Effect on Seal Tooth Clearance on Power Loss and Temperature of Tilting Pad Journal Bearing

DOI https://doi.org/10.9725/kts.2018.34.5.183

씰 투스 간극이 틸팅 패드 저어널 베어링 손실과 온도에 미치는 영향

방경보^1,†ㆍ최용훈¹ㆍ조용주²

1

두산중공업 터빈발전기그룹,

부산대학교 기계공학과

Effect on Seal Tooth Clearance on Power Loss and Temperature of Tilting Pad Journal Bearing

Kyungbo Bang

, Yonghoon Choi

and Yongju Cho

1

Doosan Heavy industries & Construction

2

Dept. of Mechanical Engineering, Pusan National University

(Received June 25, 2018; Revised September 20, 2018; Accepted September 26, 2018)

Abstract – Tilting pad journal bearing is widely used for steam turbines because of its excellent dynamic sta- bility. As the turbine capacity increases, power loss in the bearings becomes a matter of concern. Power loss in tilting pad journal bearings can be reduced by increasing the bearing clearance and reducing the pad arc length.

In this study, the tilting pad journal bearing is tested by changing the seal tooth clearance to verify the static char- acteristics of the bearing. Bearing power loss and bearing metal temperature are evaluated to compare the bear- ing's performance and reliability for several test cases. The test bearing is a tilting pad journal bearing with 300.62mm inner diameter and 120.00mm active length. The bearing power loss, its metal temperature, and oil film thickness are measured and evaluated based on the rotor's rotational speed, oil flow rate, and bearing load.

Test results show that a tilting pad journal bearing with large seal tooth clearance has 40% lower power loss com- pared with a bearing with a small seal tooth clearance. As the seal tooth clearance is increased, the power loss of the tilting pad journal bearing decreases. However, with respect to the bearing metal temperatures, a detuning point is observed that makes the minimum bearing metal temperature. Moreover, as the seal tooth clearance is increased, the oil film thickness increases due to high viscosity.

Keywords – tilting pad journal bearing( 틸팅 패드 저어널 베어링), power loss(동력 손실), temperature(온도), end seal( 엔드 씰), seal tooth(씰 투스)

Nomenclature

Q

=Forced flow (L/min) Q

=Side leakage (L/min) Q

=Inlet flow (L/min) Q

=End flow (L/min)

1. 서 론

증기터빈은 고온 고압의 증기를 회전운동으로 만드는 장치다. 전기는 증기터빈 로터와 연결된 회전하는 발전 기에 의하여 만들어진다. 최근 증기터빈은 고효율, 고안 정성, 고용량으로 개발방향을 가진다[1]. 이러한 요구 조 건을 충족하기 위하여 최적의 베어링을 설계하고 선정 하는 것은 터빈이 운전하는 동안 발생할 수 있는 진동 과 온도 문제와 같은 신뢰성 측면과 기기의 효율 측면에 서 매우 중요하다. 화력용으로 설계된 고압 증기 터빈은

†

Corresponding author: [email protected] Tel: +82-55-278-3721, Fax: +82-55-278-8431 http://orcid.org/0000-0002-7317-1658

ⓒ 2018, Korean Tribology Society

메탈온도는 베어링 재료인 바빗(Babbitt)강도를 감소시 키고 베어링 지지하중을 제한한다는 것을 보였다. 따라 서, 증기터빈 운전자는 베어링 신뢰성을 확보하기 위하 여 최대 베어링 메탈 온도를 항상 감시해야 한다. 베 어링에서 발생하는 손실은 증기터빈의 효율을 저하시 킨다. 따라서 터빈 로터의 동적 안정성뿐만 아니라 경 쟁력을 가진 베어링을 확보하기 위해서는 베어링 효율 경쟁력을 확보해야 한다.

Bang 등[1]은 부분 틸팅 패드 베어링을 사용하여 패 드온도를 감소시킬 수 있음을 보였고 Herbage[7]는 베 어링 패드 온도는 철강 모재 대신에 구리 모재를 사용 하여 패드 온도를 감소시킬 수 있음을 보였다. Nicholas [8, 9] 는 패드 온도를 저감하기 위하여 스프레이 바 (spray bar) 를 사용하였다. Zeidan 등[6]과 Tanaka[10]는 이웃한 패드 사이 공간에 노즐(Nozzle)을 설치하여 패 드 온도를 저감시켰다. Nicolas[11]는 패드의 피봇 옵셋 (pivot offset) 과 개방형 씰(open seal)을 사용하여 베어 링 패드 온도를 줄였다. Zeidan[6, 12]은 뜨거운 상태가 된 오일 유동을 줄이고자 로터에 묻은 오일 제거를 위 해 스크레이프(scraper)를 제안하였다. Brockwell 등[13]

은 직접 급유방식을 가진 LEG(Leading Edge Groove) 베어링을 사용하여 기존 플러드(Flooded) 방식의 일반 적인 베어링에 비하여 베어링 동력손실과 패드 온도를 극적으로 감소시켰다. DeCamillo 등[14]과 Edney 등 [15] 은 앤드 씰이 없는 LEG베어링이 엔드 씰을 가진 일반적인 베어링보다 동력 손실과 패드 온도를 줄일 수 있음을 실험을 통해 확인하였다. Dmochowski 등[16]은 엔드 씰이 없는 LEG베어링이 동력손실과 패드온도를 줄일 수 있음을 실험적으로 검증하였다. Dmochowski 등[17]은 베어링의 엔드 씰이 없는 패드만 돌출된 베 어링은 오일 부족으로 인하여 로터의 동특성이 저하될 수 있음을 실험적으로 보였다.

간극을 가진 베어링 모델을 제시하고자 한다.

2. 연구방법 및 내용

2-1. 시험장치

시험은 증기터빈용 베어링으로 사용하는 6Pad LOP (Load On Pad) 베어링의 정적인 특성을 비교하기 위하 여 베어링 패드에는 원주방향으로 열전대를 설치하여 온도를 측정하였으며 베어링에서 발생하는 동력손실은 토크미터를 사용하였다. 또한 축 내부에는 간극센서를 설치하여 로터 회전 상태에서 형성된 유막 두께를 측정 하였다. 시험조건은 회전속도, 베어링 하중, 공급 유량 으로 베어링의 각 씰 투스 간극에 따라 시험을 수행하 였다.

Fig. 1 은 베어링 시험장치 개략도를 보여준다. 시험 베 어링은 저어널 직경 300.00 mm인 로터를 지지하도록 하였으며 저어널 중앙부에 시험 베어링을 설치하였다.

로터 길이는 약 1.5 m이고 로터의 양 끝단에는 2개의 볼 베어링을 설치하여 로터를 지지하도록 하였으며 축 방향 이동을 제어하기 위하여 스러스트 볼 베어링을 설 치하였다. 베어링 하중은 시험장치 하부에 에어 벨로우 즈(air bellows)를 설치하여 베어링 케이싱을 밀어 베 어링에 하중을 부여하였다. 하중은 베어링 하부에 설치 된 로드셀을 이용하여 하중을 일정하게 유지되도록 에 어 벨로우즈로 공급하는 압력을 조정하였다. 로터 회 전은 모터와 연결된 구동력을 벨트-풀리로 연결하여 시 험 베어링이 설치된 피동축 로터를 회전시키도록 하였 다. Table 1은 시험에 사용된 장치의 성능과 정도를 보 여준다. Fig. 2는 베어링 시험설비를 보여준다.

2-2. 시험베어링

시험 베어링은 Fig. 3과 같이 틸팅 패드 저어널 베어

링으로 Table 2는 시험베어링에 대한 정보를 나타낸다.

베어링 패드에서 발생하는 온도를 측정하기 위하여 Fig.

4 과 같이 열전대 hole을 베어링 패드 선단으로부터 5%, 60%, 70%, 80% 95% 에 가공하여 총 30개의 열전대를 설치하였다.

씰 투스 기능은 베어링 케이싱 내부로 공급된 윤활유 가 외부로 쉽게 빠져나가지 못하게 막는 것이다. 씰 투 스 간극에 따른 영향을 확인하기 위하여 씰 투스 간극 은 0.2 mm, 2.0 mm, 3.7 mm로 선정하였다. Fig. 5는

씰 투스 간극에 대한 정의를 보여준다. 시험은 기기의 정상 동작 여부와 시험결과에 대한 재현성을 확인하기 Fig. 1. Schematic of bearing test equipment.

Table 1. Main test equipment capacity

Equipment Value Accuracy Torque meter (N-m) 500 ±0.1%

Oil flow rate (L/min) 200 ±1 L/min Load cell (Ton) 20 ±10 kg

Fig. 2. Bearing test facility.

Fig. 3. Tilting pad journal bearing.

Table 2. Test bearing information

Equipment Value

Journal diameter (mm) 300.00 Bearing diameter (mm) 300.62 Bearing length (mm) 120.00 Radial clearance (mm) 0.31

Preload 0.0

No of pad (ea) 6

Pivot type ball

offset 0.5

Effective pad angle (degree) 45.0

Fig. 4. Position of thermocouple hole at mid plane of

pad.

위하여 예비시험을 수행한 후 본 시험을 수행하여 데이 터를 취득하였다.

2-3. 시험조건

윤활유 온도는 히터와 쿨러를 사용하여 40

C 로 일정 하게 공급하였다. 시험에 사용한 오일은 실제 터빈 베 어링에 사용하는 ISO VG32 터빈유를 사용하였으며 공 급 유량은 오일 공급 압력을 조정하여 일정한 유량이 공급되도록 하였다. 시험 조건으로 사용된 변수는 Table 3 과 같이 베어링 하중, 유량 및 회전속도로 선정하였다.

3. 시험결과 및 고찰

3-1. 동력손실 및 베어링 메탈 온도 3-1-1. 회전속도에 따른 영향

베어링 하중을 10 kN으로 고정하고 유량을 60 L/min 공급한 상태에서 회전속도별 베어링 동력손실은 Fig. 6 과 같다. 그림에서 보는 바와 같이 회전속도에 따라 베 어링 동력손실은 증가하였다. 특히, 씰 투스 간극이 작 을수록 고속에서 급격하게 동력손실이 증가하였다. 4200 rpm 에서 씰 투스 간극 3.7 mm 경우는 0.2 mm에 비하 여 동력손실이 약 41% 작게 발생하였다. 이는 씰 투스 간극이 작을수록 베어링 내부에 많은 유량이 존재하여 처닝(churning) 손실이 증가한 것으로 보인다.

Fig. 7 은 씰 투스 간극 0.2 mm에 대한 회전 속도별 베어링 메탈온도를 보여준다. 2400 rpm 이상으로 속도 를 증가시키면, 입구온도와 최대온도가 증가하지만, 원 주방향의 온도 구배는 약간 감소하였다. 하지만, 씰 투 스 간극 3.7 mm에 대해서는 Fig. 8과 같이 원주방향의 온도 구배는 약간 증가하였다. Fig. 9는 패드 유량 상태 를 보여주는 개략도로 패드 입구 유량 Q

는 Q

, Q

및 부족유량의 비율과 열량에 의하여 결정된다. 씰 투스 간 극이 증가할수록 Q

가 감소하여 입구에서 온도는 낮게 되고 상대적으로 Q

감소로 인하여 온도 구배는 증가한 것으로 보인다. 특이한 점으로 Fig. 10와 같이 씰 투 스 간극 2.0 mm 보다 씰 투스 간극 3.7 mm에서 최 대 메탈 온도가 높았다. 이는 씰 투스 간극이 과도할 경 우에는 냉각할 수 있는 오일 부족으로 인하여 베어링 No Load

(kN)

Oil flow rate (L/min)

Rotational speed (rpm)

1 5

30

-

2 10 -

3 15 600~4200 rpm (Δ600 rpm)

4 20 -

5 5

60

600~4200 rpm ( Δ600 rpm) 6 10 600~4200 rpm (Δ600 rpm) 7 15 600~4200 rpm (Δ600 rpm) 8 20 600~4200 rpm ( Δ600 rpm)

9 5

90

-

10 10 -

11 15 600~4200 rpm ( Δ600 rpm)

12 20 -

13 5

120

-

14 10 -

15 15 600~4200 rpm (Δ600 rpm)

16 20 -

Fig. 6. Rotational speed vs. power loss with 10 kN, 60 L/

min.

메탈 온도가 증가한 것으로 보인다. 즉, 씰 투스 간극이 과도할 경우에는 최대 메탈 온도가 감소하다가 상승하 는 임계점이 존재함을 의미한다.

3-1-2. 베어링 하중에 따른 영향

Fig. 11 은 공급 유량 60 L/min에서 베어링 하중을 5 kN 부터 20 kN까지 5 kN씩 증가시킨 경우의 베어링 동력손실을 보여준다. 그리고 Fig. 12는 4200 rpm에서 하중별 동력손실을 보여준다. 씰 투스 간극이 작을수록 동력손실은 크게 발생하였으나 하중을 4배 증가하더라 도 동력손실 증가량은 미미하였다. 동일한 운전 조건에 서 베어링 하중은 동력손실에 민감하게 영향을 주는 파 라미터가 아님을 확인할 수 있었다. 동일한 운전조건에 서 하중만을 변경하는 것은 베어링 내부 유량 변화가 미미하기 때문에 처닝 손실 변화가 미미하여 하중에 따 른 동력손실은 큰 변동은 보이지 않은 것으로 보인다.

Fig. 13 은 베어링 하중별 베어링 메탈온도로서 씰 투 Fig. 7. Bearing metal temperature with seal tooth

clearance 0.2 mm with 10 kN, 60 L/min.

Fig. 8. Bearing metal temperature with seal tooth clearance 3.7 mm with 10 kN, 60 L/min.

Fig. 10. Bearing metal temperature vs. seal tooth clear- ance at 4

pad with 10 kN, 60 L/min at 4200 rpm.

Fig. 9. Schematic of oil flow in pad bearing.

Fig. 11. Power loss by bearing load with 60 L/min.

스 간극이 작은 경우는 온도가 높게 형성됨을 알 수 있 다. 이는 베어링 케이싱 내부의 많은 유량으로 인하여 처닝 손실로 인하여 동력손실이 증가하여 베어링 메탈 온도는 높게 형성된 것으로 보인다. 특히 Fig. 14는 4200 rpm 에서 측정한 베어링 메탈 온도로서 하중이 증 가할수록 최대 베어링 메탈 온도는 증가하였다. 이는 하 중을 지지하는 4

패드(180

위치)의 유막두께 감소로 인하여 최대 베어링 메탈 온도가 증가한 것으로 보인 다.

3-1-3. 공급 유량에 따른 영향

Fig. 15는 베어링 하중 10 kN 상태에서 공급 유량을

30 L/min 부터 120 L/min까지 30 L/min씩 증가시킨 경 우의 회전속도에 따른 베어링 동력 손실이 증가함을 보 여준다. Fig. 16은 4200 rpm에서 측정한 동력손실로 씰 투스 간극 3.7 mm 경우는 0.2 mm에 비하여 동력 손실이 최대 48% 감소한 것을 보여준다. 씰 투스 간극 에 관계없이 유량을 60 L/min에서 30 L/min로 감소시 킬 경우에는 동력손실이 급격하게 감소하였다. 이는 베 어링 케이싱 내부 유량이 적기 때문에 처닝 손실이 감 소하기 때문으로 보인다. 씰 투스 간극이 작은 경우, 유 량을 90 L/min와 120 L/min로 증가하여도 동력손실 증 가는 크지 않았다. 이는 베어링 내부가 오일로 채워진 상태에서는 추가로 공급하더라도 공급된 대부분의 오일 은 버려지기 때문에 처닝 손실은 포화 상태가 되는 것 Fig. 12. Power loss vs. bearing load with 60 L/min at

4200 rpm.

Fig. 13. Bearing metal temperature by bearing load with 60 L/min at 4200 rpm.

Fig. 14. Bearing metal temperature vs. bearing load with 60 L/min at 4200 rpm.

Fig. 15. Power loss by oil flow rate with 10 kN.

으로 사료된다. 하지만 씰 투스 간극이 클 경우에는 증 가된 유량이 계속 베어링 내부를 채우기 때문에 처닝 손실은 지속적으로 증가하는 것으로 보인다.

Fig. 17 은 공급 유량을 증가시킬수록 베어링 메탈 온 도는 감소함을 보여준다. Fig. 18은 4200 rpm에서 유량 별 베어링 메탈온도로서 씰 투스 간극이 0.2 mm인 경 우가 베어링 메탈 온도가 가장 높게 나타났으며 유량이 감소하면 패드 선단의 온도가 증가하고 최대 베어링 메 탈 온도는 높게 나타났다. 유량을 증가시킬 경우에는 처 닝 손실은 증가하지만, 공급 오일의 냉각효과로 인하여 베어링 선단 온도가 감소하여 최대 베어링 메탈 온도는 감소한 것으로 보인다.

3-2. 유막 두께

Fig. 19는 베어링 하중을 10 kN으로 고정하고 유량 을 60 L/min 공급한 상태에서 4200 rpm에서 유막두께 측정 결과를 보여준다. 그림에서 보는 바와 같이 씰 투 스 간극이 작은 경우 유막두께가 작게 측정되었다. 이 는 씰 투스 간극이 작은 베어링은 메탈온도 상승으로 인하여 윤활유 점성 감소로 유막 두께는 작게 형성된 것으로 보인다.

4. 결 론

본 연구에서는 터빈 베어링으로 사용하는 틸팅 패드 Fig. 16. Power loss vs. flow rate at 10 kN at 4200 rpm.

Fig. 17. Bearing metal temperature vs. by oil flow rate with 10 kN at 4200 rpm.

Fig. 18. Maximum bearing metal temperature vs. oil flow rate with 10 kN at 4200 rpm.

Fig. 19. Oil film thickness with 10 kN, 60 L/min at 4200

rpm.

막 두께도 감소하였다.

- 씰 투스의 간극이 과대할 경우에는 베어링의 동력 손실은 감소하나 베어링을 냉각시킬 수 있는 유량 부족 으로 베어링 메탈 온도가 감소하다가 상승하는 임계점 이 존재하였다.

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