클러치 고착현상 관련 고착의 진행 및 확대 범위는 호선 별로 일부 상이하나, 동일하게 개발 및 설계된 동형선박에서 유사한 현상이 발생되었으며, Table 1에는 클러치 고착 관련 클러치 축 크랙 또는 절손사례와 손상발생시의 디젤엔진 운용시간을 나타내었다.

감속기어 클러치 조립축 크랙발생 및 손상의 원인은 선도선박 및 후속선박의 조립축(재질 : 826M40, Nickel Chromium Molybdenum, 평균 인장강도 : 968.6N/㎟) 손상 파단면 분석을 포함한 원인분석 결과, 컵과 콘(Cup and Cone)의 형태로 발생하였으며 키이웨이(Keyway)에서 시작된 균열이 나선(Sprial) 형태로 진전, 파단면 관찰결과 균열진전은 전형적인 비틀림 피로(Torsion fatigue)에 의해 발생되었고, 10⁸ 이상의 피로사이클을 겪은 고주기피로(HCF, High Cycle Fatigue) 특성을 보였으며, 소재상의 문제는 없없다[5][6].

아울러, 최초 크랙은 응력이 집중되는 부위인 키이웨이 홈에서 발생 후 주응력방향인 45°방향으로 진행후 파단되었고, 피로균열임을 나타내는 비치마크(Beach mark)가 선명히 관찰되었으며, 전자현미경(SEM) 분석결과 특이사항은 발견되지 않는 것으로 분석되었다[5][6].

Figure 3에는 클러치 조립축 크랙 발단부 및 피로에 의한 비치마크를 나타내었다.

Figure 3: 
Crack initiation and beach mark of shaft [6]

Figure 4에는 축 표면의 미세구조, Figure 5에는 축 표면의 0.25R 위치 내부 축 표면의 미세구조 관찰 사진을 나타내었다. 전형적인 Band Structure를 보여주고 있으며 표면과 내부 미세조직의 차이가 크지않은 균일한 특성을 나타내는 것으로 보고되었다[6].

Figure 4: 
Microstructure of shaft surface [6]

Figure 5: 
Microstructure of 1/4R internal shaft [6]

Figure 6에는 클러치 허브와 조립된 크랙부 주위의 프렛팅이 발생한 축 표면의 조립축과 축 표면의 미세 구조, Figure 7에는 프렛팅부 단면의 미세구조, Figure 8에는 프렛팅부 에너지분산형 분광분석(EDS)결과를 나타내었다.

Figure 6: 
Microstructure of shaft surface fretting [5]

Figure 7: 
Microstructure of shaft surface section on fretting [5]

Figure 8: 
Analysis of energy dispersive spectrometry on shaft surface fretting [5]

축 표면 프렛팅부를 분석한 결과 산화물이 검출되었고, 전체적으로 대략 15㎛ 내외의 핏팅(Pitting)이 발생되어 있음이 관찰되었는데, 피로균열의 시작은 Figure 3에서와 같이 축 표면이 아닌 키이웨이 안쪽에서 시작되었으므로 축표면의 핏팅(Pitting)은 피로균열의 시작과 직접적인 연관은 없다고 평가되었다[5].

Figure 9에는 앤시스(ANSYS)에 의한 클러치 축의 응력분석 결과를 나타내었으며, 키이 홈에서 최대 응력값(294.4Mpa)이 발생되었다.

Figure 9: 
Stress analysis of cracked shaft [6]

Figure 10에는 크랙이 진행, 확장되어 컵과 콘(Cup and cone)의 형태로 비틀림 피로파괴가 발생된 동형선박 클러치 축의 전형적인 파손면 형태를 나타내었다.

Figure 10: 
Typical cup and cone type torsion fatigue fracture of clutch shaft

클러치 고착이 발생된 선박의 디젤엔진과 감속기어 클러치 조립축 사이에는 Figure 11의 좌측에 나타낸 바와 같이 3개의 고무열이 직렬로 연결된“V”사의 고무 탄성커플링(Rato 333ZYY)이 설치되었다.

Figure 11: 
Configuration of rubber elastic coupling, valcan rato 333 and valcan rato 312

고속 4행정 디젤엔진 선박 추진시스템에서 강성이 크고 감쇄성능이 낮은 고무블록(Rubber block)형 탄성커플링을 감속기에 설치한 경우, 비틀림 진동토크가 일반 고탄성커플링과는 달리 고무블록을 통해 차단되지 못하고 프로펠러축까지 MCR 전달토크의 57% 수준으로 그대로 전달되며, 선박이 조류와 역방향으로 항해시는 최고 73%에 달하는 경우도 있다[7].

로이드 선급에서는 상용운전 영역에서 비틀림진동 토크가 전달토크의 35%를 초과하지 않도록 추천하고[7], 미 군사규격 MIL-STD-167-2 type Ⅲ(비틀림 진동)에서는 최대 정격토크의 25% 이하를 요구[8]하고 있음을 감안할 때, 고무 탄성커플링 적용 선박은 이론적 해석에 의한 검증에 추가하여, 함정시운전시 실선 비틀림진동 계측 및 시운전평가의 필요성이 있다.

고무 탄성커플링이 적용된 클러치 고착발생 선박의 경우에도 동형선박에 대한 실선 비틀림진동 계측결과, 직진항해 시 최고 33.4%, 지그재그 기동시 최대 정격 토크의 36%에 달하는 선박도 있어 미 군사규격 기준치 25%를 초과하였다.

커플링 강성(0.569MN/rad)은 최초설계시에는 카탈로그 제시값을 사용, 고무 커플링의 비선형적인 특성을 감안하여 커플링 강성이 제시값의 70~135%까지 변한다고 가정하였으며, 커플링 강성 실험결과 해석과 실험의 오차가 크고, 커플링 강성을 150~180%까지 더 증가시킨후 비틀림진동을 해석할 경우 시험결과와 해석결과가 일치된다[9]. Figure 12는 고무 탄성커플링의 강성이 70%∼135%일때의 클러치 입력축의 진동토크의 계산값과 측정값을 나타내었으며, Figure 13에는 고무 탄성커플링의 강성이 70%∼135%일때의 클러치 입력축의 진동 토크의 계산값과 측정값을 나타내었다.

Figure 12: 
Vibratory torque at the reduction gear input shaft from calculation and measurement when the coupling stiffness is 70%~135% [9]

Figure 13: 
Vibratory torque at the reduction gear input shaft from calculation and measurement when the coupling stiffnessis 135%~180% [9]

이에따라, 고무 탄성커플링을 적용하는 고속 4행정 디젤엔진 선박 추진시스템에서는 감속기를 통해 전달되는 진동토크가 이론적인 해석결과보다 커서 감속기어로 전달되는 진동토크의 차단을 기대할 수 없으므로 감속기어 안전성 확보를 위해 설계시 피로강도 해석이 필요한 것으로 판단된다[7].

동형선박 4척에 대해 실선 추진축계 비틀림진동 측정 및 분석결과 크랙 손상이 발생된 감속기어 클러치축 입력단측에서 초기설계값(토크변동율 4kNm) 대비 과다한 비틀림진동 토오크가 입력되었다. Table 2에는 클러치 축에 입력되는 최대 비틀림진동 해석결과를 나타내었다. Table 3에는 MIL-STD-167-2 Type Ⅲ에 의한 조립축에 입력되는 비틀림 진동 기준 및 실선 최대 비틀림진동 계측결과를 나타내었으며, 대부분 기준을 초과하였다.

크랙이 발생된 고무 탄성커플링 적용 고속 4행정 디젤 엔진선박 추진시스템에서 감속기어로 진동토크의 과다 입력에 의한 감속기어 클러치 조립축의 안정성에 대한 분석도 필요하다.

Figure 14에는 엔진속도 변화에 따른 비틀림 진동 토크 측정결과를 나타내었다.

Figure 14: 
Torsional vibratory torque compare to engine speed for a follow ship

클러치 조립축에 대한 동형선박 실선 비틀림진동 및 횡진동 계측값을 기준하여 진동 피로분석 결과, 축의 안전율은 감속기어장비 미 군사규격인 MIL-G-17859D[10]에서 제시하는 기준치인 1.75를 만족하지 못하였고, 특정 회전수에서는 안전율이 1.0에 근접하였으며, 해상상태, 선박 운용조건 등에 따라 추가적인 하중의 발생에 의한 안정도 부족으로 고주기피로에 의하여 발생된 것으로 강하게 예측되어, 정적하중하에서의 노치팩터를 0.15로 고려하여 고주기 피로파손 예방의 설계반영이 필요한 것으로 판단되었다[11].

또한, MIL-STD-167-2의 특수성능(비틀림 진동) 규격에서 요구하는 비틀림 최대 변동응력(Mpa)은 인장강도/25로 39.24Mpa 이하이나, Table 4, Table 5에 나타낸 바와 같이 설계시의 최대변동 응력이 기준을 초과하였다.

Table 4, Table 5에는 선도선박 및 후속선박의 설계요구조건 대비 설계건전성 여부를 나타내었다.

Figure 15에는 엔진회전수 변화에 따른 비틀림진동 응력을 나타내었다.

Figure 15: 
Alternating torsional stress compare to engine speed for a follow ship

고무 탄성커플링을 적용하는 고속 4행정 디젤엔진 추진 시스템에서는 클러치 고착 및 고강도강인 감속기어 입력축의 고주기피로에 의한 크랙과 절손사고를 방지하기 위하여, 설계단계에서 고주기 피로파손에 대한 안전율을 충분히 확보 할 필요가 있다.

유체감쇠커플링은 고탄성 판스프링과 감쇠력이 좋은 유체를 이용하여 고무 탄성형보다 5~10배 정도의 큰 감쇠능력을 발휘할뿐만 아니라, 비틈진동댐퍼 역할도 동시에 수행할 수 있다[12].

Figure 16에는 엔진회전수 변화에 따른 클러치 축의 안전율을 나타내었다.

Figure 16: 
Safety rate of clutch shaft compare to engine speed for a follow ship

따라서, 고무 탄성커플링을 적용하는 고속 4행정 디젤엔진 추진시스템에서는 클러치 고착 및 고강도강인 감속기어 입력축의 고주기피로에 의한 크랙과 절손사고를 방지하기 위하여 설계단계에서 고주기 피로파손에 대한 안전율을 충분히 확보할 필요가 있다.

진동, 충격 등 특수성능이 요구되는 선박의 경우 유체감 쇄커플링을 우선적으로 적용하여 비틀림진동 손상사고 위험을 방지할 필요성이 있다.

또한, 선박 운용단계에서의 추진 동력전달장치 고장을 방지하기 위해서는 장비선정 시에 디젤엔진, 감속기어, 탄성커플링, 추진축 및 프로펠러, 추진기관 제어체계 등 긴밀한 연동과 협조가 요구되는 장비는 디젤엔진제작사에서 일괄적으로 공급토록 하고, 디젤엔진, 감속기어, 추진축 및 워터젯추진기는 관급을 도급으로 전환하여 효과적인 추진체계 연동작업이 수행되어야 할 것으로 판단된다.

감속기어 입력단에 설치된 디젤엔진 발칸 커플링은 Figure 11의 우측에 나타낸 강성(0.288MN/rad)이 낮은 모델(Rato 312ZYY)로 변경, 변경품을 적용하여 클러치 고착이 발생된 선박에 장착하여 시운전 및 비틀림진동을 계측하였으나, 고속에서 디젤엔진 횡방향 비틀림 고유 진동수와 공진이 발생, 고속운항 영역에서 비틀림 진동이 증폭되는 부작용이 발생되어 적용이 난이하였다.

클러치 조립축 크랙발생 관련 조립축은 축 안전율 증가를 위해 축경을 130mm에서 145mm로 15mm를 증대하고, 키이웨이부 라운드를 0.6mm에서 1.7mm로 증대하여 응력 집중을 완화하여 적용 및 기술변경을 완료하였다.