Reciprocating Machines
4.1 構造 (Construction)
왕복동 기계중의 하나인 왕복동 압축기는 실린더 내에 흡입한 가스를 왕복운동하는 피스톤에 의해서 압축시킨다. 그림 11-22는 대향 평형식 압축기의 구조도 이지만 이 방식에서는 크랭크실의 양측에 대칭으로 실린더를 수평으로 놓고, 피스톤이나 피스톤로드 등의 왕복부분의 중량을 같게 하여, 크랭크 위상을 180˚ 변화시켜 왕복동 관성력을 조화시키고 있다.
사용하는 재료는 크랭크 실은 피스톤의 반복력에 대해서 충분한 강도 및 경도를 갖는 형상으로서, 고급 주철을 사용한다. 크랭크축, 커넥팅로드의 베어링에는 White Metal, Kelmet등의 고하중에 견디는 재료가 사용된다. 또한 소형기에서는 크랭크축을 지지하는 주 베어링에는 구름 베어링이 사용되는 일이 있다. 실린더에는 흡입밸브, 토출밸브가 삽입되고, 그 재료는 기체압력에 대해서 충분한 강도와 기밀성을 갖는 고급 주철 등이 사용된다.
피스톤에는 피스톤 링이 삽입되고, 그 재질은 특수주철, 특히 고압에서는 특수합금성의 포러스크롬 도금 등이 사용된다.
그림 11-22 대향 평형식 압축기의 구조도
4.2 振動 特性 (Vibration Characteristics)
진동 진폭대 주파수 분석 기법은 왕복동 펌프, 압축기, 가솔린 및 디젤 엔진 등에서 회전 불평형 문제, 축정렬불량 문제, 이완 등과 같은 역학적인 문제를 진단하는데 아주 효과적인 방법이다. 그러나 왕복운동하는 기계는 왕복운동 성분에 토오크 변동을 유발하는 피스톤의 압력변화 성분이 가해져 종종 고유한 진동을 발생하게 된다. 이러한 고유의 왕복력으로부터 발생한 진동은 일반적인 역학문제와 유사한 특성을 갖는다. 대개의 경우 진동주파수는 1×와 2×RPM으로 나타나지만 보다 높은 차수의 주파수는 피스톤의 개수와 그들 상호간의 관계에 따라 나타난다. 예를 들어 6개의 실린더를 가진 4사이클 엔진의 경우 각 크랭크축 회전당 3개의 파형을 갖게 되고 이것은 3×RPM의 주파수에서 진동을 발생시키게 된다. 한편 회전당 4개의 파형을 갖는 8실린더 엔진은 4×RPM의 주파수에서 진동을 일으킨다.
크랭크축의 다른 배수의 rpm에 대한 진동주파수도 대개 왕복 기계에서 흔히 발생하고 있다. 예를 들어 그림 11-23에 나타난 진동신호는 2000 rpm으로 작동하는 6-실린더, 4사이클 디젤엔진에서 구한 것이다. 진동속도를 보면 많은 조화 진동 주파수가 나타나고 있음을 알 수 있다. 이러한 주파수는 왕복동 기계에서 크랭크축의 수배 rpm에서 흔히 발생하고 있으며 만약 진폭이 낮다면 정상적인 상태를 나타낸다. 물론 많은 조화관계의 주파수가 나타나기 때문에 기계나 구조물에서 공진 조건을 가진 시키는 하나 또는 여러 개의 주파수가 발생할 확률이 높다.
그림 11-23의 분석 자료는 1/2×RPM의 주파수에서 진동이 나타나고 있음을 보여준다. 또한 1½, 2½, 3⅓ , 4½, 5½의 차수를 갖는 주파수에서도 진동이 있다. 이러한 반차수와 관련된 진동 주파수는 4 행정기관(720˚)으로 작동하는 왕복동 압축기와 엔진에서 자주 나타난다. 이러한 기계들은 크랭크축의 1/2×RPM으로 회전하는 캠축을 가지고 있다. 그러나 일반적으로 4사이클 엔진이나 압축기는 본래 반차수 주파수에서 진동이 나타나게 되며 이러한 진동주파수의 저진폭의 발생은 반드시 문제점을 나타내지는 않는다. 그러나 과도한 진폭은 한 개 이상의 실린더를 가지는 기계의 작동 문제로부터 발생된다. 예를 들어 그림 11-24에서의 진동신호는 점화 플러그 고장으로 한 개의 실린더가 점화되지 않은 8V 엔진에서 측정한 것이다. 주의할 것은 현저한 진동이 1/2×RPM의 주파수에서 발생한다는 것이다. 이것은 크랭크 축 2회전에 대해 한번의 출력 파형이 나타나지 않았기 때문이다. 그림 11-24의 분석은 불착화 상태를 교정한 후 비교 진동을 나타낸 것이며 1/2×RPM에서 진동이 나타나지 않음을 알 수 있다. 만약 두 개이상의 실린더에 유사한 작동문제가 나타난다면 1/2×RPM 진동주파수보다 더 큰 배수에서 발생하게 된다. 그러므로 보다 높은 진폭이 ½, 1½, 2½×RPM 주파수에서 나타나며 각 실린더의 점화, 압축, 연료분사의 문제를 확인해 보아야만 한다.
작동상의 문제는 4행정기관에서 ½차수 주파수에서만 진동이 발생한다는 것이다. 2행정기관 엔진과 압축기에서 유사한 작동상의 문제는 단지 크랭크축 rpm의 짝배수에서만 진동이 발생한다.
4사이클 기관에서 ½차수와 관련된 주파수가 공진 조건을 가진 시킨다고 보고되었다. 일련의 보고에 따르면 디젤 발전기에서 측정된 현저한 진동은 4½×RPM의 주파수에서 발생되었다. 다시 말해 4½×RPM에서의 진동은 본래 고유한 것이지만 공진을 유발시키는 기계의 고유주파수와 관련되어 졌기 때문에 과도한 진폭이 발생한 것이다.
비록 ½과 1×RPM의 주파수와 그 조화주파수에서의 진동이 왕복동 기계에서 흔히 발생하지만 이러한 주파수에서의 과도한 진폭은 기계적인 문제나 작동상의 문제를 나타낸다. 불평형이나 축정렬 불량과 같은 기계적인 문제나 그 진동 특성은 이미 논의되어졌다. 높은 차수의 주파수에서 발생될 수 있는 과도한 진동의 작동상 문제의 형태는 로드와 주 베어링의 과도마멸, 피스톤 슬랩, 밸브 크래쉬, Blow-By(Worn ring), 압축불량, 점화불량, 밸브누출, 기화기 또는 연료점화 불량과 같은 문제를 포함하고 있다. 수냉기관의 경우에 연소실에서 냉각제의 누출은 점화불량이나 진동을 발생할 수 있다. 또한 캠 베어링이나 타이밍 기어 그리고 체인 등의 마멸은 높은 진동 주파수를 발생시킬 수 있다.
그림 11-23 이러한 트럭엔진 진동에 대한 진동분석은 엔진 rpm의 배수 및 차배수의 주파수로 나타난다.
그림 11-24 불착화하는 하나의 실린더를 가진 4행정기관은 ½×RPM에서 큰 진동이 나타난다.
4.2.1 커넥팅로드 베어링의 마멸 (Worn Connecting-Rod Bearings)
이완 또는 과도하게 마멸된 로드 베어링은 엔진 감속시 현격하게 소음과 진동을 발생시키는 특성을 가지고 있다. 이러한 진동주파수는 베어링에 대한 충격이 커넥팅로드 회전시 상한점(T.D.C)과 하한점(B.D.C)에서 방향이 변하기 때문에 크랭크 축 2×RPM에서 발생하게 된다.
4.2.2 크랭크 축 주 베어링의 마멸 (Worn Crankshaft Main Bearings)
많은 경우에 주 베어링의 결함에 의한 소음과 진동은 엔진의 가속 또는 감속시 나타난다. 이것은 베어링의 하중이 이러한 상태에서 가장 크게 발생하기 때문이다. 그러나 만약 베어링 공차가 과도한 경우 소음과 진동은 모든 운전조건하에서 감지될 수 있다. 주 베어링에서 과도한 공차에 의한 현저한 주파수는 출력 파형 주파수나 그 배수와 같게 된다. 따라서 6실린더 기관의 진동은 크랭크 축 회전당 3배의 출력 파형이 나타나므로 3×RPM에서 발생하게 된다. 또한 6, 9 또는 12×RPM과 같이 출력파형 주파수가 큰 배수에서는 상당한 증가를 보여줄 수 있다. 비교하여 보면 8실린더 기관의 진동은 크랭크축 각 회전당 4 출력파형이 나타나므로 4×RPM에서 발생한다.
4.2.3 피스톤 Slap (Piston Slap)
피스톤과 실린더와의 과도한 공차에 의해 발생된 피스톤 Slap은 커넥팅 로드 베어링의 과도한 공차에 의한 것과 유사한 진동특성을 나타낸다. 대부분의 피스톤 Slap 진동은 피스톤에 작용하는 압력이 클 때 무거운 하중과 감속시 현저하게 나타난다. 이러한 문제는 엔진에서 나타나는 금속성의 Knocking 소음으로 특징지어 진다. 일반적으로 비록 피스톤 Slap으로 크랭크축의 ½이나 1×RPM에서 진동이 증가할 수도 있지만 주로 2×RPM의 주파수에서 진동을 발생시킨다.
4.2.4 不平衡 慣性力 (Unbalanced Inertia Forces)
불평형 상태의 왕복(관성)력은 낮은 진폭의 고주파를 수반하는 2×RPM의 진동주파수를 갖는 펌프, 압축기 및 엔진에서 자주 발생한다. 현대의 4, 6 또는 8실린더 기관의 경우 1차, 2차의 힘과 모멘트는 평형상태를 유지하고 있다. 그러나 만일 Overhaul중에 피스톤이나 커넥팅로드가 원래 부품의 중량과 상당한 무게 변화를 가진 부품으로 교체되었다면 이로 인한 불평형 관성력은 과도진동을 유발할 수 있다.
작동상의 문제와 왕복력은 종종 불평형이나 축정렬 불량 그리고 이완 등에 의해 발생된 진동의 주파수 특성과 유사하게 나타나기 때문에 불평형이나 축정렬 불량 그리고 이완 등에 의한 문제와 이 문제를 구별짓기 위해 추가적인 자료가 필요하다. 이러한 진동에 대한 추가적인 사항은 위상분석, 시간파형 분석, 그리고 모드 형상 분석에 의해 얻을 수 있다.
모드 형상 분석 기법은 기계적인 이완의 원인을 규명하는데 가장 유용하다. 또한 위상 분석은 이완상태를 감지하고 축정렬 불량 문제를 검사하는데 유용하다. 크랭크축 중심선 상부와 하부에서 측정된 진동의 상대위상차를 이용하여 작동상의 문제와 왕복력에 의해 발생된 불평형 문제와 비틀림 진동 문제를 구별하는 기법이 7장의 진동진단시 위상각 분석 항에서 언급하였다.
불평형 문제나 축정렬 불량 문제와 작동상의 문제의 구별은 작동상의 문제는 왕복운동과 평행한 방향으로 크게 진동이 증가하지만 수직한 방향으로는 진동이 적게 작용하는 현상으로 알 수 있게 된다. 일반적으로 불평형이나 축정렬 불량과 같은 기계적인 문제는 반경방향으로 비례적으로 증가함을 알 수 있다.
만약 회전(질량) 불평형이 왕복동기계에서 주된 문제라면 이를 해결하기 위한 Balancing 기법으로 수평과 수직 측정점에서 Balancing 해를 동시에 구하는 것이다. 다시 말하면 수평과 수직방향에서 원래의 불평형 진폭과 위상을 취한다. 그리고 로터에 Trial Weight를 부착하고 수평과 수직방향에서 효과 Vector를 구한다. 이를 이용하여 수평 및 수직 방향에서의 Correction Weight를 계산한다. 만약 이 문제가 불평형만의 문제라면 수평해는 수직해와 같은 값이 될 것이다. 한편, 만일 수평방향과 수직 방향의 해가 현저하게 다르다면 이 진동은 단순한 불평형 문제가 아니며 전체적으로 Balancing에 의해 교정될 수 없는 왕복력의 결과이다. 문제점이 이러한 경우라면 적절한 해결책이 있는가를 알기 위해 수평 및 수직방향의 해를 구해야 한다. 왕복동 기계에 대한 추가자료는 시간 파형에 대한 진동을 관찰함으로서 구할 수 있다. 예를 들면 그림 11-25는 6실린더 냉각 압축기의 실린더 헤드에서 측정한 진동의 시간 파형이다. 시간 파형은 흡입 및 토출 밸브의 개폐에서 발생한 진동의 반복 파형을 명백하게 보여주고 있다. 이러한 밸브 작동에 의한 주기적인 진동의 파형은 흡입 밸브의 열림, 흡입밸브의 닫힘, 토출밸브의 열림 및 토출밸브의 닫힘의 결과이다. 각 실린더의 진동 시간 파형을 주의 깊게 비교하여 보면, 밸브가 누출되고 있거나 고착된 경우에 비정상적인 파형 특성을 나타내게 된다. 더욱이 전자기나 비접촉 픽업으로부터 얻은 1×RPM의 기준 파형을 중첩하므로써 밸브나 실린더의 결함을 실제적으로 규명할 수 있게 된다. 이러한 문제는 불평형이나 축정렬 불량과 같이 정현파 형태의 진동을 발생하지 않고 순간 충격 형태의 진동을 발생하기 때문에 피스톤 정현파이나 로드, 주 베어링의 이완과 같은 내부적인 문제를 연구하는데 유용할 수 있다.
그림 11-25 왕복동 압축기의 시간 파형 분석에서 흡입 또는 토출밸브의 개폐에 의한 진동 충격을 보여주고 있다.
4.2.5 往復動 機械의 엔진 分析器 (Engine Analyzers for Reciprocating Machinery)
성능 분석기는 기계가 효과적으로 운전하고 있는지를 살핌으로서 엔진이나 압축기의 경제적인 운전에 도움을 준다. 성능 분석이 모든 엔진의 문제를 해결할 수 있는 것은 아니지만 왕복동 엔진과 압축기의 문제점이나 또는 어떤 잠재적인 문제에 있어 기계에 결함이 발생하기 전에 주의를 줄 수 있다.
왕복동 기계의 상태는 마력, 압력과 시간관계, 압력과 행정체적, 점화와 진동파형, 또는 점화불량, 밸브누출, 베어링 마멸 그리고 다른 기계적인 문제들을 포함하고 있는 자료의 획득 등을 포함한 효율을 계산함으로써 나타낼 수 있다.
요즘의 전자 성능분석기는 고속으로 분석할 수 있고, 압력/시간 그리고 압력/체적을 오실로스코프 상에 나타낼 수 있을 뿐만 아니라 진동, 점화, 초음파 추적도 또한 나타낼 수 있다. 커넥팅로드의 길이와 행정비를 보다 쉽게 구할 수 있고 압력비를 쉽게 변화시킬 수 있다. 이러한 큰 이점 때문에 많은 전자 성능 분석기가 석유화학과 가스 배관 산업에서 사용되고 있다.
이러한 분석기로 진단한 전형적인 문제점을 그림 11-26에서 11-33까지 나타내었다. 그림 11-26은 실린더 라이너의 마모로 피스톤 링이 덜거덕거리는 가스 기관의 진동(저주파)과 초음파(고주파)를 보여주고 있다.
보다 심각한 문제는 그림 11-27 A～C에 나타내었다. 그림 11-27A에서는 정상적인 전자 신호를 그림 11-27B에서는 초기 결함이 나타난 것을 그림 11-27C에서는 실린더 포트의 노치가 발생한 것을 나타내고 있다.
그림 11-26 마멸된 실린더 라이너를 가진 가스엔진의 분석신호.
TDC 압축 전에 링은 소음을 발생한다.
그림 11-27A 정상적인 Port Bridge를 갖는 가스 엔진 분석기 신호
그림 11-27B 약한 노치가 있는 실린더 Port Bridge를 가진 가스 엔진
그림 11-27C 심한 노치가 있는 실린더 Port Bridge를 가진 가스 엔진
그림 11-28A는 정상 운전하는 작은 가스엔진에서의 저주파 진동과 고주파의 초음파 신호를 비교한 것이고 그림 11-28B는 실린더 벽이 손상된 경우이다.
그림 11-29는 마모된 로커암 부싱을 가진 실린더 1R과 손상된 피스톤과 실린더 라이너를 가진 실린더 2R에 대한 오실로스코프 Trace를 나타낸 것이다.
실린더 압력과 시간의 관계를 그림 11-30과 11-31에 나타내었다. 그림 11-30A는 실린더 불평형을 나타내고 있다. 연료가 부족한 No.1 실린더는 피크 압력의 넓은 파동을 보여준다. 그림 11-30B에 보인 바와 같이 연료 평형밸브를 조절하여 평균수준보다 피크 점화압력을 높였고, 압력 편차를 감소시켰다.
과도한 소기 압력으로 인한 불착화나 점화불량은 그림 11-31A에서와 같이 피크 실린더 압력의 현저한 편차를 유발한다. 소기 압력을 감소시키면 그림 11-31A에서와 같이 보다 일정한 피크 압력을 나타낸다.
직경 14-inch 왕복동 압축기 실린더의 압력-시간 그리고 압력-체적 곡선을 그림 11-32와 11-33에 나타내었다. 실린더 헤드 끝에 있는 토출 밸브는 손상되었으며, 정상적인 엔진 부하에서는 배기 온도의 현저한 변화는 없었다. 그러나 중간 단락 압력은 현저한 감소를 보였다.
요약하면 진동과 압력 대 체적 분석 기법은 왕복동 기계에서 기계적 및 운전상의 문제를 감지하고 규명하는데 효과적으로 이용될 수 있다. 그러나 왕복동 기계에서 나타나는 많은 문제들은 유사한 진동 특성을 가지므로 실제 원인을 규명하기 위해서는 많은 연구가 필요하다. 만약 만족할 만한 조건하에서 운전되는 기계의 초기 진동과정이나 기본 신호를 구할 수 있다면 결함에 대한 분석과 규명은 크게 향상될 수 있을 것이다. 진동이 점차 증가하게 될 때 새로운 진동신호를 구할 수 있게 되고 주파수 성분들의 변화가 빠르게 나타나는 원래의 기본신호와 비교할 수 있다. 이러한 접근방법은 일반적으로 복잡한 왕복동기계 진동의 분석을 크게 단순화할 수 있다.
그림 11-28A 균일하게 마멸된 실린더 벽을 가진 가스 엔진
그림 11-28B 손상된 실린더 벽을 가진 가스 엔진
그림 11-29 마멸된 로커암 Bushing을 나타내는 실린더 1R과 손상된 피스톤과
실린더 라이너를 나타내는 실린더 2R을 가진 가스엔진의 분석 Trace
그림 11-30A 연료가 부족한 실린더 NO.1의 가스엔진
그림 11-30B 적당히 Balancing된 가스엔진
그림 11-31A 과도한 소기 압력에 의한 가스엔진의 점화불량
그림 11-31B 소기 압력이 감소된 후에 보다 일정한 압력을 나타내는 가스엔진
그림 11-32 손상된 토출 밸브를 가진 왕복동 압축기 실린더의 압력-시간 곡선
그림 11-33 중간 단락 압력의 현저한 감소를 보여주는
왕복동 압축기 실린더의 압력-체적 곡선