

= δ

x ; dynamic compliance

위에서 N 은 설계변수 x

에 해당하는 부재를 제 외한 부재의 개수이며 A

는 j-부재의 면적이다. 13 개의 설계변수는 Fig. 18 에 나타낸 바와 같이 PTD 구조 부재의 두께이다.

Fig. 18 Design variables of the PTD structure 최적설계결과 정적 컴플라이언스와 동적 컴플 라이언스가 각각 0.00077 μm/N, 0.0028 μm/N 로 약 간씩 감소되어 강성이 증가된 반면에 중량은 24,200 kg 에서 23,281 kg 으로 약 3.8% 감소되었다.

4. 결론

전장 10 m, 직경 3.5 m, 무게 100 tons 의 초대형 크랭크샤프트를 한번의 셋업으로 정삭 가공할 수 있는 복합가공기는 전량 수입에 의존하고 있는 실 정이다. 본 연구에서는 초대형 크랭크사프트 가공 용 복합가공기 개발에 필요한 원천기술이라고 할 수 있는 본체 구조물과 핀 터닝 장치(PTD) 구조물 의 최적설계 기술과 PTD 의 유정압 베어링 설계기 술을 개발하여 설계에 성공적으로 적용한 결과를 소개하였다.

향후, 매우 큰 편심 질량을 갖는 공작물의 불 평형 토크 작용시의 주축 회전의 등속도 제어 기 술, 개폐식 PTD 의 고정밀 제작기술, 초대형 복합 가공기의 시험평가 기술 등에 대한 연구결과를 단 계적으로 발표할 계획이다.

후 기

본 논문은 지식경제부의 산업원천기술개발사업 의 “대형선박엔진용 크랭크샤프트 가공기 개발” 과 제의 일환으로 연구되었습니다. 이에 감사드립니다.

참고문헌

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2. Korea Machine Tool Manufacturers’ Association,

“Machine Tool Statistics Handbook,” 2008.

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4. An, H. S., Cho, Y. J., Choi, Y. H. and Lee, D. W.,

“Development of Multi-tasking Machine Tools for Large Scale Marine Engine Crankshaft,” Proceedings of KSMTE Spring Conference, p. 16, 2010.

5. Choi, H. B. and Jo, S. K., “Vertical Lathe for Machining Large Scale Parts of Wind Power Generator,” Proceedings of KSMTE Spring Conference, p. 18, 2010.

6. Sim, K. S., Jang, S. H., An, H. S. and Cho, Y. J. and Choi, Y. H., “A Study on the Structural Optimization Design of a Pin Turning Device,” Proceedings of KSPE Spring Conference, pp. 855-856, 2010.

7. NSK, “Technical Repot,” pp. 62-82, 1992.