Rotordynamic Performance Measurements of a Two-Pad Beam-Type Gas Foil Journal Bearing for High Speed Motors

고속 전동기용 2 패드 빔 타입 가스 포일 저널 베어링의 회전체동역학 성능 측정

Abstract

This paper presents experimental measurements of the structural characteristics of a two-pad beam-type gas foil journal bearing and its rotordynamic performance for a high-speed motor-driven turbocompressor. The test bearing had two top foils and two beam foils, each with an arc length of ~180°. Each beam foil was etched to obtain 40 beams with six geometries of different lengths and widths. The insertion of beam foils into the bearing housing produces equivalent beam heights. The structural tests of the bearing with a non-rotating journal revealed a smaller bearing clearance and larger structural stiffness for the load-on-pad configuration than for the load-between-pads configuration. Rotordynamic performance measurements during driving tests up to 100 krpm demonstrated synchronous vibrations and subsynchronous vibrations with large amplitudes. The test was repeated after inserting the shim between the top foil and beam foil to reduce the bearing radial clearance. The reduced bearing clearance resulted in a reduction in the peak amplitude of the synchronous vibrations and an increase in the speed at which the peak amplitude occurred. In addition, the onset speed and amplitude of the subsynchronous vibrations were dramatically increased and diminished, respectively. The rotor coast-down tests at 100 krpm show that the reduction in the bearing clearance extends the time to rotor stop, thus implying an improvement in hydrodynamic pressure generation and a reduction in bearing frictional torque.

1. 서론

가스 포일 베어링(Gas Foil Bearing)은 윤활 유체로 공기 또는 가스를 사용하여 별도의 윤활 유체의 공급이 필요하지 않아 오일 윤활 베어링에 비하여 시스템이 단순하다. 또한 축의 회전에 의한 유체 동압으로 하중을 지지하며 고속 구동 시 구름 요소 베어링에 비하여 마찰손실이 작아 고효율 및 고출력을 위한 고속 회전기계에 널리 적용되고 있다. 그러나 공기 또는 가스는 오일에 비하여 점도가 낮기 때문에 가스 포일 베어링은 오일 베어링에 비하여 낮은 강성 및 감쇠를 가진다. 이러한 가스포일 베어링의 성능 향상을 위하여 베어링의 내부 면에 탑 포일(top foil)과 함께 범프 포일(bump foil), 메탈 메쉬(metal mesh), 다엽포일(leaf foil), 빔 포일(beam foil)등과 같은 탄성구조체를 적용한다. 탄성구조체는 회전속도가 증가함에 따라 증가하는 기체 유막의 강성보다 더 낮은 강성을 가지기 때문에 베어링의 하중지지능력, 부상속도 그리고 마찰로 인한 동력 손실 등 베어링의 특성에 지배적인 영향을 준다. 따라서 탄성구조체를 갖는 가스 포일 베어링의 회전체동역학적 특성을 파악하기 위해 다양한 연구들이 진행되어왔다.

Rubio와 San Andres[1]는 다섯 장의 범프 포일과 한장의 탑 포일을 갖는 저널 베어링의 간극이 증가할수록 베어링의 구조강성이 증가함을 보였다. San Andres와 Kim[2]은 범프 타입 가스 포일 저널 베어링의 구조 정특성 실험을 통해 비선형 구조 강성을 밝혔으며 이를 이용하여 비선형 진동 예측 모델을 개발하였다. Kim과 San Andres[3], 그리고 Sim 등[4]은 베어링 하우징과 범프 포일 사이에 120도 간격으로 3장의 심(shim)을 삽입한 해석 모델을 제시하였으며, 심의 삽입이 유체동압 형성에 도움을 주어 비동기(subsynchronous) 진동 발생 속도가 증가하고 진폭이 감소하여 회전체동역학적 안정성이 향상됨을 밝혔다. Sim 등[5]은 로브(lobe)를 갖는 범프 타입 가스 포일 베어링의 적절한 간극(clearance)과 예압 (preload)의 조합이 회전체동역학적 성능을 개선하고 베어링 마찰 토크를 감소함을 보였다. Hwang 등[6]은 범프 포일과 탑 포일 사이에 1장의 심 포일을 삽입한 가스포일 베어링의 수학적 모델링을 통해 심 포일의 설치가 하중지지 능력 및 고속 구동 성능을 향상시킴을 보였으며, 참고문헌[7]의 고속회전 구동 회전체동역학 실험 결과와 비교하여 베어링의 해석 모델을 검증하였다. Kim 등[8]은 수소전기차용 공기압축기에 범프 타입 가스 포일 베어링을 적용한 후 NVH(noise, vibration, and harshness) 특성 연구를 수행하였다. 공기 압축기 단독 고속회전 구동 실험 및 차량 적용 후 주행 실험을 수행하여 베어링의 진동 안정성을 평가하였다. Robert[9]는 포일 박판에 식각(etching) 기법을 적용하여 제작한 다수의 빔 (beam) 패턴을 갖는 빔 타입 탄성구조체를 제안하고 가스 포일베어링에 적용하였다. Feng 등[10]은 빔 타입 탄성구조체의 외팔보 빔 끝단에 슬롯(slot)을 가공하여 한 개의 외팔보 빔이 다중 강성을 갖도록 제작하였으며 실험을 통해 정특성 및 동특성을 측정하였다. Swanson과 O’Meara[11]는 빔 포일과 유사한 형태의 윙(wing) 포일을 갖는 가스 포일 베어링을 제안하고 정특성 및 회전체동역학적 성능 평가를 수행하였다. Wilkes 등[12]은 윙 포일 가스 포일 베어링의 간극이 감소하면 포일 반력의 증가로 인해 강성이 증가할 뿐 아니라 윙 포일과 베어링 하우징 사이의 접촉 면적이 증가하여 감쇠가 향상됨을 실험적으로 보였다. Baek 등[13,14]은 3장의 탑 포일과 3장의 빔 포일을 갖는 3패드 빔 타입 가스 포일 베어링을 제작하여 구조 정특성 및 동특성에 대한 연구를 수행하였으며, 이후 수소전기차용 공기압축기에 적용하여 회전체동역학 성능을 측정하고 회전체-베어링 해석모델과 비교 검증하였다.

본 논문은 2장의 탑 포일과 2장의 범프 포일을 갖는 2패드 빔 타입 가스 포일 저널 베어링의 구조 정특성 실험을 통해 베어링의 간극을 평가한 후 소형 전동 압축기에 적용하여 고속 구동시험을 통해 회전체동역학적 특성을 규명하였다. 또한, 베어링의 간극을 감소하면서 실험을 반복하여 베어링의 간극 변화가 회전체동역학적 성능에 미치는 영향에 대한 연구를 수행하였다.

2. 시험 베어링 소개

Fig. 1은 본 논문의 연구 대상인 2 패드 빔 타입 가스 포일 저널 베어링의 개략도를 나타낸다. 베어링은 2장의 탑 포일과 2장의 빔 포일이 곡률을 가진 상태로 베어링 하우징의 슬롯(slot)에 설치된다. 베어링 하우징의 내면에 설치된 빔 포일은 동압에 의해 탄성 변형이 발생하며 공기 윤활막을 형성한다.

Fig. 1. Schematic view of two-pad, beam-type gas foil journal bearing (GFJB).

Fig. 2는 빔 포일의 형상을 나타낸 개략도이다. 빔 패턴은 축 (axial) 방향으로는 동일한 형상치수를 가지며, 반경방향으로는 6가지의 서로 다른 형상 치수를 갖는다. 베어링 하우징에 설치된 빔 포일은 Fig. 3과 같이 베어링 내경을 직선으로 표현하고 빔의 등가 곡률반경을 이용하여 나타내면 6가지의 서로 다른 높이와 길이를 갖게 되는데, 이러한 빔의 배열로 인해 베어링 표면은 로브 형태가 된다. 따라서, 저널과 탑 포일 사이의 간극이 원주 방향으로 변화하여 쐐기효과(wedge effect)로 인해 공기동압 형성이 용이하고 회전체동역학적 안정성 향상이 가능하다.

Fig. 2. Schematic view of beam-type foil with various beam lengths (lb₁, lb₂) and widths (l_s).

Fig. 3. Bearing clearance varying along circumferential angle due to various beam equivalent heights.

Table 1은 본 논문에서 사용된 베어링의 직경과 축 방향 길이 및 포일들의 두께를 보여준다. 베어링의 내경과 폭은 각각 25 mm와 20 mm이며, 탑 포일과 빔 포일의 두께는 각각 110 µm와 200 µm이다. 자세한 빔의 형상정보와 그에 따른 높이와 강성은 Table 2에 나타내었다. 빔의 길이(l_s)는 총 6개이며, 각 빔은 양 끝단의 폭(lb₁, lb₂)이 서로 다른 사다리꼴 형태를 가진다. 이들 치수는 길이가 가장 긴 6번 빔 (Beam No. 6)의 길이로 정규화하여 나타내었다. 빔의 등가 높이(beam equivalent height, h_b)와 강성(K_b)은 참고문헌[13]에서 소개한 수식을 이용하여 동일한 방식으로 계산하여 표기하였다.

Table 1. Geometry of test GFB

Table 2. Beam length/width, beam equivalent height, and beam structural stiffness. Beam length and width normalized with largest beam length

3. 구조 특성 실험

Fig. 4는 베어링에 정적 하중을 부가하여, 축과 베어링의 간극 및 베어링 탄성구조체의 정적 특성 파악을 위한 실험장치 사진을 보여준다. 정하중 실험장치는 비 회전 고정 축, 베어링 하우징, 와전류 변위센서(eddy current sensor) 그리고 힘 센서(load cell)가 부착된 1축 방향 정밀이송대로 구성되어 있다. 실험을 위해 비 회전 고정 축에 베어링을 설치 후 정밀이송대를 이용하여 변위를 조절하여 베어링에 정하중(static load)을 부과한다. 이때 작용하는 하중은 힘 센서를 통하여 측정하고, 베어링의 변위 변화는 정밀이송대의 반대편에 위치한 와전류 변위 센서를 통하여 측정한다. 본 실험에서는 하중이 패드의 중앙을 향하는(Load-on-pad, LOP) 하중 조건과 하중이 패드 사이를 향하는(Load-between-pad, LBP) 하중 방향 조건에 대하여 최대 ±150 N을 부가하였다.

Fig. 4. Static test rig for estimation of bearing clearance and structural characteristics.

Fig. 5는 정하중 실험장치를 이용하여 (a) LOP 하중 조건과 (b) LBP 하중 조건에서 측정한 하중에 따른 베어링 변위 변화를 이력곡선을 제외한 베어링 하중 부가 방향만을 나타내어 보여준다. LOP 하중조건에서는 베어링의 반경 방향 간극(C_LOP)이 약 140 µm로 측정되었으며, LBP 하중 조건은 간극(C_LBP)이 약 180 µm로 더 크게 측정되었는데, 이는 LBP 하중 방향이 빔 포일 지지부가 없는 끝단이 위치한 슬롯을 향하기 때문이다. 따라서, LBP 하중 조건에서 하중 증가에 따른 변위도 더 큰 것을 알수 있다. 참고로, 측정된 힘(△F)과 변위(△x)의 변화량을 이용하여 베어링의 구조 강성 (k = △F/△x)을 계산할 수 있다[13].

Fig. 5. Estimation of bearing clearance during push-pull tests.

4. 회전체동역학 특성 실험

Fig. 6은 베어링의 회전체동역학 성능을 평가하기 위한 소형 전동 공기 압축기의 개략도를 보여준다. 시험 압축기는 터보 형식이며 영구자석형 전동기로 구동된다. 회전축은 양 단에 각각 한 개의 임펠러(impeller)와 스러스트 러너(thrust runner)를 갖는다. 회전축을 지지하기 위해 설치된 한 쌍의 2 패드 빔 타입 가스 포일 저널 베어링(gas foil journal bearings, GFJBs)과 범프 타입 가스 포일 스러스트 베어링(gas foil thrust bearings, GFTBs)은 각각 반경 방향과 축 방향 하중을 지지한다. 저널 베어링은 중력에 따른 하중이 패드의 중앙을 향하는 형태인 LOP 하중조건의 형태로 조립되었다. 3 개의 와전류 타입 변위센서 (Eddy current type displacement sensor)중 한 쌍은 임펠러 끝단에 반경방향으로 서로 직교하게 설치되고 나머지 한 개는 축 방향으로 설치되어 각각 반경방향과 축방향 진동 변위를 측정한다. 시험 전동 압축기와 관련한 상세 설명은 참고문헌[7,8,13,14]에 기술되어 있다.

Fig. 6. High speed motor-driven air compressor for rotordynamic performance measurements of test GFBs.

Fig. 7(a)는 ISO 1940에 따라 G2.5 등급 [15]으로 밸런싱한 회전축을 100 krpm (1,667 Hz) 까지 가속 후 자유 정지시키는 동안 측정된 회전축의 수직 방향 진동 변위를 워터 폴 (waterfall) 그래프로 보여준다. 시험 시간은 약 100 초이다. 일정한 가속률로 회전속도가 증가함에 따라 1X로 표시된 회전속도 주파수 동기 (synchronous) 진동 성분이 발생하며 전 구동 시간 동안 진폭이 뚜렷하다. 비동기 (subsynchronous) 진동 성분은 약 40초 이후부터 80초 사이에 걸쳐서 약 300 Hz 이하의 주파수 구간에서 발생한다. 이러한 비동기 진동 성분은 시간에 따라 진폭이 발산하지 않으며 가스 포일 베어링의 비선형 응답 특성[2]에 기인하여 발생하는 것으로 알려져 있다. Fig. 7(b)와 Fig. 7(c)는 저널 베어링의 간극을 기존 대비 각각 30 µm와 60 µm 축소하여 재 구동한 시험 결과이다. 베어링의 간극 감소는 탑 포일과 빔 포일 사이에 이들과 동일한 길이와 폭의 30 µm 두께를 갖는 심 포일을 한 장 또는 두 장 삽입하여 가능하다. 저널 베어링의 간극을 30 µm 감소한 Fig. 7(b)의 경우 동기 진동 성분의 진폭이 약간 증가하였으나 큰 변화를 보이지 않는 반면 비동기 진동은 발생 주파수 영역이 약 250 Hz 이하로 변화하고 진폭이 크게 감소함을 보인다. 저널 베어링의 간극을 60 µm 감소한 Fig. 7(c) 역시 동기 진동 성분의 변화는 거의 없으나, 비동기 진동은 발생 주파수 영역이 약200 Hz 이하로 변하였으며 진폭의 크기가 현저히 감소하였다. 압축기 회전축 가속 시와 전원을 제거한 후의 자유감속 시 보이는 진폭의 차이는 압축기 모터의 전자기력에 의한 진동 영향으로 사료된다. 참고로, Fig. 7-10의 모든 진동 진폭값은 80초 전후에 시작되는 전동기의 자유 감속동안 측정된 동기 진동 진폭값들 중 최대치를 선택하여 정규화하였다.

Fig. 7. Waterfall plots of rotor vibration amplitudes during speed-up and coast-down tests up to 100 krpm.

Fig. 8(a~c)는 회전축이 최대속도인 100 krpm (1,667 Hz)에 도달한 약 80초 전후 구간에서 취득한 진동 변위의 고속 푸리에 변환 (fast fourier transform, FFT) 결과를 보여준다. 약 1,667 Hz에서 발생하는 회전축 동기 진동성분 (1X)의 진폭은 베어링의 간극 변화에 관계없이 현저한 변화가 없다. 반면, 비동기 진동 성분은 Fig. 8(a)의 기존 베어링 간극의 경우 약 180 Hz와 60 Hz에서 각각 첫 번째 및 두 번째로 큰 진폭을 보여주며 동기 진동 진폭과 비교할만한 크기를 갖는다. 30 µm 간극이 감소한 Fig. 8(b)는 최대 비동기 진동 진폭이 약 30% 정도 뚜렷이 감소하고 진동 주파수가 130 Hz로 이동한 결과를 보여준다. 간극을 60 µm 감소한 Fig. 8(c)의 경우는 비동기 진동 진폭이 매우 작아 동기 진동 진폭과 비교할 때 거의 보이지 않는다.

Fig. 8. FFT plots of rotor vibration amplitudes recorded at 100 krpm.​​​​​​​

Fig 7(a-c)의 진동 변위 워터폴 그래프에서 회전속도에 따른 동기 진동 성분의 진폭만을 필터링하여 Fig. 9에 나타내었다. 동기 진동 진폭은 베어링 간극 변화와 관계없이 25 krpm 이하에서 최대값을 보인 후 지속적으로 감소하여 약 0.2에 수렴하는 경향을 보인다. 특히 40 krpm 이상의 고속 구간에서는 회전축의 동기 진동이 베어링 간극의 영향을 거의 받지 않음을 알 수 있다. 충분한 공기동압이 형성되어 회전축이 베어링에서 완전히 부상할 것으로 예상되는 최소 회전수인 약 10 krpm 이상부터 40 krpm 구간에서는 기존 베어링 간극에서 가장 큰 피크 (peak) 진폭을, 60 µm 감소된 간격에서 가장 작은 피크 진폭을 보여준다. 또한, 간극이 감소함에 따라 피크 진폭이 발생하는 회전속도가 약 18 krpm, 20 krpm, 22 krpm으로 증가함을 보여준다. 피크 진폭의 감소와 피크 진폭이 발생하는 회전속도의 증가는 베어링 간극의 감소에 따른 직교 강성 및 직교 감쇠 증가에서 기인한 것으로 사료된다[3-5].

Fig. 9. Filtered synchronous rotor vibration amplitudes recorded during coast-down tests from 100 krpm.​​​​​​​

Fig. 10은 Fig 7(a-c)의 진동 변위 워터폴 그래프에서 회전속도에 따른 비동기 진동 성분의 진폭만을 필터링하여 보여준다. 기존 베어링 간극의 경우에는 약 35 krpm 이상에서 매우 큰 진폭을 보인다. 한편, 베어링 간극을 30 µm 감소한 경우는 약 55 krpm 이상의 고속에서 비동기 진동 진폭이 발생하며 그 크기가 상대적으로 감소하였다. 베어링 간극을 60 µm 까지 감소함에 따라 비동기 진동 진폭의 발생 속도는 약 63 krpm 이상으로 지연되며 진폭의 크기가 확연히 감소하였다. 실험 결과는 참고문헌 [3-5]에 보고된 범프 타입 가스 포일 베어링의 간극 감소 및 예압 증가에 따른 회전축 비동기 진동 발생속도 (onset speed of subsynchronous vibration, OSS) 증가 경향과 동일하다.

Fig. 10. Filtered subsynchronous rotor vibration amplitudes recorded during coastdown tests from 100 krpm.​​​​​​​

Fig. 11은 최대속도인 100 krpm에서 자유 정지하는 동안 걸린 시간을 베어링 간극 별로 비교하여 보여준다. 고속에서는 임펠러의 공력 부하에 따른 저항이 커서 회전속도가 빠르게 감속하다가 차츰 완만해지는 경향을 보이는데, 약 20 krpm 이상에서는 간극 변화에 관계없이 동일한 결과를 보인다. 반면 20 krpm 이하에서는 베어링 간극에 따라 회전속도의 감속율 차이가 발생한다. 기존 베어링 간극이 경우 가장 가파른 속도 감소 기울기를 보여 약 7.5초에서 회전속도가 0으로 정지하며, 베어링 간극을 30 µm 감소한 경우는 약 8.3 초 이후, 60 µm까지 감소한 경우는 10.5 초 이후 회전축이 정지한다. 이러한 결과는 간극 감소에 따라 공기동압 형성이 용이해지고 베어링의 마찰 저항이 작아지기 때문으로 사료된다.

Fig. 11. Rotor speed vs. time recorded during coastdown tests from 100 krpm.​​​​​​​

5. 결론

본 논문에서는 2 패드 빔 타입 가스 포일 저널 베어링의 구조 정특성과 회전체동역학 특성 실험을 통해 성능을 측정하였으며, 이를 통해 얻은 결론은 아래와 같다.

1. 시험 베어링은 LOP 형태의 하중조건에서 LBP 보다 더 작은 베어링 간극과 더 큰 구조 강성을 가진다.

2. 100 krpm까지의 구동시험동안 시험 베어링으로 지지되는 회전축은 회전속도 동기 진동 뿐 아니라 비동기 진동이 발생한다.

3. 베어링의 간극을 60 µm 감소하면 비동기 진동이 거의 사라져 회전체동역학적 성능이 현저하게 향상된다.

4. 자유 감속동안 측정한 동기 진동의 피크 진폭은 베어링의 간극 감소를 통해 효과적으로 감소한다. 이 때 피크 진폭이 발생하는 회전속도는 증가하는 경향을 보인다.

5. 베어링의 간극 감소는 비동기 진동의 진폭을 뚜렷이 감소하며, 비동기 진동의 발생속도를 지연시킨다.

6. 베어링의 간극 감소는 자유감속 시간을 증가하는데, 이는 간극 내 공기동압 형성 향상에 따른 베어링 마찰 저항 감소에서 기인한 것으로 사료된다.