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Del 01 al 04 de Septiembre del 2014 Page 1 of 27 EFECTO DE LA CALIBRACIÓN DE LAS VÁLVULAS DE CONTROL EN LAS CHUMACERAS DE UNA TURBINA DE VAPOR AUTOR Alejandro Zaleta Aguilar Profesor Investigador Universidad de Guanajuato, División de Ingenierías CIS [email protected] Carretera Salamanca-Valle de Santiago Km. 3.5 + 1.8 Comunidad de Palo Blanco Salamanca, Gto, C.P.36885 México AUTOR Iván Durán Morales Universidad de Guanajuato, División de Ingenierías CIS [email protected] Carretera Salamanca-Valle de Santiago Km. 3.5 + 1.8 Comunidad de Palo Blanco Salamanca, Gto, C.P.36885 México AUTOR Juan Pedro Pérez Trujillo Profesor Investigador Universidad de Guanajuato, División de Ingenierías CIS [email protected] Carretera Salamanca-Valle de Santiago Km. 3.5 + 1.8 Comunidad de Palo Blanco Salamanca, Gto, C.P.36885 México AUTOR Eder Alain Villa Coronel Universidad de Guanajuato, División de Ingenierías CIS [email protected] Carretera Salamanca-Valle de Santiago Km. 3.5 + 1.8 Comunidad de Palo Blanco Salamanca, Gto, C.P.36885 México RESUMEN En este trabajo se estudia el impacto que tiene la calibración de las válvulas de control de una turbina de vapor en la vibración del rotor y su efecto en las chumaceras. La turbina que se analiza corresponde a una unidad de 300MW de generación a 3600rpm, la presión de trabajo nominal es de 169.7kg/cm 2 , la turbina cuenta con dos cuerpos, conformada por el cuerpo de alta e intermedia presión y el cuerpo de baja presión. La influencia del flujo de vapor en la etapa de alta presión ocasiona una inestabilidad en el rotor generando vibración, en una cierta zona de operación, que va en un rango de apertura de las válvulas de 120 a 150mm de carrera del vástago del servomotor, reflejándose una mayor amplitud en la chumacera No1, ubicada cerca de la etapa de alta presión. El estudio se centra primordialmente en analizar el efecto que tiene el vapor al ingreso de la etapa de alta presión sobre las chumaceras. Para analizar esta interacción se realizó un simulador termodinámico de las válvulas de control y las 2 primeras etapas de la turbina de alta, (Etapa Curtis), encontrando la fuerza resultante que ejerce el vapor sobre el rotor, que a su vez permite encontrar el desplazamiento que causa en el rotor. Dicho análisis se realizó para condiciones de diseño y condiciones de operación actuales.
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EFECTO DE LA CALIBRACIÓN DE LAS VÁLVULAS DE CONTROL EN LAS CHUMACERAS DE UNA TURBINA DE VAPOR
AUTOR
Alejandro Zaleta Aguilar Profesor Investigador
Universidad de Guanajuato, División de Ingenierías CIS
Carretera Salamanca-Valle de Santiago Km.
3.5 + 1.8 Comunidad de Palo Blanco Salamanca, Gto, C.P.36885
México
AUTOR
Iván Durán Morales Universidad de Guanajuato, División de
Ingenierías CIS [email protected]
Carretera Salamanca-Valle de Santiago Km. 3.5 + 1.8 Comunidad de Palo Blanco
Salamanca, Gto, C.P.36885 México
AUTOR Juan Pedro Pérez Trujillo
Profesor Investigador Universidad de Guanajuato, División de
Ingenierías CIS [email protected]
Carretera Salamanca-Valle de Santiago Km.
3.5 + 1.8 Comunidad de Palo Blanco Salamanca, Gto, C.P.36885
México
AUTOR
Eder Alain Villa Coronel Universidad de Guanajuato, División de
Ingenierías CIS [email protected]
Carretera Salamanca-Valle de Santiago Km. 3.5 + 1.8 Comunidad de Palo Blanco
Salamanca, Gto, C.P.36885 México
RESUMEN
En este trabajo se estudia el impacto que tiene la calibración de las válvulas de control de
una turbina de vapor en la vibración del rotor y su efecto en las chumaceras. La turbina que
se analiza corresponde a una unidad de 300MW de generación a 3600rpm, la presión de
trabajo nominal es de 169.7kg/cm2, la turbina cuenta con dos cuerpos, conformada por el
cuerpo de alta e intermedia presión y el cuerpo de baja presión.
La influencia del flujo de vapor en la etapa de alta presión ocasiona una inestabilidad en el
rotor generando vibración, en una cierta zona de operación, que va en un rango de apertura
de las válvulas de 120 a 150mm de carrera del vástago del servomotor, reflejándose una
mayor amplitud en la chumacera No1, ubicada cerca de la etapa de alta presión.
El estudio se centra primordialmente en analizar el efecto que tiene el vapor al ingreso de la
etapa de alta presión sobre las chumaceras. Para analizar esta interacción se realizó un
simulador termodinámico de las válvulas de control y las 2 primeras etapas de la turbina de
alta, (Etapa Curtis), encontrando la fuerza resultante que ejerce el vapor sobre el rotor, que
a su vez permite encontrar el desplazamiento que causa en el rotor. Dicho análisis se realizó
para condiciones de diseño y condiciones de operación actuales.
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Se analiza el efecto que tiene la variación de algunos parámetros operativos críticos, tales
como: a) apertura de las válvulas distinta a la de diseño, b) desgaste en el diámetro del
cilindro de asiento de las válvulas, c) desgaste en el área de salida de las toberas antes de la
etapa Curtis y d) presión del vapor principal.
De los resultados de la simulación termodinámica de las válvulas de control se encuentra
que la variable que más se aleja a la condición de diseño, es la apertura que presentan las
válvulas y la presión del vapor principal. Para minimizar la vibración en el cuerpo de la
turbina y eliminar el contacto entre chumacera y rotor se recomienda ajustar las válvulas a
la calibración que indica el fabricante, o bien, trabajar a una presión de aproximadamente
160 kg/cm2.
PALABRAS CLAVE
Calibración de válvulas, turbina de vapor, válvulas de control, vibración en chumaceras.
NOMENCLATURA
A Área.
C Coeficiente de amortiguamiento/Claro radial.
D Diámetro interior del cojinete.
F Fuerzas de reacción de la película de aceite.
k Razón de calores específicos.
K Coeficiente de rigidez.
L Longitud del cojinete.
M Coeficiente de fuerzas inerciales.
m Flujo másico.
1p Presión de entrada.
2p Presión de salida.
CurtisP Presión de vapor en etapa Curtis.
1,VSP Presión de entrada de vapor sobrecalentado.
R Radio interior del cojinete.
S Número se Sommerfeld.
t Tiempo. u Magnitud del vector de desbalance.
U estático Desplazamientos por fuerza resultante en estado estático.
U vibración Desplazamientos por vibración.
W Peso del rotor.
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W Carga sobre el cojinete.
X Desplazamiento en dirección x.
Y Desplazamiento en dirección y.
δTotal Desplazamientos totales.
μ Viscosidad del lubricante.
ω Velocidad angular del rotor. Coeficiente de admisión.
Velocidad angular.
INTRODUCCIÓN
La central termoeléctrica José Aceves Pozos situada en la ciudad de Mazatlán, Sinaloa,
presenta un fenómeno de alta vibración en la chumacera 1 de la unidad 3, esta unidad
cuenta con 300MW de potencia eléctrica. La unidad 3 salió a mantenimiento mayor el día 3
de Octubre del 2011 y entro en servicio el 27 de Febrero del 2012, en donde se realizaron
trabajos de mantenimiento mayor a la turbina, que a continuación se enlistan los más
relevantes. Al entrar en servicio la unidad 3 después de su mantenimiento mayor se
observaron vibraciones anormales.
En base a lo anteriormente expuesto se realizaron mediciones de vibración en las
chumaceras 1 a la 4 que son las que presentan las mayores amplitudes de vibración y se
localizan como se muestra en la Figura. 1, las pruebas se realizaron el 10 de Marzo del
2012 variando la presión de vapor principal y la apertura de las válvulas de control de la
turbina para mantener la generación de 260MW, se obtuvo que existe una relación entre la
apertura de las válvulas de control con las amplitudes de las vibraciones de la turbina, en
donde la vibración máxima que es la de la chumacera No1 en el sensor 1X tiene una
amplitud filtrada de 80µm con 260MW y 169kg/cm2 y después de bajar la presión de vapor
principal a 155kg/cm2 con la misma generación pero mayor apertura de las válvulas de
control, esta amplitud se reduce a 44µm.
Figura 1. Esquema del tren de generación eléctrica.
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El día 22 de Agosto del año 2013 se presenta un evento en la Unidad 3 a las 00:31hrs, se
dispara la bomba de condensado principal afectando el ciclo completo del sistema de
condensado principal y el balance de flujos de vapor relacionados con este sistema, hasta
operar el disparo automático por bajo nivel del domo. Al disparo de la unidad, con 222MW,
se registra una vibración máxima instantánea en la chumacera No. 1 en el sensor 1X hasta
304µm, la temperatura de metal de esta chumacera llegó a 78ºC y la velocidad de turbina
subió a 3734 rpm por ligero retraso de cierre de válvulas con respecto a apertura de
interruptor de máquina.
Desde la puesta en servicio en Febrero 2012, después del último mantenimiento mayor, la
turbina de vapor de esta unidad ha presentado un comportamiento de alta vibración en
chumacera No. 1, entre un rango de carga de 200 y 250MW. Se presentan 3 eventos que
detallan el avance y el rango de operación en el cual se incrementa la vibración en la
turbina de vapor tal y como se muestra de la Fig. 2 a la Fig. 4.
Primer evento. Fecha del 3 de Junio 2013, la vibración en el sensor 1X se incrementó de
108µm en promedio (rojo) a 191µm como máximo, en un rango de carga de 200 a 250MW
(amarillo) en un tiempo de 11 minutos. Figura 2.
Figura 2. Comportamiento de parámetros operativos en movimiento de carga 3 de Junio 2013.
Segundo evento. El día 10 de Julio 2013, la vibración en el sensor 1X se incrementó de
108µm en promedio a 199µm como máximo (rojo), en un incremento de carga de 153MW
a 282MW (amarillo) en un tiempo de 21 minutos. Figura 3.
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Figura 3. Comportamiento de parámetros operativos de carga 10 de Julio 2013.
Tercer evento. El día 12 de Agosto 2013, donde se observan incrementos y disminuciones
de vibración en la chumacera No. 1, en sensor 1X se incrementan desde un mínimo de
93µm (rojos) hasta un máximo de 206µm, con carga máxima de 253MW y mínima de
239MW (amarillo), y variación de posición de válvulas de gobierno derecha desde un
máximo de 152 mm hasta un mínimo de 146 mm e izquierda desde un máximo de 153 mm
hasta un mínimo de 142 mm, Figura 4.
Figura 4. Comportamiento de parámetros operativos, 12 de Agosto 2013.
Se analizó la evolución del GAP de los sensores de desplazamiento relativo del sistema de
control de la turbina, con el objetivo de evaluar el desgaste sufrido por la chumacera No.1
desde el 11 de Enero al 22 de Agosto del año 2013, como se muestra en la Figura 5 .
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Figura 5. Evolución de altura del rotor en chumacera No1, derivado de la lectura GAPs de sensores de
desplazamiento relativo.
Como se ha mencionado anteriormente la influencia del flujo de vapor en la etapa de alta
presión ocasiona una inestabilidad en el rotor generando vibración. Debido a estos estudios
el análisis de esta problemática se enfocara a encontrar el efecto que tiene el vapor al
ingreso de la etapa de alta presión sobre las chumaceras, para ello se realizara un simulador
termodinámico de las válvulas de control y las 2 primeras etapas de la turbina de alta, o
comúnmente llamada Etapa Curtis, para encontrar la fuerza resultante que ejerce el vapor
sobre el rotor, y con esa fuerza resultante se procederá a encontrar la vibración que causa en
el rotor de la turbina de vapor.
DESARROLLO
El desbalance en las fuerzas de empuje en el rotor, así como la distribución de flujo de
vapor que existe de las válvulas de control (VC) a tobera de etapa de gobierno, puede
producir excesiva vibración. Esta turbina es de la marca Mitsubishi número de serie N-1038
con 300MW de capacidad y una velocidad nominal de 3600rpm, la cual trabaja acoplada
rígidamente a un generador eléctrico de la misma marca con número de serie 23218. La
unidad está instrumentada con 2 sensores en cada chumacera colocados ortogonalmente
para medir el desplazamiento radial y son del tipo de desplazamiento relativo de no
contacto con una sensibilidad de 7.8 /mV m que miden el desplazamiento relativo
“observando” una muesca en el rotor, esta señal se utiliza como el cero para los trabajos de
diagnóstico y balanceo. El tren de generación eléctrica contiene distribuidas 7 chumaceras,
las cuales se muestran en la Figura 6 .
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Figura 6. Ubicación de las chumaceras en el tren de generación eléctrica.
Para determinar el efecto de la distribución del vapor al ingreso de la etapa de alta presión
sobre la vibración de la turbina se desarrolla un simulador termodinámico para encontrar
las cargas sobre el rotor y posteriormente ver el efecto que causan en las chumaceras.
Simulación termodinámica de las válvulas de control.
La simulación termodinámica de las válvulas de control se desarrolla para encontrar el
torque que se genera en el cuerpo de la turbina de alta e intermedia presión de la turbina de
vapor. Primeramente se simulan las condiciones de diseño presentes en el sistema válvulas
de control-toberas-etapa Curtis para conocer su operación a diseño y tener una base de
referencia. Después de tener la simulación de diseño se analiza el efecto de variar una
variable operativa crítica, para este análisis se estudia el efecto de la variación en:
Una apertura de las válvulas distinta a la de diseño.
Desgaste en el diámetro del cilindro de asiento de las válvulas.
Desgaste en el área de salida de las toberas antes de la etapa Curtis.
Presión del vapor principal.
Se desarrolla el simulador termodinámico a las condiciones de diseño de las válvulas de
control y la etapa Curtis para determinar las condiciones operativas a diferentes cargas. Los
puntos de interés están marcados en Figura 7 y Figura 8 y se describen en la Tabla 1.
Tabla 1. Puntos del análisis para las válvulas de control.
Punto Descripción
1 Vapor sobrecalentado después de las
válvulas de seguridad.
2 Vapor sobrecalentado después de pasar de
las válvulas de control.
3 Vapor sobrecalentado al salir del cuerpo de
toberas.
4 Vapor sobrecalentado después de la primera
etapa de impulso.
5 Vapor sobrecalentado después de la
segunda etapa de impulso. (Final de etapa
Curtis).
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Figura 7. Volumen de control y puntos de interés para las válvulas de control.
Figura 8. Volumen de control y puntos de interés para la etapa Curtis.
Al desarrollar la simulación de las válvulas de control se estimara la presión del primer
paso o etapa Curtis, la potencia que se genera en las dos etapas de impulso, el flujo total
que admiten las válvulas de control, el torque que se generaría debido al flujo admitido por
cada válvula y las presiones intermedias en los diferentes puntos mostrados en la Figura 7 y
Figura 8. De las ecuaciones que gobiernan al sistema se encuentra la función para calcular
el flujo másico teórico [1] [2] [3], la cual se muestra a continuación.
2/ 1 /
1 2 2
1 1 1
2 11
k k k
p p pkm A
k v p p
( 1)
La función de flujo másico como bien puede observarse depende del área de entrada del
flujo, la caída de presión y las propiedades de entrada del flujo. El área que se considera
para el cálculo de flujo es la que se genera entre el vástago y el asiento [1]. Para conocer las
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fuerzas actuando en la etapa Curtis, se utilizan los triángulos de velocidad para encontrar el
torque que genera cada flujo de vapor proveniente de las válvulas, y con ello la potencia y
torque neto de la primera etapa [1].
La potencia y torque estarán sujetos a la cantidad de vapor, para determinar el flujo de
vapor es necesario estimar la constante , de la Ec. (1), a válvulas completamente abiertas.
Para encontrar la constante , se toman las siguientes consideraciones:
Caída de presión en las válvulas de seguridad del 2%.
Caída de presión en las válvulas de control del 2%.
El flujo másico que pasa a las válvulas de control se mantiene al pasar por la tobera
y los alabes hasta salir a la cámara de la etapa Curtis, es decir, el flujo másico de
una tobera no se mezcla hasta el final de las dos etapas de impulso.
El porcentaje de caída de presión entre el vapor sobrecalentado que entra a las
válvulas de control y después del cuerpo de toberas es del 90%, es decir,
1,
0.9 ( )VS curtis
P P .
El grado de reacción de las etapas de impulso es del 5%.
Para obtener la fuerza resultante por los torques en la Etapa Curtis, es necesario conocer
como ingresa el flujo al rotor y a que ángulo se aplicaría la fuerza resultante en el rotor. La
Figura. 9 muestra el ingreso de los flujos de vapor a las toberas y el sentido de giro del
rotor, mientras que la Figura. 10 muestra el ángulo de entrada del flujo para cada una de las
toberas.
Figura 9. Distribución de flujo de vapor de las toberas en el rotor.
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Figura 10. Ángulos de aplicación de las fuerzas por flujo en el rotor.
Figura 11. Apertura de diseño de las válvulas de control.
Figura 12. Apertura actual de las válvulas de control.
Variación en la curva de apertura de las válvulas.
De la Figura 11 a la Figura 20 se muestran las curvas de apertura de las válvulas de control
para condición de diseño y distintas calibraciones. En la Figura 11 y Figura 12 se muestran
las curvas de apertura de las válvulas de control para la condición de diseño y la calibración
presente hasta agosto del 2013 (Condición actual), respectivamente. Como se puede
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observar hay na pequeña variación en la carrera de las válvulas y un desfase en la apertura
de las válvulas #5, #7 y #8.
Variación en el diámetro de asiento de las válvulas.
Analizando la operación de las válvulas de control se considera un desgaste que pudiera
estar presente en el diámetro de asiento de las válvulas debido al golpeteo del vástago sobre
el asiento, se realizan variaciones hasta un máximo de 5% de desgaste en el diámetro
original. El diámetro del asiento de las válvulas es de 10.5cm por lo que un desgaste del 5%
en el diámetro de asiento de la válvula es equivalente a tener ahora un diámetro de ~11cm,
lo cual representa un excesivo desgaste.
Variar el diámetro de asiento de las válvulas representa un incremento en el flujo principal
al tenerse un área mayor de entrada de flujo y a su vez ello afectara a los torques que se
generen debido a ese flujo de vapor. En el análisis realizado solo se estudia el efecto del
desgaste de la válvula #5 por ser esta la que abre justo cuando se presenta la mayor
vibración de la turbina.
En la Figura 13 es posible apreciar que el torque total entregado por el conjunto de válvulas
al ir abriendo para la calibración de diseño y para la calibración actual. La Figura 13
también muestra una zona de alta vibración indicada por la zona resaltada, la cual se
determinó por los históricos registrados. En la calibración actual se muestra el desgaste
cada 1% en el diámetro de asiento de la válvula #5. Los resultados muestran que el torque
varía muy poco cuando se desgasta el diámetro de asiento de las válvulas y el efecto por
desgaste en el asiento se puede despreciar.
0.12 0.13 0.14 0.15 0.16 0.17 0.18 0.19 0.2 0.2136500
37000
37500
38000
38500
39000
39500
40000
40500
Posición servomotor [m]
To
rqu
e t
ota
l [N
-m]
5% var diam5% var diam
4% var diam4% var diam
3% var diam3% var diam
2% var diam2% var diam
1% var diam1% var diam
DiseñoDiseño
Figura 13. Variación del torque entregado por incremento (%) en diámetro.
Variación en el área de las toberas.
Ahora se estudia una mal función por un desgaste en las toberas lo cual, representaría un
incremento en su área, se analizará el efecto que ocasionaría en los parámetros principales,
Área de mayor
Vibración
-
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de importancia la variación en el torque. El flujo que admita cada válvula no se verá
afectado por el desgaste en las toberas, lo que si se afectara y se reflejara en una mayor
medida será el torque en que se generara en esas válvulas, debido a que tendrá una caída de
presión menor, es decir, una conversión de energía potencial a energía cinética menor.
Para este análisis se toma en cuenta el desgaste que tendrá la tobera de la válvula #5 y #6,
considerando un desgaste máximo de 5% para cada una de las válvulas, representándolo
cada 1% de incremento. La Figura 14 y Figura 15 muestran el torque resultante al simular
termodinámicamente el desgaste en el área de las toberas pertenecientes a la válvula #5 y
válvula #6, respectivamente. El efecto del desgaste se muestra de una forma aislada, es
decir, en toda la carrera del servomotor se muestra solo el efecto en el desgaste de una sola
tobera. Como se muestra en ambas figuras se observa que al desgastarse las toberas se
reduce el torque resultante conforme se incrementa el desgaste en las mismas, esto es
debido a que el vapor se despresuriza conforme se desgastan las toberas y con ello
disminuye la capacidad para realizar trabajo.
0.12 0.13 0.14 0.15 0.16 0.17 0.18 0.19 0.2 0.2136500
37000
37500
38000
38500
39000
39500
40000
40500
5% var area tobera #55% var area tobera #5
4% var area tobera #54% var area tobera #5
3% var area tobera #53% var area tobera #5
2% var area tobera #52% var area tobera #5
1% var area tobera #51% var area tobera #5
DiseñoDiseño
To
rqu
e t
ota
l [N
-m]
Posición servomotor [m] Figura 14. Variación del troque entregado por desgaste (%) en área de tobera #5.
0.13 0.14 0.15 0.16 0.17 0.18 0.19 0.2 0.2136500
37000
37500
38000
38500
39000
39500
40000
5% var area tobera #65% var area tobera #6
4% var area tobera #64% var area tobera #6
3% var area tobera #63% var area tobera #6
2% var area tob6era #2% var area tob6era #
1% var area tobera #61% var area tobera #6
DiseñoDiseño
To
rqu
e t
ota
l [N
-m]
Posición servomotor [m] Figura 15. Variación del troque entregado por desgaste (%) en área de tobera #6
Área de mayor
Vibración
Área de mayor
Vibración
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Resultados del simulador termodinámico de válvulas.
A continuación, se presentan los resultados más relevantes obtenidos al generar mal
funciones en el comportamiento de las válvulas de control, a manera de evaluar bajo qué
condiciones de operación fuera de la calibración de diseño el rotor presenta mayores
inestabilidades.
El impacto de las malfunciones se compara en los siguientes parámetros de interés: el flujo
de vapor principal, la presión en Curtis y el torque total entregado al rotor. De igual manera
se grafica el comportamiento de la fuerza resultante, generada por el flujo de vapor al pasar
por la etapa Curtis, así como la dirección de la fuerza resultante, con lo cual es posible
visualizar en qué posición del servomotor ésta fuerza favorece al fenómeno de
inestabilidad.
En la Figura 16 se muestran las variaciones del flujo principal por mal funciones generadas,
esto es: los resultados para una variación en 5% del diámetro de la válvula de control (VC)
#5, resultados para una variación máxima de 5% en área de tobera #5 y #6 así como los
resultados obtenidos tomando la curva de calibración actual (datos de Agosto del 2013) y
comparando todo ello contra la calibración de diseño.
En el gráfico es claro notar que solo para cuando la calibración de válvulas difiere de la de
diseño, el flujo se ve afectado, disminuyendo hasta en 20 kg/s, el resto de las mal funciones
prácticamente no presentan diferencia. El mismo comportamiento exhibe la presión en
Curtis cuando se comparan las mal funciones contra diseño en la Figura 17, la curva que
presenta mayores diferencias respecto a los valores de diseño es la generada por la curva de
calibración actual.
0.1 0.11 0.12 0.13 0.14 0.15 0.16 0.17 0.18 0.19 0.2 0.21100
120
140
160
180
200
220
240
260
280
Posición servomotor [m]
Flu
jo p
rin
cip
al [k
g/s
] G1 5% Variación diam VC5G1 5% Variación diam VC5
G1Curva calibración Agosto-2013G1Curva calibración Agosto-2013
G15% Variación area Tobera 5G15% Variación area Tobera 5
G15% Variación area Tobera 6G15% Variación area Tobera 6
G1DiseñoG1Diseño
Figura 16. Comparación del flujo principal a diseño y por mal funciones.
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0.12 0.13 0.14 0.15 0.16 0.17 0.18 0.19 0.2 0.2140
50
60
70
80
90
100
110
Posición servomotor [m]
Pre
sió
n p
aso
Cu
rtis
[b
ar]
PPC 5% Variación diam VC5
PPC 5% Variación area Tobera 5PPC 5% Variación area Tobera 5
PPC 5% Variación area Tobera 6PPC 5% Variación area Tobera 6
PPC Curva calibración Agosto-2013PPC Curva calibración Agosto-2013
PPC2,DiseñoPPC2,Diseño
Figura 17. Comparación de presión en Curtis a diseño y por mal funciones.
Como se ha visto en las curvas anteriores para el comportamiento de torque total, la Figura
18 deja más claro como las mal funciones, si bien provocan una diferencia en torques
respecto al diseño, una calibración fuera del mismo, repercutirá más directamente al
desbalanceo de fuerzas. El gráfico muestra que para una posición de 0.13m,
correspondiente de la apertura de la VC #5 comienza un incremento en el torque
alcanzando un valor de 40.27 kN-m que disminuye a 39.2 kN-m en la apertura de VC #6 y
finalmente tiene un valor pico de 40.72 kN-m. Esto es, en la apertura de la VC#6,
súbitamente se dejan de aplicar 255kg de carga al rotor para después de 20cm de
desplazamiento del servomotor haya un incremento en carga de 369.9 kg.
0.12 0.13 0.14 0.15 0.16 0.17 0.18 0.19 0.2 0.2133000
34000
35000
36000
37000
38000
39000
40000
41000
Posición servomotor [m]
To
rqu
e t
ota
l [N
-m]
Ttotal 5% Variación diam VC5
Ttot 5% Variación area tobera 5Ttot 5% Variación area tobera 5
Ttot 5% Variación area tobera 6Ttot 5% Variación area tobera 6
Ttotal Curva calibración Agosto-2013Ttotal Curva calibración Agosto-2013
T total DiseñoT total Diseño
Figura 18. Comparación del torque a diseño y por mal funciones.
Área de mayor
Vibración
-
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0.1 0.11 0.12 0.13 0.14 0.15 0.16 0.17 0.18 0.19 0.2 0.2150
55
60
65
70
75
80
85
Posición servomotor [m]
Án
gu
lo d
e F
ue
rza
Re
su
lta
nte
[°]
5% Variación diam VC5 5% Variación diam VC5
5% Variación area Tobera 55% Variación area Tobera 5
5% Variación area Tobera 65% Variación area Tobera 6
Curva calibración Agosto-2013Curva calibración Agosto-2013
DiseñoDiseño
Figura 19. Angulo de fuerza resultante (dirección) respecto a posición del servomotor.
0.12 0.13 0.14 0.15 0.16 0.17 0.18 0.19 0.2 0.210
10000
20000
30000
40000
50000
60000
70000
Posición servomotor [m]
Fu
erz
a r
es
ult
an
te [
N]
FR 5% variación en diam VC5
FR 5% variación area Tobera 5FR 5% variación area Tobera 5
FR 5% variación area Tobera 6FR 5% variación area Tobera 6
FR Curva calibración Agosto-2013FR Curva calibración Agosto-2013
FR DiseñoFR Diseño
Figura 20. Fuerza resultante generada por torques de cada válvula.
A una posición del servomotor de 0.13m, la Figura 19 muestra un incremento considerable
en el ángulo de la fuerza resultante con un valor total de 83.75°, en comparación al inicio
de desplazamiento de la válvula #4 con un valor de 77.56° para una mal función provocada
por la calibración o des-calibración de válvulas respecto a la de diseño. Propiamente a
diseño para 0.13m de desplazamiento del servomotor, no se mueve ninguna válvula, pero sí
al considerar la calibración actual donde sí se comienza a desplazar la válvula #5, con lo
que es posible que esa variación en la dirección de la fuerza aplicada hacia el rotor sea
provocada por dicha apertura, desbalanceando el rotor debido a un empuje horizontal y
repercutiendo en un golpeteo contra la chumacera.
De las curvas generadas, además de una calibración diferente a la de diseño, si se
presentara una variación del área de toberas (desgaste o geometría diferente a la de diseño)
en 5%, solo se generan variaciones en la dirección de la fuerza a partir de una posición de
0.16m de desplazamiento, esto es, cuando la válvula #7 comienza a activarse, fuera de
éstas, las demás variaciones provocadas presentan muy poca diferencia respecto al
Área de mayor
Vibración
Área de mayor
Vibración
-
Del 01 al 04 de Septiembre del 2014 Page 16 of 27
comportamiento en diseño. Es importante remarcar que para todas las variaciones, la fuerza
resultante tiene una dirección orientada al cuarto cuadrante en un plano cartesiano. La
Figura 20 muestra el comportamiento de fuerza resultante que genera cada torque de las
válvulas desde la apertura de la VC #5 hasta tener todas las válvulas completamente
abiertas. Así como ocurre con los valores de los torques obtenidos por una calibración
diferente a la de diseño, las fuerzas resultantes difieren en mayor medida respecto a la de
diseño que los valores para las otras mal funciones analizadas.
Hasta este punto se ha realizado un análisis termodinámico para encontrar el efecto de
algunas malfunciones en la etapa curtis y como impactaban en el torque generado, la
presión al final de la etapa Curtir y la variación en el flujo de vapor. De las malfunciones
analizadas, la calibración en las válvulas es la que más impacta en el torque y la fuerza
resultante; por tal motivo es necesario llevar a cabo análisis de roto dinámica al cuerpo de
la turbina, esto con el fin de conocer la deformación máxima que se presentara en las
chumaceras correspondientes al cuerpo de alta e intermedia presión.
Análisis de roto-dinámica en el cuerpo de la turbina de alta e intermedia presión.
En los análisis posteriores se lleva a cabo un análisis de rotodinámica para encontrar la
deformación máxima que se presentaría en la chumacera #1 y chumacera #2,
correspondientes al cuerpo de alta e intermedia presión. Para dichos análisis es necesario
tomar en cuenta los coeficientes de rigidez y amortiguamiento que se presentaran entre las
chumaceras y el cuerpo de la turbina. A continuación se describen los coeficientes de
fuerzas dinámicas y la forma en que se presentan en las chumaceras.
Coeficientes de Fuerzas Dinámicas.
Debido a la fuerza resultante que actúa sobre el cuerpo de la turbina, en las chumaceras se
presentan las fuerzas de reacción que restringen el movimiento del rotor limitando sus
grados de libertad y sosteniéndolo al mismo tiempo. El giro casi sin fricción del rotor
respecto a la chumacera es efectuado gracias a la película de lubricante que se encuentra
entre ellos. Otra de las características que presenta la película de lubricante y que además
tiene efecto sobre el sistema rotatorio de chumaceras-rotor, es el efecto de
amortiguamiento, esto quiere decir que funciona como un sistema resorte-amortiguador a la
hora de presentarse las reacciones.
Como en todo sistema resorte-amortiguador es necesario conocer los coeficientes de rigidez
y amortiguamiento para la película de lubricante así como también las fuerzas inerciales,
todo esto con el fin de poder llevar a cabo un análisis lo más cercano a la realidad posible
[4, 5].
-
Del 01 al 04 de Septiembre del 2014 Page 17 of 27
Los coeficientes de rigidez y amortiguamiento así como las fuerzas inerciales de cojinete
son definidos como se muestra a continuación:
; ; ; i, j X,Yi i iij ij ijj j j
F F FK C M
X X X
(2)
Por ejemplo, /XY XK F Y corresponde a la rigidez producida por la película de aceite
en la dirección X debido al desplazamiento estático en la dirección Y. Por definición, este
coeficiente es evaluado en la posición de equilibrio con otro centro de cojinete y
velocidades iguales a cero. El signo negativo asegura que para una fuerza aplicada se
producirá una fuerza de restitución. Los coeficientes ,XX YYK K son conocidos como
coeficientes de rigidez directos, mientras que los coeficientes ,XY YXK K son conocidos
como coeficientes de rigidez cruzados-acoplados.
Figura 21. Coeficientes de rigidez y amortiguamiento de la chumacera.
La Figura 21 provee una representación de los coeficientes de rigidez y amortiguamiento de
la chumacera como parámetros mecánicos. Nótese que los coeficientes definidos permiten
la representación de las fuerzas de la película de aceite en términos de parámetros
mecánicos fundamentales , ,K C M . Como siempre, esto no significa que estos
parámetros estén de acuerdo con aquellos de los cursos básicos de vibraciones, por
ejemplo, los coeficientes de amortiguamiento viscoso pueden ser negativos (no disipan
energía), o los coeficientes de amortiguamiento no conservativos.
Los valores de los ocho coeficientes son calculados en función del tipo de cojinete,
diámetro, viscosidad, carga, velocidad, claro y el número de Sommerfeld, el cual se define
como el inverso de la presión en el área proyectada del cojinete en forma adimensional. El
número de Sommerfeld es definido como [5]:
-
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2
1S
m
DL R
P W C
(3)
Para calcular el número de Sommerfield, también es necesario determinar la carga estática
en las chumaceras, así mismo, es necesario obtener la viscosidad del aceite que en este caso
es MOBIL DT OIL LIGHT ISO-32 a una temperatura de operación de 50ºC. Ya que se
determinó el Numero de Sommerfeld, con ayuda de las gráficas de rigidez y
amortiguamiento [5], se buscan los coeficientes directos y transversales para las
chumaceras [6,7].
Una vez que se obtienen los coeficientes de rigidez y amortiguamiento, junto con las
fuerzas resultantes que actúan sobre el rotor, es necesario pasar a la parte de análisis
numérico con el fin de determinar los desplazamientos que se generan en las chumaceras a
diferentes configuraciones de apertura de válvulas.
Análisis Numérico de desplazamientos
Para realizar el análisis numérico, en esta parte se toma en cuenta los torques y fuerzas
proporcionadas por el análisis fluido dinámico, por lo cual, del teorema de Varignon que
establece que “el momento de una fuerza con respecto a un punto es igual a la suma de los
momentos de las componentes de la fuerza con respecto al punto”; de ahí que para la
simplificación del análisis, las fuerzas que actúan en el “diámetro” del rotor se pasan al eje
neutro del mismo. Esto ayudara a minimizar la capacidad y tiempo de cómputo para la
realización de los análisis sin afectar en el resultado de los mismos.
De un análisis estático realizado sobre el cuerpo de la turbina de alta e intermedia presión, a
continuación se presentan los resultados cuando se aplican las fuerzas resultantes que ejerce
el flujo de vapor al pasar por las distintas válvulas. Para tal caso se consideran a la
condición de calibración de diseño y bajo una condición de calibración distinta a la de
diseño (malfunción), cuatro casos de análisis para cada caso:
1. Análisis estático con la válvula #6 apenas abriendo. 2. Análisis estático con la válvula #7 apenas abriendo. 3. Análisis estático con la válvula #8 apenas abriendo. 4. Análisis estático con todas las válvulas completamente abiertas.
Primeramente los resultados cuando las válvulas están calibradas a diseño se presentan a
continuación:
Caso1D.- Análisis estático con la válvula 6 apenas abriendo
-
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Se presentan los desplazamientos en el rotor ocasionados por las fuerzas resultantes que se
generan debido al flujo que entra de las válvulas conforme se va dando la apertura de las
mismas. En la Tabla 2 se muestran las torques y las fuerzas generadas que ocasionan la
deflexión en el rotor para cada una de las 8 válvulas con las que cuenta la turbina.
Tabla 2. Torques y fuerzas con válvula 6 apenas abriendo.
Torques
(Nm)
Fuerzas tangenciales
(N)
T1 7 805 19 452.13
T2 7 805 19 452.13
T3 10 616 26 464.61
T4 8 000 19 940.17
T5 4 424 11 026.91
T6 0 0
T7 0 0
T8 0 0
La fuerza resultante que actúa sobre el rotor y que a su vez ocasiona una fuerza resultante
de R = 52 071.52 N con un ángulo de α = 18.140 respecto a la vertical actuando en el centro
del rotor.
Para el caso en que la válvula 5 está abierta y la válvula 6 apenas abriendo, en la chumacera
1 se presenta un desplazamiento máximo de 0.268 mm mientras que para la chumacera 2 un
desplazamiento máximo de 0.255mm, en cuanto al desplazamiento total en el rotor, para el
caso de la válvula 6 apenas abriendo, el máximo desplazamiento es de 0.778mm.
Caso2D.- Análisis estático con la válvula 7 apenas abriendo.
Continuando con los análisis estáticos, en la Tabla 3 se muestran las torques y las fuerzas
que ocasionan la deflexión en el rotor.
-
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Tabla 3. Torques y fuerzas con válvula 7 apenas abriendo.
Torques
(Nm)
Fuerzas tangenciales (N)
T1 5 952 14 835.50
T2 5 952 14 835.50
T3 8 267 20 605.68
T4 6 584 16 410.77
T5 6 535 16 288.63
T6 4 596 11 455.63
T7 1 055 2 629.61
T8 0 0
Para este caso la fuerza resultante que actúa sobre el rotor y que a su vez ocasiona la
deflexión es de R = 31 831.77 N con un ángulo de α = 19.440 respecto a la vertical
actuando en el centro del rotor.
Para el caso en que la válvula 6 está abierta y la válvula 7 apenas abriendo, en la chumacera
1 se presenta un desplazamiento máximo de 0.201 mm mientras que para la chumacera 2 un
desplazamiento máximo de 0.218 mm. El desplazamiento total del rotor para el caso de la
válvula 7 apenas abriendo, es de 0.884mm.
Caso3D.- Análisis estático con la válvula 8 apenas abriendo
En la Tabla 4 se muestran las torques y las fuerzas que ocasionan la deflexión en el rotor
cuando se ésta la válvula #8 apenas abriendo.
Tabla 4. Torques y fuerzas con válvula 8 apenas abriendo.
Torques (Nm) Fuerzas tangenciales (N)
T1 5 003 12 470.09
T2 5 003 12 470.09
T3 6 985 17 410.27
T4 5 606 13 973.08
T5 5 804 14 466.60
T6 4 392 10 947.16
T7 3 005 7 490.03
T8 1 258 3 135.59
Para este caso la fuerza resultante que actúa sobre el rotor es de R = 23 027.35 N con un
ángulo de α = 31.830 respecto a la vertical actuando en el centro del rotor.
-
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Para el caso en que la válvula 7 está abierta y la válvula 8 apenas abriendo, en la chumacera
1 se presenta un desplazamiento máximo de 0.16mm mientras que para la chumacera 2 un
desplazamiento máximo de 0.14mm. El desplazamiento total del rotor para el caso de la
válvula 8 apenas abriendo, el máximo desplazamiento es de 0.439mm.
Caso4D.- Análisis estático con las válvulas 8 totalmente abiertas
Para este análisis estático, en la Tabla 5 se muestran las torques y las fuerzas que ocasionan
la deflexión en el rotor.
Tabla 5. Torques y fuerzas con válvula 8 apenas abriendo.
Torques
(Nm)
Fuerzas tangenciales (N)
T1 4 540 11 316.05
T2 4 540 11 316.05
T3 6 409 15 974.58
T4 5 207 12 978.56
T5 5 541 13 811.07
T6 4 406 10 982.05
T7 3 739 9 319.54
T8 3 071 7 654.54
Para este caso la fuerza resultante que actúa sobre el rotor es de R = 16 220.632 N con un
ángulo de α = 43.000 respecto a la vertical actuando en el centro del rotor.
Para el caso en que la válvula 8 está abierta, en la chumacera 1 se presenta un
desplazamiento máximo de 0.196 mm mientras que para la chumacera 2 un desplazamiento
máximo de 0.191 mm. El desplazamiento total del rotor para el caso de la válvula 8
totalmente abierta, el máximo desplazamiento es de 0.567mm.
Ahora se presentan los resultados cuando las válvulas están descalibradas.
Caso1MC.- Análisis estático con la válvula 6 apenas abriendo
En este apartado se presentan los desplazamientos en el rotor ocasionados por las fuerzas
resultantes que se generan debido a flujo que entra de las válvulas y se va dando la apertura
de las mismas cuando las válvulas se encuentran descalibradas. En la Tabla 6 se muestran
los torques y las fuerzas generadas que ocasionan la deflexión en el rotor.
-
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Tabla 6 . Torques y fuerzas con válvula 6 apenas abriendo, con mal función.
Torques (Nm) Fuerzas tangenciales (N)
T1 7 230.96 18 023.33
T2 7 230.96 18 023.33
T3 9 904.98 24 688.38
T4 7 637.38 19 036.34
T5 6 571.69 16 380.08
T6 406.20 1 012.46
T7 0 0
T8 0 0
Con las fuerzas y los torques generados, la fuerza resultante que actúa sobre el rotor y que a
su vez ocasiona una fuerza resultante de R = 47 528.68 N con un ángulo de α = 24.11 0
respecto a la vertical actuando en el centro del rotor.
De las figuras anteriores se puede observar que para el caso en que la válvula 5 está abierta
y la válvula 6 apenas abriendo, en la chumacera 1 se presenta un desplazamiento máximo
de 0.291 mm mientras que para la chumacera 2 un desplazamiento máximo de 0.220mm.En
cuanto al desplazamiento total en el rotor, para el caso de la válvula 6 apenas abriendo, el
máximo desplazamiento es de 0.677mm.
Caso2MC.- Análisis estático con la válvula 7 apenas abriendo
Siguiendo con los análisis estáticos, en la Tabla 7 se muestran las torques y las fuerzas que
ocasionan la deflexión en el rotor cuando la válvula #7 apenas abre.
Tabla 7. Torques y fuerzas con válvula 7 apenas abriendo.
Torques Fuerzas tangenciales
T1 5 919.59 14 754.71
T2 5 919.59 14 754.71
T3 8 223.83 20 498.08
T4 6 563.25 16 359.05
T5 6 710.64 16 726.42
T6 4 546.81 11 333.03
T7 1 156.15 2 881.73
T8 0 0
Para este caso la fuerza resultante que actúa sobre el rotor y que a su vez ocasiona la
deflexión es de R = 31 676.06 N con un ángulo de α = 21.2270 respecto a la vertical
actuando en el centro del rotor.
-
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Para el caso en que la válvula #6 está abierta y la válvula #7 apenas abriendo, en la
chumacera 1 se presenta un desplazamiento máximo de 0.225 mm mientras que para la
chumacera 2 un desplazamiento máximo de 0.249 mm. El desplazamiento total del rotor
para el caso de la válvula 7 apenas abriendo, el máximo desplazamiento es de 0.737mm.
Caso3MC.- Análisis estático con la válvula 8 apenas abriendo
En la Tabla 8 se muestran las torques y las fuerzas que ocasionan la deflexión en el rotor
cuando la válvula #8 se encuentra apenas abriendo.
Tabla 8. Torques y fuerzas con válvula 8 apenas abriendo.
Torques
(Nm)
Fuerzas tangenciales (N)
T1 5 018.86 12 509.62
T2 5 018.86 12 509.62
T3 7 007.52 17 466.40
T4 5 618.72 14 004.79
T5 5 817.68 14 500.70
T6 4 494.03 11 201.48
T7 2 922.10 7 283.40
T8 1 304.67 3 251.92
Para este caso la fuerza resultante que actúa sobre el rotor es de R = 22 782.95 N con un
ángulo de α = 30.990 respecto a la vertical actuando en el centro del rotor.
Para el caso en que la válvula #7 está abierta y la válvula #8 apenas abriendo, en la
chumacera 1 se presenta un desplazamiento máximo de 0.205mm mientras que para la
chumacera 2 un desplazamiento máximo de 0.28mm. El desplazamiento total del rotor para
el caso de la válvula 8 apenas abriendo, el máximo desplazamiento es de 0.859mm.
Caso4MC.- Análisis estático con la válvula 8 totalmente abierta
Para este análisis estático, en la Tabla 9 se muestran las torques y las fuerzas que ocasionan
la deflexión en el rotor.
-
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Tabla 9. Torques y fuerzas con válvula 8 apenas abriendo.
Torques (Nm) Fuerzas tangenciales (N)
T1 4 549.10 11 338.73
T2 4 549.10 11 338.73
T3 6 416.86 15 994.17
T4 5 184.58 12 922.68
T5 5 548.96 13 830.91
T6 4 451.86 11 096.36
T7 3 743.91 9 331.78
T8 3 062.90 7 634.35
Para este caso la fuerza resultante que actúa sobre el rotor es de R = 16 214.81 N con un
ángulo de α = 430 respecto a la vertical actuando en el centro del rotor.
Para el caso en que la válvula 8 está abierta, en la chumacera 1 se presenta un
desplazamiento máximo de 0.252 mm mientras que para la chumacera 2 un desplazamiento
máximo de 0.303 mm. El desplazamiento total del rotor para el caso de la válvula 8
totalmente abierta, el máximo desplazamiento es de 0.968mm.
Los desplazamientos totales de la chumacera 1 vienen dados por la siguiente ecuación:
Total Estatico VibracionU U (4)
De los resultados obtenidos anteriormente, se toma en cuenta el desplazamiento total en la
chumacera 1 para todas las configuraciones de válvulas a diseño y desalineadas para
resumirlas en la
Tabla 10, la cual muestra los resultados de la ecuación anterior, donde todos los valores
están en milímetros [mm].
Tabla 10. Desplazamientos de la Chumacera 1 en condición de diseño y desalineados
Apertura de válvulas VibracionU (mm)
Diseño Desalineado
EstaticoU
(mm)
(mm) EstaticoU (mm)
(mm)
Caso 1 0.06 0.268 0.328 0.291 0.351
Caso 2 0.06 0.201 0.261 0.225 0.285
Caso 3 0.06 0.16 0.22 0.205 0.265
Caso 4 0.06 0.196 0.256 0.252 0.312
Como se puede observar en la
Tabla 10 en el caso 1 en la condición de desalineada se tiene que el desplazamiento total es
de 0.354 mm, siendo este el desplazamiento más alto alcanzado.
-
Del 01 al 04 de Septiembre del 2014 Page 25 of 27
Análisis estático a distintas presiones de vapor.
Con el fin de determinar el efecto de la variacion de la presion de vapor sobre el rotor se
realizaron analiss estáticos a diferentes cargas.
Los análisis se realizaron con simulaciones aplicando al modelo del rotor la fuerza
resultante obtenida del analisis termodinamico de las valvulas de control. Las presiones de
vapor utilizadas para el analisis termodinamico fueron 140, 155 y 169 kg/cm2, con una
calibración de valvulas de diseño y otra a condiciones de Agosto del 2013 esto para contar
con un punto de comparacion entre lo ideal y lo real. Los análisis se realizan para un
instante antes de abrirse la valvula #6, los resultados pueden mostrarse en la Tabla 11.
Tabla 11. Desplazamientos de la Chumacera 1 en condición de diseño y desalineados
Presión de vapor [kg/cm2]
Desplazamiento [mm] Desplazamiento neto [mm]
Calibración Diseño
Calibración Agosto 2013
Calibración Diseño
Calibración Agosto 2013
140 0.267 0.252 0.327 0.312 155 0.291 0.275 0.351 0.335
169.7 0.328 0.355 0.388 0.415
Para una apreciacion mayor del efecto de las distintas cargas sobre la chumacera, en la
Figura 22 se muestran los desplazamientos generados a efecto de las distintas cargas y
calibracion de valvulas así como también los desplazamientos netos considerando la fuerza
de gravedad.
Figura 22. Presión de vapor vs desplazamientos
-
Del 01 al 04 de Septiembre del 2014 Page 26 of 27
CONCLUSIONES
Para determinar el efecto que tiene el comportamiento de las válvulas de control en la
vibración se desarrolló un simulador termodinámico para monitorear la fuerza que actúa en
el rotor en la etapa Curtis, validándolo con datos de operación de la central. Se realizó el
simulador base con datos operativos de diseño para tener la referencia de cómo se deberían
de comportar las fuerzas a diseño y se analizó:
El efecto de desgaste en el diámetro del asiento de las válvulas de control.
Efecto del desgaste de las toberas, aumentando el área de las mismas.
Un comportamiento de apertura distinto al de diseño en las válvulas de control.
Dentro de los resultados obtenidos más importantes es el comportamiento del torque total
que se presenta en el rotor, que al final es proporcional a la fuerza resultante actuando sobre
el rotor, el torque tiende a incrementarse cuando se abren la válvula #5 y válvula #6, en el
momento que la válvula # 7 comienza su apertura el torque comienza a disminuir y se
tiende a estabilizar cuando se abre la válvula # 8, el comportamiento es similar para todos
los casos analizados y se puede observar en la Figura 18.
De los resultados del análisis termodinámico en las válvulas de control se puede decir que
la fuerza resultante al variar la presión, llega a su valor máximo de 60 000N para la presión
más alta de 169.7kg/cm2s y para la presión más baja analizada (140kg/cm2) presenta una
diferencia máxima de hasta 10 000N, esta disminución en la fuerza hace que los
desplazamientos en las chumaceras disminuyan al disminuir la carga.
La presión de vapor afecta directamente los desplazamientos radiales generados en en el
rotor, por lo que el claro entre el rotor y la chumacera disminuye, aumentando asi la
probabilidad de que exista rose entre los mismos. De igual manera de acuerdo a la
comparacion realizada entre los desplazamientos maximos generados a las presiones del
vapor de 140, 155 y 169.7 kg/cm2 y las dos calibraciones en valvulas analizadas (diseño y
Agosto del 2013), se tiene que a una presion de vapor de 169.7 kg/cm2 los desplazamientos
maximos a una calibracion de valvulas a Agosto del 2013 son mayores a los presentados en
calibracion de diseño. El operar fuera de las condiciones de diseño o de las recomendadas
por el fabricante, aumenta las probabilidades de alguna falla en los equipos, en este caso
existe una mayor probabilidad de que exista rozamiento entre el rotor y la chumacera por
operar fuera de las condiciones de diseño.
Como se puede observar en la Figura 22 la calibración de Agosto del 2013 presenta el
mayor desplazamiento, de 0.415mm, para las presiones analizadas. Este desplazamiento ya
es mayor al mínimo permitido, esto indica que si el claro radial es de 0.41mm, estaría
-
Del 01 al 04 de Septiembre del 2014 Page 27 of 27
llevándose a cabo el contacto entre el rotor y la chumacera. Para presiones más bajas el
desplazamiento es menor que a diseño.
REFERENCIAS
[1] Adams, M. L., 2010. “Rotating Machinery Vibration. From Analysis to
Troubleshooting”. Second ed. s.l.:s.n.
[2] Cotton, K. C., 1998. “Evaluating and Improving Steam Turbine Performance”. Second
ed. s.l.:s.n.
[3] Moran, M. J. & Shapiro, H. N., 2006. “Fundamentals Of Engineering
Thermodynamics”. Fifth ed. s.l.:John Wilery & Sons Ltd.
[4] Andrés, L. S., s.f. “Hydrodynamic Fluid Bearings And Their Effect On The Stability
Of Rotating Machinery”, s.l.: s.n.
[5] J. S. Rao, Rotordynamics, 2nd Edition, John & Sons; New Delhi, 1991.
[6] Anon., s.f. “Static Load Performance of Plain Journal Bearings”, s.l.: s.n.
[7] Chouchane, M., Naimi, s. & Ligier, J. L., 2011. “Stability Analysis of Hydrodynamic
Bearings With a Central Circumferential Feeding Groove”. 13th world congress in
mechanims and machine science, June.
