함정용 디젤엔진 냉각수 가스켓의 기밀성 향상을 위한 초탄성 모델 기반 형상 최적화 연구

1. 서 론

함정 CODAD 추진체계의 추진기관인 디젤엔진의 실린더 헤드는 순간적인 폭발 압력과 고온에 직접 노출되는 부분이다(Luo et al., 2020). 따라서 열 부하 관리 및 장비 보호와 연소 효율의 최적화 등을 위해 실린더 헤드 내부에는 냉각 통로를 통해 냉각수를 순환시키며, 냉각수는 열응력에 의한 파손을 억제하는 역할도 한다(Hu et al., 2020; Wang et al., 2007). 최근 LOO-II급 함정에 탑재된 디젤엔진에서 실린더 헤드와 냉각수 다기관 접합부를 중심으로 한 냉각수 누설 결함이 Fig. 1과 같이 발생하였다.

Fig. 1

The part of damage occurred

현장 조사 결과, Fig. 2와 같이 누설된 냉각수는 단순히 냉각 계통의 유체 손실에 그치지 않고, 인접한 실린더 헤드와 블록 외벽에 침투하여 국부적 점부식(Pitting Corrosion) 및 재질의 열화를 초래하는 연계 손상을 유발하고 있다(Dubov et al., 2024). 디젤엔진의 주 냉각 계통에서 누수가 발생할 시 열교환 용량이 부족해져 냉각 효율이 저하되거나, 특정 부위의 냉각 흐름이 지체될 경우 실린더 헤드나 라이너에 열응력이 집중되어 균열이 발생할 수도 있다(Zhang et al., 2022).

Fig. 2

The part of leakage

통상적으로 선박용 디젤엔진에서 실린더 헤드와 실린더 블록을 체결 시 전용 유압잭을 사용하여 실린더 블록에서 헤드를 관통하여 위로 솟아 있는 실린더 스터드 볼트를 배치하고, 헤드 위에서 스터드 볼트와 맞물려 고정하여 기계적으로 체결한다. 가스켓의 밀폐 성능은 이러한 볼트 체결 토크에 크게 의존하며, 체결력이 확보되지 않으면 접촉압력 분포가 불균일해져 기밀 성능이 저하된다(Kandreegula et al., 2015). 그러나 본 연구 대상 함정의 경우 Fig. 3과 같이 디젤엔진의 실린더 블록과 실린더 헤드의 냉각수 출구변 사이에 기계적 체결을 위한 장치가 존재하지 않아 가스켓의 탄성 복원력과 상하부 구조물의 단순 접촉 압력(Contact Pressure)에만 의존하여 기밀을 유지하는 특수한 구조를 취하고 있다. 고무 씰의 밀폐 조건은 최대 접촉응력이 유체압력을 상회해야 한다는 점에서(Sun et al., 2009), 이러한 체결 장치 부재 구조는 설계 파라미터 변동에 따른 밀폐 성능에 대한 안전 여유가 부족하다. 이러한 구조 하에서 냉각수 누설이 발생할 경우 냉각 효율 저하와 특정 부위의 냉각 흐름 지체로 인해 실린더 헤드나 라이너에 열응력이 집중되어 균열이 발생할 수 있으며 누설된 냉각수가 금속 표면에 장기 접촉할 경우 국부적 점부식을 유발하여 부품의 내구성을 급격히 저하시킬 수도 있다(Dubov et al., 2024).

Fig. 3

Comparison on the cylinder head and block fastening part

실제로 LOO-II급 전 함정(총 4척)을 조사한 결과 디젤엔진 냉각수 다기관 출구변 인근의 누설로 인한 연계 손상이 ’22년 3건, ’23년 3건, ’24년 6건, ’25년 4건 발생했으며 이로 인해 파생되는 현상(점부식 등)으로 사용 불가한 실린더 헤드가 증가하고 있다.

본 고장은 소요정비부대인 해군 정비창 대형기관정비팀의 협조를 통해 현장을 방문하여 고장현상 조사 및 시험을 수행하였다. 특히 본 연구에서는 디젤엔진 실린더 헤드 냉각수 다기관 출구변에 직접적으로 맞닿아 있는 고무가스켓의 개선방안에 대해 중점적으로 연구하여 냉각수 누설 방지를 위한 최적의 가스켓 형상을 도출해 향후 동일 계열 엔진의 정비 신뢰성 향상과 함정 운용 효율화에 기여하고자 한다.

2. 가스켓 성분 분석

가스켓의 밀폐력 수치 해석에 앞서 재질을 규명하기 위해 FT- IR, 열분해 GC/MS, TGA, SEM-EDX의 4종 분석을 순차적으로 수행하였다. 각 분석은 상호 보완적으로 활용하여 가스켓 주성분의 화학 구조, 열적 특성 및 원소 조성을 종합적으로 확인하였다.

3. 가스켓 밀폐력 해석

3.2 가스켓 모델 형상

가스켓은 ① 기존 가스켓(이하 “기존 모델”), ②기존 형상에서 전체 내경을 1 mm 두껍게 한 형상(이하 “A 모델”), ③전체 외경을 0.5 mm 두껍게 한 형상(이하 “B 모델”), ④ 전체적으로 내경 1 mm와 외경 0.5 mm을 두껍게 한 형상(이하 “C 모델”)으로 Fig. 4~Fig. 7과 같이 총 4가지 형상으로 해석을 수행하였다.

Fig. 4

Conventional Design

Fig. 5

Conventional Design + Inner Dia 1 mm (“A Model”)

Fig. 6

Conventional Design + Outer Dia 0.5 mm ("B Model")

Fig. 7

Conventional Design + Inner Dia 1 mm + Outer Dia 0.5 mm ("C Model")

3.3 가스켓 밀폐력 해석 결과

가스켓의 밀폐 성능을 분석하기 위한 접촉 압력(Contact Pressure, P_c)은 코시 응력 텐서(Cauchy stress tensor, σ)의 법선 성분으로 도출된다(Holzapfel 2000).

$\[ \sigma =dev\left(\frac{2}{J}F\frac{\partial W}{\partial C}{F}^T\right)-pI \]$

$\[ P_c=-c\cdot \left(\sigma \cdot n\right) \]$

(2)

n은 접촉면의 법선 벡터이며 p는 비압축성을 유지하기 위한 정수압이다. 물리적으로 P_c가 내부 냉각수의 압력(P_f)보다 높게 형성되어야 냉각수의 침투를 저지할 수 있다.

접촉압력분포 해석 결과 Fig. 8~Fig. 11과 같이 건식 환경(=마찰계수 0.8)에서 기존 모델의 최대 접촉압력은 2.8 MPa, A모델의 모델의 최대 접촉압력은 3.3 MPa, B모델의 최대 접촉압력은 4.8 MPa, C모델의 최대 접촉압력은 5.6 MPa이다.

Fig. 8

Contact Pressure of Conventional Design

Fig. 9

Contact Pressure of A Model

Fig. 10

Contact Pressure of B Model

Fig. 11

Contact Pressure of C Model

밀폐력에 대한 성능을 정량적으로 평가하기 위해 밀폐율(Seal Ratio, R_s)를 차용하였다. 밀폐율은 식 3 과 같이 가스켓 접촉면의 최대 접촉 압력과 작동 유체의 내압 사이의 비로 정의한다.

$\[ R_s=\frac{P_c}{P_f} \]$

(3)

밀폐의 물리적 최소 조건은 접촉압력이 유체압력보다 커야한다는 것이며 이 조건이 성립하지 않으면 유체가 접촉면을 통해 침투하여 누설이 발생한다(Sang et al., 2012). 그러나 실제 밀봉 설계에서는 운용 중 접촉 압력 손실, 열변형, 재료 열화, 표면 불규칙성 등의 불확실성을 고려하여 안전 여유를 포함한 기준값을 적용한다. ASME Boiler & Pressure Vessel Code(Section VIII)는 가스켓 인수 기준으로 잔류 접촉압력 대 내압의 비인 가스켓 인수계수(Gasket Factor, m)를 규정하고 있으며, 밀봉 구조의 안전성 확보를 위해 m > 1 이상을 요구한다. 나선형 와운드 가스켓의 경우 m = 3이 실용적으로 적용되고 있으며, 소재 및 구조 특성에 따라 m = 1~6.5의 범위가 사용된다 .

고무 가스켓의 경우, Sang et al. (2012)은 NBR O-링 해석에서 최대 접촉압력이 유체압력보다 높게 유지될 때 누설이 방지됨을 FEM(Finite Element Method)으로 확인하였으며, Jing et al. (2026)은 항공기 액추에이터 O-링 해석에서 실제 운용 불확실성(마모, 표면 조도, 온도 변화 등)을 반영하여 접촉압력이 작동압력의 1.2배 이상을 유지해야 밀폐 안전성이 확보됨을 제시하였다. 본 연구의 대상 함정 디젤엔진은 기계적 체결 장치 없이 가스켓의 탄성 복원력과 단순 접촉압력에만 의존하는 구조적 취약성을 가지므로, 체결 구조가 있는 일반 시스템 대비 더 높은 안전 여유가 요구된다. 이에 SR = 2 기준은 단순 접촉 구조에서의 구조적 불확실성과 운용 환경을 고려한 보수적 설계 기준으로 설정해 비교하였다.

분석 결과 Fig. 12~Fig. 15와 같이 1차 접촉지점의 접촉압력이 가장 높은 형상은 C모델이나, 밀폐율로 검토했을 때 충분한 밀폐력을 유지하는 구간이 가장 긴 형상은 A모델인 것으로 확인하였다.

Fig. 12

Seal Ratio of Conventional Design

Fig. 13

Seal Ratio of A Model

Fig. 14

Seal Ratio of B Model

Fig. 15

Seal Ratio of C Model

마지막으로 형상 간 탄성 복원 에너지를 상대적으로 비교하기 위해 변형 에너지 밀도(SED)를 보조 지표로 활용하였다. SED가 높고 균일하게 분포될수록 가스켓 전면에 걸쳐 복원력이 고르게 유지되며, SED가 국소적으로 집중되는 형상은 피로 균열 발생의 위험이 증가한다는 연구 결과가 보고된 바 있다(Peng et al., 2016). 따라서 SED 분포의 균일성을 형상 비교의 보조적 지표로 활용하였다.

본 연구에서는 Mooney-Rivlin 2-parameter 모델을 채택했으며, 변형 에너지 밀도 함수는 식 4 에 따라 정의한다.

$\[ W=C_{10}\left(\overline{I_1}-3\right)+C_{01}\left(\overline{I_2}-3\right)+\frac{1}{2}\varkappa {\left(J-1\right)}^2 \]$

(4)

C₁₀, C₀₁은 재료의 강성 및 물리적 특성을 결정하는 Mooney-Rivlin 상수이고 $$ \overline{I_1},\overline{I_2}$$는 편차 변형률 불변량이고, J는 탄성 체적비이며 완전 비압축성(J = 1)일 경우 체적 탄성 계수 χ항은 구속 조건으로 작용한다(Kwon et al., 2014). 초기 전단 탄성 계수인 μ는 상수와의 관계식 μ = 2(C₁₀ + C₀₁)를 통해 산출되며 가스켓의 초기 압착 강도를 결정하는 요소가 된다. C₁₀ = 1.0 MPa, C₀₁ = 0.2 MPa 문헌을 기반으로 사용하였다(Abubakar et al., 2016).

분석 결과 Fig. 16~Fig. 19에서와 같이 건식 환경에서 최대 변형 에너지 밀도는 기존 모델은 0.5 MJ/m³, A모델의 모델의 최대 변형 에너지 밀도는 0.7 MJ/m³, B모델의 최대 변형 에너지 밀도는 2.4 MJ/m³, C모델의 최대 변형 에너지 밀도는 2.6 MJ/m³으로 확인하였다.

Fig. 16

Strain Energy Density of Conventional Design

Fig. 17

Strain Energy Density of A Model

Fig. 18

Strain Energy Density of B Model

Fig. 19

Strain Energy Density of C Model

형상 선정 시 최대 접촉 압력과 유효 밀폐 구간의 두 지표를 복합적으로 검토하였다. A 모델은 SR ≥ 2.0을 만족하는 구간이 가장 넓으나, 최대 접촉 압력(3.3 MPa)이 낮아 운용 중 압력 변동 및 열팽창에 의한 접촉 압력 손실 발생 시 밀폐 임계 이하로 떨어질 위험이 있다(Ma et al., 2014). C 모델은 최대 접촉 압력(5.6 MPa)이 가장 높으나, 좁은 접촉면에 응력이 집중되어 변형 에너지 밀도(SED) 집중이 심화됨으로써 반복 조립 환경에서 가스켓의 탄성 복원력이 저하되고 피로 파손 위험이 증가한다(Zhang et al., 2019). B 모델은 충분한 접촉 압력(4.8 MPa)과 균일한 SED 분포를 동시에 확보함으로써, 밀폐 신뢰성과 내구성의 두 요건을 균형 있게 만족하는 최적 형상으로 선정하였다(Jiao et al., 2021). 접촉압력 해석 결과는 Table 1에서 요약하였다.

Table 1

건식(마찰계수=0.8)일 때, 접촉압력 해석 결과

또한, 해군 정비창의 의견을 반영하여 기존의 가스켓 형상이 아닌 O-ring 모양으로 Fig. 20~Fig. 22와 같이 가스켓의 형상을 변경하여 추가 해석을 수행하였다.

Fig. 20

O-ring Fillet 3 mm

Fig. 21

O-ring Fillet 4 mm

Fig. 22

O-ring Fillet 5 mm

접촉압력분포 해석 결과, Fig. 23~Fig. 25와 같이 O-ring 모양의 가스켓에서 Filet이 3mm 인 형상은 최대 접촉압력분포가 5.1 MPa이고, 4 mm 인 형상은 4.2 MPa, 5 mm 인 형상은 3.7 MPa 이다.

Fig. 23

Contact Pressure of O-ring Fillet 3 mm

Fig. 24

Contact Pressure of O-ring Fillet 4 mm

Fig. 25

Contact Pressure of O-ring Fillet 5 mm

1차 접촉지점의 Seal Ratio(=2) 비교 결과, Fig. 26~Fig. 28과 같이 O-ring 모양의 가스켓에서 Filet이 3mm 인 형상은 10.3이고, 4 mm 인 형상은 8.9, 5 mm 인 형상은 7.3이다.

Fig. 26

Seal Ratio of O-ring Fillet 3 mm

Fig. 27

Seal Ratio of O-ring Fillet 4 mm

Fig. 28

Seal Ratio of O-ring Fillet 5 mm

변형 에너지 밀도 해석 결과, Fig. 29~Fig. 31과 같이 O-ring 모양의 가스켓에서 Filet이 3mm 인 형상은 1.5 MJ/m³이고, 4 mm 인 형상은 0.8 MJ/m³, 5 mm 인 형상은 0.5 MJ/m³이다.

Fig. 29

Strain Energy Density of O-ring Fillet 3 mm

Fig. 30

Strain Energy Density of O-ring Fillet 4 mm

Fig. 31

Strain Energy Density of O-ring Fillet 5 mm

상기 해석 결과를 바탕으로 해군 정비창에서 제시한 모델 중에서는 Fillet이 3 mm 인 O-ring 형상을 최적 형상으로 선정하였다.

4. 가스켓 밀폐력 성능 시험

4.1 가스켓 성능 시험 장비, 조건, 결과

3장에서 해석한 결과를 바탕으로 가스켓 밀폐력 성능시험을 수행하였다. 가스켓 밀폐력 성능시험을 수행하기 위해 기존 형상에서 Fig. 32와 같이 전체적인 외경을 0.5 mm 늘린 B 모델(이하 “Case 1”)과 Fig. 33 과 같이 O-ring 형상에서 Filet이 3 mm인 형상(이하 “Case 2”)를 제작하였다.

Fig. 32

Case 1

Fig. 33

Case 2

가스켓 밀폐력 성능시험을 위한 장비는 Fig. 34와 같다. 압축공기를 가스켓 지그로 보내어 가스켓의 입/출구변 압력 차이와 가스켓의 밀봉 부분의 버블 발생 여부를 통해 압축 공기의 누설 여부를 확인하였다. 실제 운용 환경은 수중에서 약 4.5 bar 이지만 실험실 조건에서 수중 압력 환경을 직접 재현하기 어려워 가스켓의 밀폐력 성능 시험을 상대적으로 비교하기 위해 압축 공기를 시험 매체로 활용하였다.

Fig. 34

Gasket Leakage Test Equipment

시험은 ① 작동 압력 누설 시험과 ② 최대 압력 누설 시험을 수행하였다. 작동 압력 누설 시험은 압축 공기의 압력을 실제 운용 압력인 4.5 bar로 설정하고 압축 공기의 유지 시간은 10분으로 설정하였다. 최대 압력 누설 시험은 압축 공기의 압력을 10 bar로 설정하고 압축 공기의 유지시간은 10분과 1 440분(24시간)으로 설정하였다. Fig. 37~Fig. 38과 같이 형상 가스켓 Case 1과 Case 2를 총 10개를 제작하여 무작위로 3개씩 선정하여 시험을 수행했으며, 시험 결과의 비교를 위해 Fig. 35~Fig. 36과 같이 해군 정비창에서 제공한 고품 가스켓과 신품 가스켓도 수행하였다.

Fig. 35

New Conventional Gasket

Fig. 36

Used Conventional Gasket

Fig. 37

Case 1

Fig. 38

Case 2

시험 결과 Fig. 39~Fig. 40과 같이 기존 가스켓 신품에서 작동 압력 누설 시험과 최대 압력 누설 시험 10분 수행 시 압력강하가 없는 것으로 보아 누설이 발생하지 않았다. 다만, 최대 압력 누설 시험으로 24시간 수행 시 가스켓 전/후단의 압력강하가 약 0.2 bar 정도 발생하였다.

Fig. 39

Result of Operation Pressure Leakage Test

Fig. 40

Max Pressure Leakage Test

또한, 기존 가스켓 고품에서는 작동 압력 누설 시험에서는 누설이 발생하지 않았으나, 최대 압력 누설 시험에서는 10분 수행 시 가스켓 전/후단의 압력강하가 약 0.9 bar 정도 발생하였다.

Case 1 에서는 작동 압력 누설 시험 결과 누설이 발생하지 않았고, 10분간 최대 압력 누설 시험 시 3개의 시험품 중에 2개에서 가스켓 전/후단의 압력차가 약 0.1 bar 정도 발생하였다. 이 중 무작위로 1개를 선정하여 24시간 시험을 수행했을 때 압력강하가 발생하지 않았다.

Case 2 에서는 작동 압력 누설 시험과 최대 압력 누설 시험 결과 누설이 발생하지 않았다.

Fig. 39~Fig. 40에서 시험 결과를 확인할 수 있듯이 전체적으로 기존의 가스켓 대비 Case 1, Case 2 가스켓에서는 압력강하로 인한 뚜렷한 누설 현상을 확인할 수 없어 밀폐력이 상대적으로 우수한 것으로 확인하였다.

5. 결 론

본 연구에서는 함정용 디젤엔진의 실린더 헤드 냉각수 출구변의 누수 문제를 해결하기 위해 재료 성분 분석과 초탄성 수치해석을 기반으로 가스켓 형상을 최적화하고 제작된 시제품에 대한 기밀 성능을 시험하였다.

1) 가스켓 시편의 성분 분석을 통해 비선형 고무 소재의 특성을 파악하였으며, 이를 바탕으로 COMSOL Multiphysics 내에 Mooney-Rivlin 초탄성 모델을 구축하였다. 이를 통해 가스켓의 접촉 압력 분포 및 변형 에너지 밀도를 수치적으로 구현하였다.

2) 기존 가스켓을 포함한 총 7가지 형상(기존, A, B, C 모델 및 O-ring Fillet 3/4/5 mm)에 대한 수치해석을 수행하였다. 해석 결과, 기존 모델의 최대 접촉압력은 2.8 MPa이었던 반면, 외경을 0.5 mm 확대한 B 모델은 4.8 MPa, O-ring Fillet 3 mm 형상은 5.1 MPa로 각각 기존 대비 약 71% 및 82% 향상되었다. 밀폐율(SR) 기준(SR ≥ 2.0)을 적용한 복합 평가에서 B 모델은 충분한 접촉 압력과 균일한 SED 분포(0.5 MJ/m³ → B 모델 0.8~2.4 MJ/m³ 범위)를 동시에 확보하여 밀폐 신뢰성과 내구성의 균형이 가장 우수한 형상으로 선정되었다. O-ring 군에서는 Fillet 3 mm 형상이 SR = 10.3으로 가장 높은 밀폐 안전 여유를 확보하여 최적 형상으로 선정되었다.

3) 제작된 시제품을 대상으로 기밀 성능 시험을 수행한 결과, 기존 가스켓 신품은 최대 압력 24시간 시험에서 0.2 bar의 압력 강하가 발생하였고, 고품(사용품)은 최대 압력 10분 시험에서 0.9 bar의 압력 강하를 보였다. 이에 반해 Case 1(B 모델)은 최대 압력 10분 시험에서 시험품 3개 중 2개에서 소량의 압력차(0.1 bar)가 관측되었으나, 24시간 장기 시험에서는 압력 강하가 발생하지 않아 기존 대비 우수한 성능을 확인하였다. Case 2 (O-ring)은 작동 압력 및 최대 압력 시험 전 조건에서 압력 강하가 0 bar로 측정되어, 기존 가스켓 대비 완전한 밀폐 성능을 달성하였다. 본 상기 결과를 바탕으로 향후 최적 형상(Case 1, Case 2)에 대해 LOO-II급 함정 탑재 후 실함 환경에서의 운용 성능 검증을 수행하여 정비 사례 데이터의 누적을 통해 개선된 가스켓의 현장 적용 신뢰성을 지속적으로 확인할 예정이다.

본 논문을 통해 LOO-II급 전 함정의 냉각수 누설로 인한 실린더 헤드 점부식 및 열응력 집중에 의한 균열 등 2차 손상을 예방함으로써 함정 추진 기관의 정비 신뢰성 향상과 운용 효율화에 기여하기를 기대한다.

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