한국정밀공학회지 제 29 권 2 호 pp. 147-155

Journal of the Korean Society for Precision Engineering Vol. 29, No. 2, pp. 147-155

February 2012 / 147

◆ 특집 ◆ 초대형 부품가공용 복합가공기 기술

풍력 발전기 부품가공용 복합수직선반의 최적 설계에 관한 연구

Optimization of Multi-tasking Vertical Lathe For Windmill Parts

최학봉1, 이종훈

1,�, 박우상

1, 신흥철

1, 오정석

2, 박천홍

2, 이동윤

3

Hag Bong Choi1, Jong Hoon Lee

1,�, Woo Sang Park1, Heung Chul Sin

1, Jong-Suk Oh

2,

Chun Hong Park2 and Dong Yun Lee

3

1 ㈜기흥기계 (Kiheung Machinery Co., Ltd.)

2 한국기계연구원 (Korea Institute of Machinery & Materials)

3 한국생산기술연구원 (Korea Institute of Industrial Technology)

� Corresponding author: biker0420@gmail.com, Tel: 042-933-5500

Manuscript received: 2012.11.30 / Accepted: 2011.12.26

Wind power, which is one of the promising renewable energies, has shown the high growth rate

of 35 % of the annual average in the recent 5 years and also windmill related equipment market

has been fast-growing. Yaw & Pitch bearing are the key parts of windmill and are machined by

huge vertical lathe which is monopolized by the advanced countries. The purpose of this study is

to develop the multi-tasking vertical lathe for 5 MW grade windmill bearings, which might be mass

produced 3 or 5 years later. In this study, the structure of the crossrail and rotary table, which are

the key units of the huge multi-tasking vertical lathe, were optimized through the finite element

analysis. Also the basic performance of the rotary table has been evaluated.

Key Words: Windmill(풍력발전), Multi-tasking Vertical Lathe (복합수직선반), Hard Turning(하드 터닝), Hydrostatic

Bearing (유정압 베어링), Rotary Table (회전테이블)

1. 서론

일본의 원전사고로 인해 원자력발전이 안전성

문제가 심각하게 대두되고 있는 가운데, 그 대안

으로 풍력발전에 대한 관심이 전 세계적으로 부각

되고 있다. 풍력발전은, 화석연료와 가격경쟁력을

갖춘 신재생에너지 중 하나이며, 무한한 자연에너

지를 이용하는 발전방식으로 에너지 생산 비용과

친환경적이라는 점 등의 장점이 있다.

풍력발전기 산업은, 유럽을 중심으로 최근 10

년간 매년 20~50%의 달하는 고도성장을 이어가고

있는 산업으로서, 풍력 발전량은 1990 년대 말

10GW 에 불과하던 발전량이 2010 년에는 196GW

로 성장하였고 2020 년에는 약 1,500GW 로 성장할

것이 추정되며 전세계 전력수요의 12%를 담당할

것으로 예상되는 고성장 산업이다.1

이 성장세에 힘입어 2015 년 이후에는 반도체,

조선 등과 견줄 수 있는 세계 경제의 핵심 신성장

산업의 하나로 자리매김을 할 전망이다.

세계 풍력 시장의 주된 흐름은 발전기의 용량

증대를 통한 비용 절감 노력이다. Risø National Lab.

의 보고서에 의하면, 발전용량이 1980 년대 초반

25kw 에서 2005 년 1.5MW 으로 증대하면서 kwh 당

전력 생산비는 40cent 에서 8cent 로 감소하여 다른

에너지원(석탄, 핵)을 대체할 수 있는 수준이 되었

다. 선정된 지역에서 단위 기계당 발전용량을 키

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우는 가장 큰 요소는, 에너지량을 결정하는 회전

날개의 회전면적(swept area)이며 이로 인해 Blade,

Hub, Nucell, Tower등 풍력 발전기 구성부품 전부가

대형화되고 있다.

풍력 발전기용 부품가공 시장에서 반경 2,000

㎜이상의 가공 부품용 대형 복합수직선반이 필요

하게 된 것은 풍력 발전기의 발전용량이 1MW 를

상회하게 된 근래의 일이며, 더욱이 대형 풍력 발

전기 부품 가공 전용의 수직선반을 구상하게 된

것은 풍력발전기가 양산화 되기 시작한 극히 최근

의 일이다. 지금까지는 선박용 또는 항공기용, 건

설용 대형부품 가공용 대형 가공설비를 이용하여

풍력부품(Yaw & Pitch bearing 등)을 가공하여 왔으

나 향후 급속히 증가할 풍력시장을 대상으로 점점

전문화된 대형 복합 가공기가 개발되고 있다.

Fig. 1 World total installed capacity 1

Fig. 2 Total installed wind capacity 1997~2010

Development and Prognosis1

Fig. 3 Main bearings of the windmill (Yaw & Pitch

bearing)

세계 유수의 대형 공작기계 메이커들은 이미

선박 부품 등의 대형 부품가공용 하드터닝기술을

이용하여 연삭 공정 없이 하드터닝만으로 대형 풍

력 발전기의 베어링을 가공할 수 있는 복합 수직

선반을 개발, 적용하여 높은 생산성을 내고 있으

며 관련 수직선반 시장을 독점하고 있다. 또한, 80

년대 말부터 시작된 선반의 다기능화 추세에 따라

중소형 선반에서 밀링기능을 가진 Turn-Mill 선반

이 꾸준히 개발되었으며 2000 년대 들어서는 밀링

과 선반의 기능을 동시에 가지면서도 타 기술들이

부가되는 복합 가공기의 개발이 대형 선반에도 접

목되기 시작하였다. 대표적인 부가기술로는 Y 축

테이블, APC (Auto Pallet Changer), 선반-밀링 복합가

공 헤드, 구면 가공을 원활히 수행할 수 있는 틸

팅헤드 등이 있으며 임의 각도의 가공이 가능한

유니버설 헤드 (universal head)까지 개발, 상용화가

완료된 상황이다. 또한, 터닝, 밀링 및 연삭작업을

동시에 수행할 수 있는 AHC (Automatic Head

Changer)도 개발되어 상용화되고 있다.

따라서, 본 연구에서 개발하고자 하는 복합가

공기는 5MW 급 풍력 발전기용 요(yaw)와 피치

(pitch) 베어링과 같이 복합 형상을 가지고 있는 초

대형 부품을 한 대의 기계에서 가공할 수 있도록

복수의 헤드와 하드터닝(hard turning) 이 가능한 고

속 로터리 테이블 및 고강성 램으로 구성되어 있

다. 표면 경화된(HRC60 이상) 베어링의 자유곡면

을 정밀하게 가공할 수 있으며, 연삭공정 없이 베

어링의 레이스면 가공이 가능하고 베어링 부착용

홀(hole)들을 한 번의 장착(chucking)으로 가공할 수

있도록 설계하였다.

Fig. 4는 대형복합 수직선반의 전체적인 구조를

나타내고 있다.

Fig. 4 The structure of the multi-tasking vertical lathe

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전체 기계 크기는 12,000*8,000*4,000(mm)(가로

*세로*높이)이고 기계중량은 1,500kN 에 달한다.

본 가공기에서 가공할 수 있는 최대 가공물 크기

는, 직경 5,000mm, 높이 500mm 이며, 최대 중량은

250kN 이다. C 축에 해당하는 로터리 테이블은 직

경 4,000mm, 최대 회전수는 130rpm이다.

2. 핵심 유니트 최적화 설계

2.1 크로스레일 최적화 설계

표면 경화된 베어링을 하드터닝 가공을 하기

위해서는 가공기 자체에 대한 고강성화가 요구되

며, 이에 따라 필연적으로 기계 중량이 증가하게

된다. 이는 중량에 따른 기계 자체 변형이 발생할

가능성이 커짐을 의미한다. 특히 램과 같이 길게

돌출된 무거운 구조물은 기계의 구조적 변화를 심

화시켜 가공정밀도를 저해시킨다.2,3 본 연구에서

다루고 있는 복합수직선반은 두 쌍의 램과 새들의

자중(4.4ton)에 의해 크로스레일에 뒤틀림이 크게

발생할 것으로 예상된다.

이런 뒤틀림을 방지하고자 균형 무게추를 적용

하는 것이 일반적인 방법이지만, 이로 인한 무게

증가와 구조적인 취약점이 발생하게 된다. 따라서

본 연구에서는 균형 무게추를 배제하고 크로스레

일 자체의 구조 개선을 통한 뒤틀림을 최소화하고

자 한다.

Fig. 6에서는 먼저 크로스레일의 일반적인 설계

안을 바탕으로 공구 중심점의 위치(램의 끝단으로

부터 650mm 지점)를 설정하고 X, Y, Z 에 대한 각

변위방향을 결정하였다.

Fig. 5 General crossrail 3D modeling

일반적인 크로스레일 설계 안으로 크로스레일

중심으로부터 1,000mm 의 이격된 거리에 램과 새

들이 위치한 상태에서 순수 자중에 의한 변형이

발생하도록 설정하고 구조해석을 수행하여 결과를

도출하였다.

Fig. 6 Tool center position & displacement direction

Fig. 7 The FEM result of general crossrail

일반적인 크로스레일 설계 안에 대한 해석 결

과 X축 -40.2 ㎛, Y축 52.5 ㎛, Z축 -117.1 ㎛의 변

위가 발생함을 확인하였다.

앞선 해석 결과를 토대로 램과 새들의 자중

(4.4ton)에 의하여 크로스레일 뒤틀림이 발생되는

현상으로 파악되었다. 이 뒤틀림은 공구의 위치

정밀도에 큰 영향을 미치므로 X, Y, Z축에 대한 변

위의 조정값을 찾아 위치정밀도를 맞추는 작업이

필수적이다. 그러나 크로스레일 고정형의 경우, 램

과 새들이 이동하면서 가공을 수행하기 때문에 X

와 Z 축의 보정은 가능하나, Y 축은 이동이 불가능

한 고정 구조로 되어 있어 보정이 어려운 상황이

므로 뒤틀림 발생을 개선하기 위해서는 크로스레

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일 자체의 구조적인 개선 작업이 필요하다.

일반적인 크로스레일 설계 안을 토대로 1/2 단

면 모델을 만들고, 램과 새들의 무게에 해당하는

4.4ton이 C점에 작용할 때 크로스레일에 미치는

영향을 확인하기 위해 구조해석을 수행하였다. 그

결과 Y축 변위를 살펴보면, 램과 새들의 무게중심

에 해당하는 C 점에서 -4.9 ㎛, 크로스레일 상단부

인 A점에서 -14 ㎛, 크로스레일 하단부인 B점에서

4.3 ㎛의 변위가 발생함을 확인하였다.

Fig. 8 Boundary condition & result of FEM

이 결과를 토대로 뒤틀림에 대한 변위를 최소

화 하고자 구조최적화 해석을 수행하였다.4,5 해석

에 앞서 첫 번째 제한조건은 Y 축 변위의 최대값

(A)과 최소값(B)의 절대값 차가 0.5 ㎛보다 작아야

한다는 것이고, 두 번째 제한조건은 mass point 변

위(C)가 Y축 방향으로 -0.5 ㎛를 넘지 않아야 한다

는 것이며 위의 조건을 식으로 표현하면 다음과

같다.

∣A′-B′∣< 0.5 ㎛ (1)

C > -0.5 ㎛ (2)

Fig. 9 에서와 같이 크로스레일의 외형과 컬럼

연결부위를 형상의 변화가 없는 비설계 영역으로

설정하였고, 내부 공간은 형상이 변화되는 설계영

역으로 설정하였다.

Fig. 9 Constraints & Design / non-design domain

Fig. 10 은 구조 최적화를 위한 해석 결과, 크로

스레일 상단부와 무게 중심점이 있는 크로스레일

앞면에는 내부 구조물이 남아 있으나, 크로스레일

하단부와 뒷면에 대해서는 구조물이 제거되어 있

는 것으로 보아 뒤틀림에 대해 “г” 또는 “ㄷ” 형

태가 강성을 높이는 구조임을 확인할 수 있었다.

Fig. 10 Topology optimization of crossrail

따라서, Fig. 11은 개선된 크로스레일 모델은 해

석결과를 바탕으로, Y 축과 Z 축 단면에 대하여

‘ㄷ’자 형태로 단면 길이를 보강하였고, 하중에 대

한 처짐에 대한 강성을 보강하기 위해 하단부를

아치형으로 설계하였다. 그리고 주물 주형 후 흙

제거를 위하여 hole 을 상면부에 4 열, 후면부 3 열

을 배치하였다.

Fig. 11 Modified crossrail 3D modeling

Fig. 12의 그래프와 같이 개선된 크로스레일 모

델에 대한 공구중심점 변위 대한 해석을 수행한

결과 X 축과 Z 축의 변위 차는 3.6 ㎛과 5.1 ㎛으로

큰 변화가 없으나 Y 축의 변위 차는 28.7 ㎛로 개선

Fig. 12 TCP displacement at machining point

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Fig. 13 Crossrail photo

후 모델이 개선 전 모델에 비해 중량은 3.4ton 이

증가하였으나, Y 축 변위 차가 28.7 ㎛로 약 55%

개선되었음을 확인하였다.

Fig. 13은 실제 제작된 크로스레일 사진을 나타

내고 있다. 크로스레일 크기는 10,414*1,451*1,193

mm(가로*세로*높이)이며, 중량은 34 ton 이다.

2.2 로터리 테이블 최적화 설계

로터리 테이블은, 복합수직선반에서 대형 가공

물을 장착하고 선삭가공을 위한 연속회전 및 밀링,

보링, 드릴링을 위한 인덱싱(indexing) 기능을 수행

하는 핵심 모듈이다. 대형 로터리 테이블의 적용

베어링은, 내/외부 진동에 대한 감쇠특성 등의 특

징을 갖고 있는 유정압 베어링을 적용하는 것이

일반적이다. 반면, 일반 접촉(contact) 베어링을 적

용 할 경우, 크기가 커질수록 상당히 고가이며, 수

급에 어려운 점 등이 개발자의 선택의 폭을 좁히

고 있는 실정이다. 본 연구에서 개발목표로 하는

유정압 로터리 테이블의 제원은 아래와 같다.

Table 1 Specification of rotary table

Items Specification

Load capacity 500 kN

Stiffness 3,000 N/㎛

Rotation speed 80 rpm (2nd: 130 rpm)

Rotation accuracy 20 ㎛

Resolution 0.01 °

Power transmission method Rotary type rack & pinion

본 연구에서 개발하고자 하는 복합수직선반용

로터리 테이블 자체는 대형이지만, 스러스트 베어

링의 경우 같은 형상의 모듈화된 패드(pad)를 등간

격으로 배치하여 적용이 가능하므로, 각 패드의

절대 높이만 동일하게 가공하면 베어링 제작에는

큰 어려움이 발생하지 않는다. 다만 베어링부의

상하 부상면의 평면도가 회전정밀도와 축강성에

영향을 주므로 정밀한 가공이 요구된다.

Fig. 14 Layout of the rotary table

Fig. 15 는 최초 설계된 모듈러 타입 유정압 스

러스트 베어링의 배치 및 이에 따른 로터리 테이

블 본체의 구조해석 모델을 나타내었다. 테이블은

φ4,500 mm 로 설계하였으며 베어링을 내부와 외

부 총 2 열로 배치하였다. 외부 베어링의 대표직경

을 크게 할수록 구조적 안정성은 강화되나 이에

수반하여 구동부의 rack 에 해당하는 ring 기어의

크기가 커지게 되어 제작 난이도 및 원가가 상승

하게 된다. 이를 고려하여 일차적으로 유정압 스

러스트 베어링의 내부 베어링 패드 대표직경은 φ

1,000 mm, 외부 베어링 패드 대표직경은 φ2,350

mm 으로 설계하였으며 내부에 8 개, 외부에 18 개

의 패드를 배치하여 총 26 개의 모듈러 패드가 테

이블을 지지하는 구조로 설계하였다.

Fig. 15 Arrangement of hydrostatic thrust bearing & 3D

modeling for 1st design

지지하중 설계조건으로, 테이블의 자중 약

250kN 에 가공물 및 치구의 하중 약 250kN 등 총

500kN 으로 설정하였다. 베어링 형식은 하중이 크

고 베어링 직경도 크므로 자중 보상형으로 하였으

며, 최대 회전수는 하드터닝을 고려하여 130rpm 으

로 설정하였다. 베어링 요구강성의 경우 회전테이

블 정강성 목표가 3,000N/㎛임을 고려하여, 전 동

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작영역에서 최소 5,000N/㎛ 이상을 목표로 하였다.

설계 조건은 일반적 황삭조건에서 내부 베어링

패드에 대한 최외각부의 상대변형이 50 ㎛ 이하,

내부 베어링 패드에 대한 외부 베어링 패드의 상

대변형이 10 ㎛ 이하가 되는 조건을 목표로 설정

하였다.

Fig. 16 에서 고정치구를 포함한 가공물 중량은

5MW급 베어링 기준으로 통상적인 수치인 100 kN

으로 가정하였으며, 테이블 최외곽(φ4,000 mm 이

상 영역)에 균등 분포하는 것으로 가정하였다. 가

공부하조건은, 일반적인 황삭조건에 해당하는 3 kN

이 테이블 최외곽의 10° 영역에 균등 분포하는

것으로 가정하였다. 해석은 테이블 자중과 가공물

부하(100kN)가 작용할 경우와 테이블 자중, 가공물

부하 및 가공부하(3kN)까지 모두 작용할 경우에

대해서 수행하였다.

Fig. 16 Boundary conditions for 1st FEM model

Fig. 17 은, 1 차 설계된 로터리 테이블 모델의

구조변형 해석결과를 나타내고 있다. 테이블 자중

과 함께 100 kN의 가공물 부하가 작용할 경우, 내

부 베어링 패드 위치에서는 약 30 ㎛, 외부 베어

링 패드 위치에서는 약 43 ㎛, 테이블 외곽에서는

약 103 ㎛의 변형이 발생하였다. 3 kN의 가공부하

가 편하중으로 가해질 경우, 가공부하 작용방향

기준으로 내부 베어링 패드 위치에서는 약 31 ㎛,

외부 베어링 패드 위치에서는 약 46 ㎛, 테이블

외곽에서는 약 112 ㎛의 변형이 발생하였다. 1 차

설계의 경우 외부 베어링 패드 위치 외곽부에서

변형이 급격히 일어나고 있으며 내부 베어링 패드

에 대한 최외각부의 상대변형이 50 ㎛ 이하, 내부

베어링 패드에 대한 외부 베어링 패드의 상대변형

이 10 ㎛ 이하로 제한한 설계목표를 만족하지 못

하고 있다. 이는 외부 베어링 위치 선정에 따른

테이블 구조의 취약성을 보여 준다. 이상의 해석

결과로부터, 구조강성을 크게 하기 위하여 ring 기

어의 크기가 커지는 어려움을 감수하고 외부 베어

링 패드의 대표직경을 크게 하는 방향으로 테이블

을 재설계 하였다.

(a) Work piece(100kN) (b) Include cutting force (103kN)

Fig. 17 FEM result of 1st design

Fig. 18은 재설계된 로터리 테이블의 간략화 모

델을 보여 준다. 테이블의 직경을 φ4,500 mm에서

φ4,000 mm 로 줄여 테이블의 중량을 줄이면서 외

부 베어링 패드의 대표직경을 φ3,000 mm 로 증가

시켜 구조적 안정성을 추구하였다.

(a) 1st design (b) 2nd design

Fig. 18 Design improvement

Fig. 19는 2 차 설계 모델의 구조변형 해석결과

를 나타내고 있다. 테이블 및 가공물의 자중만 작

용할 경우 내부 베어링 패드 위치에서는 약 27 ㎛,

외부 베어링 패드 위치에서는 약 39 ㎛, 테이블

외곽에서는 약 50 ㎛의 변형이 발생하였다. 내부

베어링 패드에 대한 테이블 외곽의 상대 변형량은

23 ㎛으로 1 차 설계의 73 ㎛ 과 비교할 때 현저

한 차이를 보였다. 3 kN의 가공부하가 추가로 가해

질 경우, 가공부하 작용방향 기준으로 내부 베어

링 패드 위치에서는 약 27 ㎛, 외부 베어링 패드

위치에서는 약 41 ㎛, 테이블 외곽에서는 약 55

㎛의 변형이 발생하였다.

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(a) Work piece(100 kN) (b) Include cutting force(103 kN)

Fig. 19 FEM results of 2nd design

비교 결과에서 알 수 있듯이 테이블의 구조변

형은 외부 베어링 패드의 대표직경을 크게 함으로

써 크게 개선되었음을 알 수 있다. 2 차 설계의 경

우 내부 베어링 패드에 대한 최외각부의 상대변형

이 28 ㎛ (1 차 설계의 경우 81 ㎛)으로 이를 50

㎛ 이하로 제한한 설계목표를 만족하고 있으나,

내부 베어링 패드에 대한 외부 베어링 패드의 상

대변형은 14 ㎛로 이를 10 ㎛으로 제한한 설계목

표는 만족시키지 못하고 있다. 이를 만족시키기

위해 전체 베어링의 부하용량 및 강성은 동일하게

유지하면서 외부 베어링의 부하용량 및 강성을 증

가시키는 방향으로 3 차 설계를 하였다. 이 때 내

부 베어링과 외부 베어링의 부하하중의 비율은 내

/외부 베어링의 직경비인 1:3 으로 설정하였으며

배관 등의 편의를 위해 내부 베어링의 패드 수는

8 개, 외부 베어링의 패드 수는 20 개로 하고 패드

의 크기를 조정함으로써 부하하중 비를 1:3 으로

유지하였다.

Fig. 20은 2 차 설계와 3 차 설계의 구조변형 해

석결과를 비교한 것이다. 3 차 설계의 경우 테이블

및 가공물 자중만 작용할 경우 내부 베어링 패드

위치에서는 약 30 ㎛, 외부 베어링 패드 위치에서

는 약 37 ㎛, 테이블 외곽에서는 약 47 ㎛의 변형

이 발생하였다. 3 kN의 가공부하가 편하중으로 가

해질 경우, 가공부하 작용방향 기준으로 내부 베

어링 패드 위치에서는 약 30 ㎛, 외부 베어링 패

드 위치에서는 약 39 ㎛, 테이블 외곽에서는 약

52 ㎛의 변형이 발생하였다. 내부 베어링 패드에

대한 최외각부의 상대변형은 22 ㎛ (2 차 설계의

경우 28 ㎛), 내부 베어링 패드에 대한 외부 베어

링 패드의 상대변형은 9 ㎛ (2 차 설계의 경우 14

㎛)으로 3 차 설계의 경우 설계 목표를 만족함을

알 수 있다.

Fig. 21은 3 차 설계를 바탕으로 설계/제작된 로

터리 테이블의 각 부품 및 조립된 사진을 나타낸다.

가공부하작용부가공부하미작용부 가공부하작용부가공부하미작용부

(a) Work piece(100 kN) (b) Include cutting force(103 kN)

Fig. 20 Comparison between 2nd and 3rd design

(a) Pad assembling (b) Upper plate

(c) Rotary table assembly

Fig. 21 Photos of rotary table

3. 실험 방법 및 결과

3.1 로터리 테이블 회전정밀도 실험

Fig. 22, 23은 로터리 테이블 회전정밀도 측정실

험을 위한 개략도와 측정실험 사진을 보여 준다.

테이블 중앙에 진구도 20.9 nm 인 마스터 볼을 설

치하고 반경/축방향 회전정밀도를 측정하기 위해

마스터볼 상부와 측부에 측정범위가 ±50 ㎛인 정

전용량형센서를 설치하였다.

Fig. 22 Schematic diagram of run-out measurement

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Fig. 23 Photos of run-out measurement

실험은 유압으로 부상된 테이블을 5 rpm 의 속

도로 회전시키며 수행하였으며 마스터 볼의 장착

오차를 제거하기 위하여 측정결과에서 1 주기 성

분을 제거하였다.

Fig. 24 는 회전정밀도 측정결과를 보여 준다.

실험 결과 반경방향의 회전정밀도는 4.32 ㎛, 축방

향 회전정밀도는 19.96 ㎛로 나타났으며 목표치 20

㎛을 만족하는 양호한 결과를 보였다.

(a) Radial run-out (b) Axial run-out

Fig. 24 Results of run-out measurement

3.2 로터리 테이블 축강성 실험

Fig. 25, 26은 로터리 테이블 축강성 측정실험의

개략도와 측정실험 사진을 보여 준다. 6,200 N 의

하중을 가진 부하(weight) 6 개를 이용하여 총

37,200 N의 하중을 부가하였으며 각각의 정전용량

형 센서에서 측정된 변위를 평균하여 강성을 계산

하였다.

Fig. 25 Schematic diagram of stiffness measurement

Fig. 26 Photos of stiffness measurement

Fig. 27 은 축강성 측정결과를 나타낸다. 최소오

차자승법을 이용하여 구한 로터리 테이블의 축강

성은 목표치 3,000 N/㎛을 상회하는 3,939 N/㎛으로

나타났으며 향후 유량, 부상량 등 유정압 베어링

최적화 과정을 거쳐 재측정할 예정이다.

0 2 4 6 8

-5

0

5

10

15

20

25

30

35

40

Lo

ad

(k

N)

Displacement (µm)

Stiffness : 3,939 N/µm

Fig. 27 Result of stiffness measurement

4. 결론

본 연구에서는 복합수직선반의 핵심요소인 크

로스레일과 로터리 테이블에 대한 해석을 통한 최

적설계, 제작, 성능평가를 수행하였다.

그 결과, 크로스레일에 대해서는 구조최적화

해석을 통한 최적설계를 하였고, 로터리 테이블에

대해서도 반복 해석을 통해 테이블의 변형 편차를

최소화하는 방향으로 최적화를 수행하였다. 제작

된 로터리 테이블의 경우 기본적인 성능평가를 진

행하였으며 반경방향 회전정밀도 4.32 ㎛, 축방향

회전정밀도 19.96 ㎛, 축강성 3,939 N/㎛로 목표치

를 상회하는 양호한 결과를 얻을 수 있었다.

추후, 본 연구내용에서 거론한 크로스레일과

로터리 테이블 이 외의 핵심부품(램, angle head,

turret head 등)과 기타 보조장치(Automatic Head

한국정밀공학회지 제 29권 2호 pp. 147-155

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Changer) 등을 조립 완료하여, 풍력발전용 부품가

공용 복합수직선반 시스템에 대한 분석 및 성능평

가를 할 예정이다.

후 기

본 논문은 지식경제부의 산업원천기술개발사업

“고정밀 대형 부품가공용 복합가공기 개발” 과제

의 일환으로 연구되었습니다. 이에 감사 드립니다.

참고문헌

1. WWEA, “World Wind Energy Report 2010,” 2010.

2. Brecher, C., Manoharan, D. and Klein, W., “Active

Compensation for Portal Machines,” Production

Engineering, Vol. 4, No. 2-3, pp. 255-260, 2010.

3. Brecher, C., Manoharan, D. and Stephan Witt, E. W.

E., “Structure Integrated Adaptronical Systems for

Machine Tools,” Production Engineering, Vol. 2, No.

2, pp. 219-223, 2008.

4. Lee, M. G., Song, K. H., Choi, H. B. and Lee, D. Y.,

“The Displacement Minimization of the tool Center

Point by the Crossrail Structure Improvement of the

Portal Machine,” Journal of KSMTE, Vol. 20, No. 3,

pp. 310-315, 2011.

5. Optistruct, “Optistruct 10.0 Reference,” Altair

Engineering Inc., 2010.

6. Hwang, J. H. and Park, C. H., “ Design and Evaluatio

of an Ultra Precision Rotary Table for freeform

machine tools,” Journal of KSPE, Vol. 27, No. 7, pp.

94-100, 2010.