* 논문 Original Paper DOI: https://doi.org/10.5293/kfma.2020.23.3.028 ISSN (Print): 2287-9706 270 MW 급발전용대형가스터빈의로터다이나믹설계검증 김영춘 * ㆍ김영철 ** Verification of the Rotor Dynamics Design of Large Gas Turbine for 270 MW Class Power Generation Yeong-Chun Kim *, Young-Cheol Kim ** Key Words : High speed test( 고속회전시험 ), Rotordynamic design( 동역학설계 ), DGT-300H S1, Large-scale gas turbine( 대형가스터빈 ), High speed balancing( 고속벨런싱 ) ABSTRACT Since large gas turbines used for power generation are operated in conjunction with the power grid, the operation stability is very important, so it must be fully verified from the design stage to the completion of production. The rotor of the gas turbine is difficult to analyze because it is assembled by fastening dozens of disks using tie rods, unlike the rotors of general rotary machines or steam turbines. DHI(Doosan Heavy Industries) is developing a large-scale 270 MW gas turbine(dgt-300h S1) for power generation. In this process, the rotor dynamic design consistency from the scale model to the actual rotor is reviewed in advance in order to improve the rotor dynamic analysis and design consistency. The final design and fabrication have been completed and the assembly is in progress. In this paper, the progress and verification results have been mentioned based on the final results of the development process. 1. 서론발전용으로사용되는대형가스터빈은계통에연동되어운전되기때문에운전안정성이매우중요한회전기계이므로, 설계단계에서부터충분히검증해야한다. 가스터빈의로터는일반회전기계나스팀터빈의로터와는다르게수십개의디스크를타이로드로체결하여조립되기때문에해석이난이하다. 또한, 센터타이를적용한경우는로터가이중구조를가지게되므로이에대한고려도필요하게된다. (1,2) DHI(Doosan Heavy Industries) 에서는발전용 270 MW 급대형가스터빈을개발중인데, 이개발과정에서이가스터빈로터의회전동특성해석및설계의정합성을높이기위해단계별로축소모델에서부터실제크기의더미로터모델과최종적으로실제조립된로터에이르기까지실제진동실험및회전시험을포함하여검증을실시하였다. 1단계로, 1/5 축소모델을통해회전체동역학적설계정합성검토하였 고, 2~3 단계는실제크기의축소모델과실제모델간의차이발생등을검증하기위해실제크기의더미로터를제작하여해석을수행한후진동시험을실시하고, 그결과를피드백하여해석모델을완성하였고, 실제회전시험을실시하여해석결과와비교검증하였다. (3~6) 4단계에서는실제제품에사용될회전축과디스크들을적층, 조립하여완성한, 블레이드가미조립된상태의로터에대해서진동시험을실시하여해석의정합성을검증하였고, 5 단계에서는블레이드까지모두조립하여완성된 DGT-300H S1 로터에대해진동시험과고속회전시험을통하여해석결과와시험결과를비교검증하였다. 또한, 가스터빈은운전과정에서블레이드 (blade) 와케이싱내측과의간극 (clearance) 및각종반경방향, 축방향으로설치되어압력을유지하고누설을방지할목적으로설치하는각종시일이회전속도및연소기열출력변화에따라상대위치가변화하게되므로설계단계에서이를충분히고려하여설계해야한다. * 두산중공업 ( 주 ) (GT BU, Doosan Heavy Industries & Construction Co. LTD) ** 한국기계연구원 (Dept. of System Dynamics, Korea Institute of Machinery and Material) 교신저자, E-mail : yeongchun.kim@doosan.com 2019 한국유체기계학회동계학술대회발표논문, 2019 년 11 월 27 일 ~11 월 29 일, 제주오리엔탈호텔 The KSFM Journal of Fluid Machinery: Vol. 23, No. 3, June 2020, pp.28~34(received 06 Jan. 2020; revised 13 Mar. 2020; accepted for publication 16 Mar. 2020) 28 한국유체기계학회논문집 : 제 23 권, 제 3 호, pp.28~34, 2020( 논문접수일자 : 2020.01.06, 논문수정일자 : 2020.03.13, 심사완료일자 : 2020.03.16)
270 MW 급발전용대형가스터빈의로터다이나믹설계검증 Fig. 1 Large scale gas turbine rotor 따라서, 본논문에서는로터의축소모델시험과실제크기의더미로터시험및제작중인 270 MW급가스터빈의조립된실제로터의진동시험및고속회전시험을통한특성검증결과를언급하고자한다. 2. 본론 2.1 축소모델검증본연구의대상인 DGT-300H S1 가스터빈의로터 (Fig. 1) 는센터타이로드 (Center Tie-rod) 방식으로조립되고, 디스크간연결은허스커플링 (Hirth coupling) (7) 을적용하였으므로디스크연결구조의적합성및타이로드예압력 (pretightening force) 의적절성등을중점적으로검증하였다. 축소모델 (Fig. 2a) 은실제로터 (Fig. 2b) 의설계치수를기준으로상사법칙을적용하여길이축소비 (λ η ) 1/5인축소모델로설계하였으며 (8,9), 주요치수는 Table 1에나타난바와같다. 즉, 차원이길이인베어링저널직경, 디스크외경, 디스크길이, 타이로드직경및길이등은길이축소비 (λ η = 1/5) 를적용하고, 차원의변화가없는디스크수, 연결타입은본품과동일하게하였으며, 차원이길이의세제곱인로터의 3 무게는길이축소비의세제곱 (λ η = 1/125) 으로정하였다. 예압력에따른구조적특성을검증을위해유압식볼트조임장치 (hydraulic bolt tensioning cylinder) 예압력을 5~120 ton 까지조절하면서해석과시험을실시하였다. 축소모형의회전체동역학해석을수행하였다. 해석은 DYNAMICS R4.10 을이용하여수행하였다. 전체길이는 2.927 m이며, 총무게는 642 kg으로모델링되었으며예압력이 120 ton 일때기준으로해석과실험을진행하였다. GW이론 (Greenwood & Williamson theory) 에의한접촉강성효과가고려되었으며, 급격한단면변화가있는곳에서는 45도룰 ( 또는 30도룰 ) 을적용하였고타이로드의등가탄성계수를활용하여모델링하였다. (10,11) Fig. 3은예압력 41.3 tons 일때의진동시험 (impact test) 결과이다. 시험결과예압력이증가하면고유진동수가수렴하게되어 (12) 타이로드의강도를고려하여적절한예압량을결정하였다. 자유-자유단조건 (Free-free condition) 에서의 1~4 차고유진동수값은각각 131.2 Hz, 168.9 Hz, 216.3 Hz, 339.0 Hz로계산되었으며, 모드시험결과는 130.2 Hz, 170.2 Hz, 217.2 Hz, 333.6 Hz로서각각 0.1~1.6% 정도의오차를보였다. Fig. 2 Comparison between scaled model rotor (λ η =1/5) and full scale rotor Table 1 Physical parameters of scaled rotor (λ η =1/5) Description Scale law scaled model Diameter of bearing journal λ η 100 mm Max. outer diameter of disk λ η 350 mm Total length of disks λ η 1,438 mm Type of disk to disk coupling Hirth-serration No. of disk (Comp./CUD/TBN) 1 13 / 3 / 4 Diameter of center tie-rod λ η 63 mm Length of center tie-rod λ η 1,540 mm Total length of rotor λ η 2,927 mm Total weight of rotor 3 λ η 642 kgf Material of shaft and disks SCM440 where, λ η scaling factor of length Fig. 3 Frequency response function of scaled rotor(@41.3 ton) Fig. 4 Pre-tightening force vs. Natural frequency 한국유체기계학회논문집 : 제 23 권, 제 3 호, 2020 29
김영춘ㆍ김영철 예측이 위험속도의 분리여유 설계에서 매우 중요하기 때문 에 예측정확성을 위해 해석결과와 시험결과와의 정합성 확 보가 매우 중요하다.(13-16) 검증을 위한 회전시험을 위해 실제로터 크기 수준의 (중량 70 ton, 길이 10.3 m, 직경 1.9 m) 더미로터를 제작하여 베 어링으로 지지하여 고속 회전시험 등을 통하여 로터의 동특 성을 검증하였다. 검증시험은 가진 시험(Fig. 8)과 회전시험 (Fig. 10)을 각각 실시하였다. Fig. 5 Critical speed map of scaled rotor Fig. 9는 실제크기 더미로터에 대한 자유-자유단 조건에 서의 가진시험 결과이며, Table 3은 이 더미로터에 대한 해석 결과와 가진시험을 통해 측정된 결과를 비교한 것으로, 해석 과 실험사이의 최대 편차는 3차 고유진동수에서 약 2.8% 수 준을 보였다. Table 2 Experimental equipment for impact test Fig. 6 High speed test of scaled rotor No. Equipment Model No. 1 Multi-ch. FFT Analyzer LMS Test Lab. 2 Impact Hammer PCB 086D20 4 Accelerometer PCB 353B33 Table 3 Natural frequencies of dummy rotor Description Calculated Natural frequencies, Hz 1st 2nd 3rd 38.7 57.0 166.7 Measured 38.0 57.0 162.0 1.8 % 0 % 2.8 % 4th 213.0 Fig. 7 High speed test result of scaled rotor 또한, 축소 로터의 모드시험결과(Fig. 4)를 보면 전체적으 로 예압력이 커짐에 따라 로터의 고유진동수 값이 수렴하며, 예압력 설계치인 120 tons 에서는 충분히 수렴되었음을 확인 할 수 있다. Fig. 5~Fig. 7은 조립된 축소모델 로터의 위험속도 해석 결과(Fig. 5)와 검증을 위한 실험 장치(Fig. 6) 및 회전시험 을 통한 검증시험 결과(Fig. 7)를 나타내며, 해석을 통해 예 측된 결과와 시험결과가 1차는 61 rpm(2.9%), 2차는 172 Fig. 8 Impact test of full scale dummy rotor rpm(2.6%) 정도의 차이수준을 보여주고 있어서 회전시험의 결과도 충분히 검증되었다. 축소모델 로터의 해석 및 시험을 통해 2% 이내의 고유진 동수 계산 정확도와 회전시험을 통한 검증으로 3% 이내 수 준의 정합성을 확인하였다. 2.2 실제크기 더미로터 검증 Fig. 9 Frequency response function of dummy rotor 가스터빈에서 운전안정성 확보를 위해 위험속도의 정확한 30 한국유체기계학회 논문집: 제23권, 제3호, 2020
270 MW급 발전용 대형 가스터빈의 로터다이나믹 설계 검증 에 나타난 바와 같이 1차 고유진동수는 45.9 Hz로 변곡점이 압축기쪽에 있어서 압축기의 강성의 영향이 크고, 2차는 로 터 중간부 연소기가 설치되는 부위의 강성, 3차는 터빈측 강 성의 영향이 크게 나타나므로 고유진동수 회피 설계시에 이 를 고려한다. 진동시험은 다음 Fig. 13과 같이 충격 가진 시험을 진행하 였다. 시험은 로터를 수평으로 매달아서 Fig. 13에 표시된 Fig. 10 High speed test of dummy rotor 바와 같이 3개 위치에 가속도 센서를 설치하고 가진헤머를 이용하여 수행하였다. 사용한 시험장비는 Table 2와 같으며, Fig. 14는 시험 결과이다. Fig. 11 Unbalance response of dummy rotor 본 연구에서는 회전기계 로터다이나믹스를 정확하게 예측 하기 위한 로터, 베어링 및 지지구조물의 시험을 통해 정합 성이 확보된 베어링 및 지지구조물의 강성 및 감쇠(Fig. 18 참조)를 적용하여 동특성 예측의 정확도를 높였다. 더미로터의 회전시험은 Fig. 10에서와 같이 당사의 밸런싱 시험 설비에서 수행하였으며, 시험 결과 Fig. 11에서와 같이 측정된 위험속도와 계산된 위험속도의 오차가 2% 수준으로 Fig. 12 The result of Modal analysis of Full scale rotor 정합성을 확보하였다. 측정된 결과로부터 계산된 베어링 동 특성 계수도 해석된 결과에 비해 낮게 나타나는 경향을 보이 고 있어서 해석 결과에 대한 보정을 통해 정합성을 높였다. 2.3 실제 로터 검증(블레이드 미조립) DHI에서 자체 설계하여 제작중인 DGT-300H S1 로터는 Fig. 13 Impact test of blade unassembled rotor 총 20단의 디스크를 가진다. 300H S1 로터 동 특성 해석 모 델에 대한 해석의 정확도 검증을 위해 벨런싱 수행 전 로터 자체에 대한 진동시험(Impact test)을 수행하였다. 블레이드가 미조립된 실제 로터(Unbladed rotor)의 진동시 험 결과와 블레이드가 모두 조립된 실제로터(Bladed rotor)에 대해 진동시험 및 고속 회전시험을 통하여 얻은 결과의 비교 를 통해 동특성 검증을 실시하였다. 블레이드 미조립 실제 로터의 검증을 위해 로터에 대해 모 달해석(Modal analysis)과 진동시험을 수행하였다. 모달해 Fig. 14 Freq. response function of blade unassembled rotor 석에는 DYNAMICS R4.2를 사용하였으며, 그 결과는 Fig. 12 한국유체기계학회 논문집: 제23권, 제3호, 2020 31
김영춘ㆍ김영철 Table 4 Natural frequencies of blade unassembled rotor Order Calculated N.F. Measured N.F. (%) 1st 45.9 45.8 0.3 2nd 81.3 79.5 2.3 3rd 140.1 139.0 0.8 측정결과 해석결과와 시험결과(Table 4)가 2.3% 이내의 오차 수준에서 잘 일치함을 확인하였다. 1차, 3차 고유진동 수 오차는 1% 미만이고, 2차 고유진동수는 2.3%로 상대적으 로 높은 것은 2차 동특성에 영향을 주는 중간로터(CUD, Central Unblade Disk)의 형상이나 재질 특성이 충분히 반 영되지 못한 것으로 추정된다. Fig. 16 Frequency response function of assembled real rotor 2.4 실제 로터 검증(블레이드 조립) Table 6 Comparison of natural frequencies of blade un-assembled rotor & assembled real rotor 블레이드 미조립 로터의 시험 이후 블레이드의 조립을 완 료하여 같은 절차로 모달해석 및 진동시험을 실시하여 고유진 Order Un-bladed rotor Bladed rotor (%) 동수 비교를 통해 해석의 정확성을 검증하였으며, 고속 회전 1st N.F. 45.8 44.9 2.0 시험을 통해 위험속도를 검증하고 과속도시험(Over-speed 2 N.F. 79.5 78.2 1.6 Test)를 통해 제작 건전성도 함께 검증하였다. 3rd N.F. 139.0 132.4 4.7 nd Table 4와 Table 5는 각각 블레이드 미조립 로터와 블레 이드 조립 로터 2가지 경우에 대한 고유진동수 해석 및 측정 결과값을 비교한 표이다. 블레이드 조립 로터의 경우 blade 질량 증가 효과로 인해 고유진동수가 블레이드 미조립 로터에 비해 전체적으로 하 락한 반면, 해석 결과와 측정 결과의 오차율에는 거의 변화 가 없음을 알 수 있다. 또한, 두 측정 결과를 비교해보면(Table 6), 블레이드의 Fig. 17 Rotordynamic Model of full assembled real rotor 질량 효과가 3차 모드에서 크게 나타나고 있음을 알 수 있는 데, 이는 터빈의 블레이드 중 무거운 3단과 4단 블레이드가 모드에서 진폭이 큰 곳에 위치해 그 효과가 크게 작용된 것 으로 판단된다. Fig. 18 Stiffness & damping coefficient of BRG+Support Fig. 15 Impact test of full assembled real rotor Table 5 Natural frequencies of assembled real rotor 32 Order Calculated N.F. Measured N.F. (%) 1st 44.9 45.0 0.22 2nd 78.2 76.5 2.22 3rd 132.4 132.5 0.08 Fig. 19 Measured unbalance response of real rotor 한국유체기계학회 논문집: 제23권, 제3호, 2020
270 MW 급발전용대형가스터빈의로터다이나믹설계검증 3. 결론 발전용으로사용되는대형가스터빈은계통에연동되어운전되기때문에가스터빈의갑작스런고장없어야하는운전안정성이매우중요한회전기계이므로, 안정성확보를위해서는개념설계단계에서부터충분히검증하는것이매우중요하다. 본논문에서는센터타이로드 (Central tie-rod) 를적용하는로터의회전동특성해석및설계의정합성을높이기위해단계별로축소모델에서부터실제로터에이르기까지진동실험및회전시험을포함하여적극적으로단계적인검증을실시하여다음과같은결론을얻었다. Fig. 20 Measured unbalance response of real rotor Table 7 Comparison of Calculated and measured critical speeds of real rotor (with bearing & support) Order Calculated Measured 1 st Critical speed 1,180 rpm 1,200 rpm 20 rpm (1.6 %) 2 nd Critical speed 2,590 rpm 2,600 rpm 10 rpm (0.3 %) 실제로터의로터다이나믹해석모델은다음 Fig. 17과같으며, 로터의양단에벨런싱용저널베어링이설치하여해석하였다. 해석은이전과동일하게 DYNAMICS 4.2 를사용하였다. 해석에사용된베어링지지부의강성및감쇠계수는 Fig. 18 에서와같다. 해석은블레이드미조립로터모델에베어링과서포트를추가하면되는데, 이때베어링은벨런싱에사용할베어링과벨런싱설비의베어링지지하는서포트의강성및감쇠계수 (Fig. 18) 를적용하여해석을수행한다. 시험은당사의벨런싱전용설비를이용하여수행하였다. 해석및시험결과는 Table 6 및 Fig. 18, Fig. 19와같다. Fig. 20에서진폭의첫번째피크위치인 750 rpm 은강체모드 (Rigid-body mode) 진동이며, 1,200 rpm 부근이 1차굽힘모드 (Bending mode) 이고, 2,600 rpm부근이 2차굽힘모드이다. 운전영역내에있는 1차, 2차위험속도의해석결과와시험결과를비교해보면 2차위험속도는매우잘일치하고있으나, 1차는 20 rpm(1.6%), 2차는 10 rpm(0.3%) 의차이를보이고있다. 이는서포트의강성특성이주파수에따라변화하는데, 일반적으로낮은주파수에서강성값이큰것에기인한다. 즉, 해석에적용한서포트강성이 3,600 rpm 일때의강성값을일괄하여적용하였는데, 1차위험속도인 1,200 rpm 근처에서의강성값이실제로는 3,600 rpm 에서의강성값보다클것이므로 1차위험속도해석값이실제보다너낮게계산되었을것이다. 1) 센터타이로드를적용한로터에서예압력에따라로터의강성이변화하며, 이에따라고유진동수도변화한다. 예압력의증가에따라고유진동수는점차수렵하게되므로, 운전중예압력의변동성을고려하여최소예압력이유지되는충분히수렴된구간으로실제예압력을결정해야한다. 2) 충분한예압력이적용되면고유진동수가수렴되므로, 충분히예압된로터는마치일체형로터와같은거동을보일것이다. 3) 센터타이로드적용한발전용대형가스터빈로터의로터다이나믹해석의정합성을높이기위해실시한축소모델및더미로터모델을통해검증된해석방법이실제로터의해석에충분히유용함을확인하였다. 4) 벨런싱설비와같은장치를이용할경우에는서포트의강성의주파수특성을고려하여해석을수행하여야더정확한결과를얻을수있을것이다. 후기본연구는산업통상자원부 (MOTIE) 와한국에너지기술평가원 (KETEP) 의지원을받아수행한연구과제입니다. (No. 2013101010170A) References (1) Endres, W., (1992), Rotor Design for Large Industrial Gas Turbines. Proceedings of the International Gas Turbine and aeroengine Congress & Exhibition, 92-GT-273. (2) Janssen, M. and Joyce, J., (1996), 35-Year Old Splined- Disc Rotor Design for Large Gas Turbines. Proceedings of the International Gas Turbine and aeroengine Congress & Exhibition, 96-GT-523. (3) Kim, Y. C., Han, S. S., Verification Test of Large-scale Gas Turbine Rotor Dynamics Using Real-size Dummy 한국유체기계학회논문집 : 제 23 권, 제 3 호, 2020 33
김영춘ㆍ김영철 Rotor, Proceeding of KSPE, 2019 Spring Conference, 19SOP064, 2019. (4) Kim, Y. C., Han, D. W., Analysis and Verification of the Single Tie-Rod Type Tightening Structure of Large Gas Turbine Rotor, Proceeding of KSPE 2019 Autumn Conference, 19AOP040, 2019. (5) Han, D. W., Kim, Y. C., Optimal Design of Transient Thermal Stress Reduction of Gas Turbine Rotor Rear Support Disk by Numerical Method, Proceeding of KSPE 2019 Autumn Conference, 19APP149, 2019. (6) Kim, Y. C., et. al., Verification of Rotordynamic design and clearance control system of large gas turbine by high speed rotation test, Proceeding of KSFM, 2019 Summer Conference, Special session, 2019. (7) Croccolo, D., Agostinis, M., Fini, S., Olmi, G., Robusto, F., and Vincenzi, N., (2018), On Hirth Ring Couplings: Design Principles Including the Effect of Friction. Journal on the Science and Technology of Actuators and Control Systems, Actuators 2018, 7, 79, doi:10.3390/act7040079. (8) Wu, J. J., (2007), Prediction of lateral vibration characteristics of a full-size rotor-bearing system by using those of its scale models. Finite Elements in Analysis and Design 43 (2007) 803-816. (9) Rastogi, G., Moin, K., Abbas, S. M., (2015), Dimensional Analysis and Development of Similitude Rules for Dynamic Structural Models. International Journal of Emerging Technology and Advanced Engineering, Volume 5, Issue 3, March 2015. 68-72. (10) Choi, S. P., (2003), Vibration Analysis and Optimum Design of Large Steam Turbine Rotor. Pukyung National University, Ph.D. Thesis. (11) Liu, X., Yuan, Q., Liu, Y., and Gao, J., (2014), Analysis of the stiffness of hirth couplings in rod-fastened rotor based on experimental modal parameter identification. Proceedings of ASME Turbo Expo 2014. GT2014-26448. (12) Kim, Y. C., Kim, K. W., (2006), Influence of Lamination Pressure upon the Stiffness of Laminated Rotor. International Journal of the Japan Society of Mechanical Engineers -Series C, Vol. 49, No. 2, 426-431. (13) E. Swanson, et.al., A Practical Review of Rotating Machinery Critical Speeds and Modes, Sound and Vibration, 10-17, 2005. (14) Hwang, S. H., Shin, Y. J., Kim, T. H., Comparison of Rotordynamic Prediction and Measurement for Turbo compressor of Supercritical CO 2 Power Generation System, Proceedings of the KSFM Winter Annual Meeting, 24-25, 2019. (15) Park, J. H., Mun, H. W., Kim, T. H., Rotordynamic Performance of High Speed Electric Supercharger : Measurements and Predicts, Proceedings of the KSFM Winter Annual Meeting, 187-188, 2019. (16) Lee, D. H., Kim, B. O., Lim, H. S., Park, M. R., Kang, D. W., Choi, B. S., Rotordynamic Characteristic Analysis for Axial Turbine for the 10MW Super-critical CO 2 Cycle Application, The KSFM Journal of Fluid Machinery, Vol. 21, No. 1, pp.13-18, 2018. 34 한국유체기계학회논문집 : 제 23 권, 제 3 호, 2020