Análisis de Vibraciones en Turbogeneradores

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Análisis de vibraciones mecánicas de 
las estructuras de lubricación y control 
de un turbogenerador de 15 MW 
INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL 
ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y ELÉCTRICA 
SECCIÓN DE ESTUDIOS DE POSGRADO E INVESTIGACIÓN 
 
 
 
México, Agosto 2010 
TESIS 
QUE PARA OBTENER EL GRADO DE MAESTRO EN 
CIENCIAS CON ESPECIALIDAD EN INGENIERÍA MECÁNICA 
PRESENTA: 
ING. FERNANDO RIVERA PEREZ 
DIRECTOR: DR. VALERY ROMANOVICH NOSSOV 
DR. JOSE ANGEL ORTEGA HERRERA. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL 
SECRETARIA DE INVESTIGACIÓN Y POSGRADO 
 
CARTA CESIÓN DE DERECHOS 
 
En la Ciudad de México, Distrito Federal, el día 03 del mes de Agosto del año 2010 el que 
suscribe FERNANDO RIVERA PEREZ alumno del Programa de MAESTRIA EN 
CIENCIAS EN INGENIERÍA MECÁNICA con número de registro A080123, adscrito a 
la Sección de Estudios de Posgrado e Investigación de la ESIME Unidad Zacatenco, 
manifiesta que es autor intelectual del presente Trabajo de Tesis bajo la dirección del DR. 
VALERY ROMANOVICH NOSSOV Y DR. JOSE ANGEL LODEGARIO ORTEGA 
HERRERA y cede los derechos del trabajo intitulado: “ANÁLISIS DE VIBRACIONES 
DE LAS ESTRUCTURAS DE LUBRICACION Y CONTROL DE UN 
TURBOGENERADOR DE 15 MW” , al Instituto Politécnico Nacional para su difusión, 
con fines académicos y de investigación. 
Los usuarios de la información no deben reproducir el contenido textual, gráficas o datos 
del trabajo sin el permiso del autor y/o director del trabajo. Este puede ser obtenido 
escribiendo a la siguiente dirección: friverap9@yahoo.com.mx 
Si el permiso se otorga, el usuario deberá dar el agradecimiento correspondiente y citar la 
fuente del mismo. 
 
 
 
 
 
 
FERNANDO RIVERA PEREZ 
 
 
 
 
 
 
AGRADECIMIENTOS 
 
El autor desea agradecer al departamento de Servicios y Energía de la Cervecería Modelo, 
S.A de C.V. Por su apoyo Incondicional para el termino de mis estudios de Maestría, en 
especial al Ing. Miguel A. Fragoso, Ing. Luis A. Quiñones, Ing. Rogelio Franco, Ing. Edgar 
Alejandro Peréa e Ing. Miguel Olguín Méndez por la oportunidad que se me dio para 
concluir los estudios de maestría. 
Un agradecimiento a la Gerencia General y al Ing. Montoya por la motivación que nos 
muestra para continuar nuestros estudios para nuestro desarrollo profesional. 
Al igual no quiero dejar pasar sin hacer un reconocimiento a los departamentos de Recursos 
Humanos y Capacitación en especial al Lic. Pablo León y Lic. Miguel Ángel Vergara. Por 
sus sabios consejos durante mis estudios de Maestría. 
A mis compañeros de trabajo a todos un caluroso agradecimiento en especial a Félix 
Hernández, Miguel A. Plata, José Luis Fernández, David Escamilla, Roberto Valencia, 
Miguel García, Juan Morales, Martin García, Edgar García, Jorge Ramírez, Ascensión 
Flores, Alejandro Pérez, Mauricio Castro, Omar Hernández, Javier Acosta, Eduardo 
Rangel, Jesús Rubio y José Luis Palafox por su conocimientos que me enseñaron y 
capacitaron para realizar cada día mejor mi trabajo. 
 
A mis padres por estar conmigo en todo momento apoyándome para continuar con sus 
enseñanzas, valores y la educación que me inculcaron. Lo más importante su apoyo 
incondicional para la realización de mis estudios de maestría, en especial para ti mamá te 
dedico este trabajo con todo mi amor y mi corazón por creer en tu hijo. 
A mis amigos de ESIME- Zacatenco por apoyarme en mis estudios en especial a Omar 
Hernández, Carlos Trejo y Luis Horta Aceves. 
 
A mi primo M. en C. Carlos Rivera Guevara 
Mis Hermanos Dr. Jaime Rivera, Bio. Hugo Rivera, Roberto Rivera y Norma Rivera. 
 
 
 
 
 
 
 
AGRADECIMIENTOS 
 
 
 
 
 
Deseo expresar mi más sincero agradecimiento a las personas que de alguna forma me han 
brindado su ayuda en la elaboración del presente trabajo: al Dr. José Ángel Ortega Herrera, 
Dr. NOSSOV VALERY a quienes me han tratado con honestidad y siempre sabio con los 
consejos para la realización de la obra durante todos mis estudios de posgrado. 
En especial un recuerdo muy especial y unas felicitaciones por el esfuerzo realizado a mi 
familia a mi esposa M en A. Verónica Huerta Velázquez,. Mis hijos Brenda Rivera 
Huerta y Diego Rivera Huerta. 
 
 
INDICE 
 
 
 
I 
INDICE 
INDICE I 
NOMENCLATURA V 
INDICE DE TABLAS VI 
INDICE DE FIGURAS IX 
RESUMEN XIV 
ABSTRAC XV 
INTRODUCCION XVI 
 
CAPITULO 1 
 
ESTADO DEL ARTE 
 
Página 
 
1.1 Breve historia de los problemas de resonancia en el mundo 1 
1.2 Vibraciones por flujo 2
 
1.3 Experimentos para el flujo de vibración en el mundo 3 
1.4. Metodología para encontrar el flujo de vibraciones 6 
1.5 Vibraciones inducidas por flujo 7 
1.6 Descripción del análisis 8 
1.7 Normatividad 10 
 
1.7.1 Normativa de carácter nacional 11 
1.7.2 Normas sobre la severidad de las vibraciones mecánicas 12 
1.7.3 Carta de Rathbone 13 
 
 
CAPITULO 2. 
 
MONITOREO DE VIBRACIONES Y 
 PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA 
 
2.1 Identificación del equipo para el monitoreo de vibraciones mecánicas 16 
2.2 Vibración simple 18 
2.3 Vibración compuesta 21 
2.4 Vibración aleatoria y golpeteos intermitentes 21 
2.5 Transformada de Fourier 22 
2.6 Estudios realizados de vibraciones mecánicas 25 
2.6.1 Arreglo anterior de válvula de alivio y puntos de monitoreo de las tuberías 
de aceite 25 
INDICE 
 
 
 
II 
2.6.2 Análisis de colección de datos de vibración para la bomba principal de 
aceite y tuberías 26 
2.6.3 Análisis gráfico 26 
 
2.7 Inspección por análisis de vibraciones 30 
2.7.1 Análisis de espectro fft 31 
2.7.2 Análisis de forma de onda, en dominio del tiempo 33 
2.7.3 Frecuencias naturales de las tuberías de salida del aceite de la bomba 34 
2.7.4 Impulsos de choque producidos por la bomba 35 
2.7.5 Vibraciones producidas por la bomba solo en el rango de frecuencias 
naturales 35 
2.7.6 Actividades a realizar 36 
 
2.8 Herramientas para detectar frecuencia natural 37 
2.8.1 Oscilación 37 
2.8.2 Frecuencia natural 37 
2.8.3 Resonancia: su diagnostico 38 
2.8.4 Ensayo de frecuencia natural 39 
 
2.9 Resultados con la carta de Rathbone 39 
 
2.10 Planteamiento del problema 41 
 
 
CAPITULO 3. 
 
ANALISIS DINAMICO DE LA LINEA DE ACEITE DE CONTROL Y 
LUBRICACION (VARIACION DE FLUJO) EN LAS ESTRUCTURAS 
 
3.1 metodología 42 
 
3.2 causas de la vibración alrededor de la tubería de aceite 44 
3.2.1 análisis de la vibración alrededor de la tubería de aceite por cada causa 
posible de vibración 45 
3.2.2 vibración anormal alrededor de la tubería de la bomba principal de aceite 45 
3.2.3 Análisis de la vibración de la tubería 46 
3.2.4 Análisis de equipo auxiliar instalado en la trayectoria de la tubería 47 
3.2.5 Análisis del diseño 48 
 
3.3 Definición del sistema 49 
 3.3.1. Descripción de la tubería aceite de succión y descarga 50 
 
3.4 Análisis hidráulico unidimensional 54 
 3.4.1 Premisas (fundamentos) 54 
 
3.5 Simulación de la tubería de descarga 56 
INDICE 
 
 
 
III 
 
3.6 Simulación de la tubería de succión 62 
 
3.7 Análisis de resultados 65 
 
3.8 Análisis hidráulico bidimensional con generación de vibraciones a condiciones 
subsónicas 67 
3.8.1 Sistema de descarga con la válvula reguladora de presión abierta al 100% 70 
 3.8.2 Sistema de descarga con la válvula reguladora de presión abierta al 85% 71 
 3.8.3 Comportamiento del aceite en el interior de la tubería 74 
3.8.4 Análisis del sistema con una tubería de descarga de 8 in. 77 
3.8.5 Análisis hidráulico en la válvula de seguridad-alivio 78 
3.8.6Análisis hidráulico en la válvula de seguridad-alivio en conjunto con la 
tubería de succión y descarga 79 
3.8.7 Análisis hidráulico en el sistema de succión de la bomba 81 
3.8.8 Análisis de resultados 83 
3.9 Recomendaciones para la operación de los equipos. 84 
3.10. Resultados sobre las recomendaciones realizadas por personal de MITSUBISHI 
Heavy Industries, Ltd. 89 
3.10.1. Orden de servicio no. ss06-485 del día 8 de noviembre del 2006. 89 
3.10.2. Orden de servicio no. yps07-0197 del 30 de mayo del 2007. 90 
3.11 Conclusiones y recomendaciones 92 
 
CAPITULO 4 
 
ANÁLISIS ESTÁTICO DE LA LÍNEA DE ACEITE DE CONTROL Y 
LUBRICACIÓN (FLEXIBILIDAD) EN LAS ESTRUCTURAS 
. 
4.1 Modelo de elementos finitos 94 
4.1.1 Formulación de las ecuaciones de navier-stokes 96 
4.1.1.1 Espacio de funciones de prueba 96 
4.1.1.2 Espacio de funciones de peso 97 
4.1.2 Ecuaciones de navier-stokes en coordenadas cartesianas 98 
4.1.3 Ecuaciones de navier-stokes en coordenadas cilíndricas 99 
 
INDICE 
 
 
 
IV 
4.2 Análisis estático de la tubería de succión y descarga de aceite 100 
4.2.1 Tipos de soportería 101 
4.2.2 Análisis estático a la tubería de succión de la bomba principal 
de aceite 102 
4.2.3 esfuerzos 103 
4.2.4 premisas para el análisis de esfuerzos 103 
4.2.5 el cálculo del esfuerzo basado en ASME b31.1 104 
4.3 Análisis estático 105 
4.3.1 La deformación térmica 105 
4.4 Resultados 107 
4.4.1. Análisis de resultados de la tubería de succión de la bomba de 
aceite de los turbogeneradores. 107 
4.4.2 Resultados de esfuerzo y desplazamientos en tubería de succión 
de la bomba principal por medio de la simulación 110 
4.4.3. Análisis de resultados de la tubería de descarga de la bomba de 
aceite de los turbogeneradores. 112 
4.4.4 Resultados de esfuerzo y desplazamientos por medio de la simulación 
en tubería de descarga de la bomba principal 115 
 
CAPITULO 5 
 
ANALISIS MODAL DE FRECUENCIAS Y 
RESONANCIAS EN LAS ESTRUCTURAS 
 
5.1 Análisis de interacción fluido estructura 118 
 
5.2 Análisis de resonancia 119 
5.2.1 Ecuaciones que aplican y condiciones de frontera 120 
 
5.3 frecuencia natural y resonancias 121 
5.3.1 Análisis espectral 122 
5.3.2 Resonancias y pulsaciones 123 
 
5.4 Metodología 124 
5.4.1 Frecuencias naturales 125 
5.4.2 Frecuencias de excitación 127 
5.4.3 Resultados obtenidos por el software ALGOR en la tubería de 129 
descarga de aceite de control y lubricación 
 
INDICE 
 
 
 
V 
5.4.4 Análisis de la tubería de succión y descarga por frecuencias de 
excitación 131 
 
5.5. Evaluación a la línea de succión considerando la soportería propuesta por 
MITSUBISHI 133 
5.5.1 Frecuencias naturales en la tubería de succión de aceite 134 
5.5.2 Análisis de resultados de la tubería de succión 136 
 
5.6 Evaluación a la línea de descarga considerando la soportería propuesta por 
MITSUBISHI (juntas de expansión) 137 
5.6.1 Resultados de esfuerzos y desplazamientos 137 
 
5.6.2 Frecuencias naturales en la tubería de descarga de aceite 139 
 
5.6.3 Arreglo propuesto sin juntas de expansión (cálculo de frecuencias 
naturales) 140
 
5.6.4 arreglo propuesto con una junta de expansión (cálculo de frecuencias 
naturales) 142 
5.6.5 arreglo propuesto con dos juntas de expansión (cálculo de frecuencias 
naturales) 144 
 
 
CAPITULO 6 
 
PROPUESTAS DE SOLUCION AL PROBLEMA DE VIBRACION 
 
6.1 Solución al problema 146 
6.2 Propuestas de solución 153 
 
 
CAPITULO 7 
 
CONCLUSIONES 
 
7.1 Conclusiones del proyecto de investigación 154 
 
 
BIBLIOGRAFIA 157 
 
REFERENCIAS 159 
 
 
 
NOMECLATURA 
 
 
 
V 
NOMENCLATURA 
 
Símbolos matemáticos 
[ ] Matriz rectangular o cuadrada 
{ },    Vector columna, y vector fila 
2, ,∇ ∇⋅ ∇ Operadores gradiente, divergencia y Laplaciano 
 
Simbología 
c Velocidad del sonido en el fluido 
Do Diámetro exterior 
E Modulo de Elasticidad 
ΣF Fuerza Total 
Fa Fuerza Axial 
fn Frecuencia Natural 
I Momento de Inercia 
ρ Densidad del fluido 
n̂ Vector unitario normal 
J Determinante de la matriz Jacobiana 
L Lagrangiana 
{ } { },TL L Operadores matriciales divergencia, y gradiente 
Λ Densidad lagrangiana 
N   Función de forma (o de interpolación) 
δ Variacional 
φ, Φ Potencial de velocidad 
Ω Dominio del problema 
Γ Superficie frontera del dominio 
p, P Presión acústica 
Pn , Pn
m Polinomios de Legendre y polinomios Asociados de Legendre 
r Impedancia característica del material en la frontera 
, ,u u
r
 Vector desplazamiento 
ω Frecuencia angular 
x, y, z Coordenadas cartesianas 
 
Abreviaturas 
 
MEF Método del Elemento Finito 
RPM Revoluciones Por Minuto 
PCV Válvula de Control 
FSI Interacción Flujo Estructura 
FVI Flujo Inducido por Vibracion
INDICE DE TABLAS 
 
 
 
VI 
 
INDICE DE TABLAS 
 
Tabla Página 
 
2.1 Resumén de vibración de las tuberías de aceite 26 
 
2.2 Frecuencias naturales 36 
3.1 Causas de la vibración en las tuberías de aceite de control 44 
 
3.2 Análisis de la bomba principal de aceite 45 
 
3.3 Análisis de la tubería 46 
3.4 Análisis de equipo auxiliar alrededor de la tubería 47 
3.5 Análisis de diseño 48 
3.6 Descripción del arreglo de tuberías en la descarga 50 
3.7 Descripción del arreglo de tuberías en la succión 51 
3.8 Propiedades típicas del aceite mobil light 51 
3.9 Propiedades típicas del aceite mobil light calculadas 52 
3.10 Datos de placa de la válvula de seguridad-alivio 52 
3.11 Datos de placa de la válvula de reguladora de presión aceite 53 
3.12 Datos de placa de la bomba de triple tornillo 53 
3.13 Condiciones de operación del sistema de descarga. 69 
INDICE DE TABLAS 
 
 
 
VII 
3.14 Presiones de los puntos de referencia 70 
3.15 Presiones de los puntos de referencia 72 
3.16 Velocidades en los puntos de referencia. 73 
3.17 Velocidades en los puntos de referencia. 74 
3.18 Presiones de los puntos de referencia. 77 
3.19 Condiciones de operación del sistema de descarga y succión 78 
3.20 Presiones de los puntos de referencia. 78 
3.21 Presiones de los puntos de referencia. 80 
3.22 Condiciones de operación del sistema de succión 82 
4.1 Condiciones de operación del sistema. 100 
4.2 Resultados de esfuerzos de la tubería de succión 107 
4.3 Resultados de desplazamientos de la tubería de succión 109 
4.4 Resultados de esfuerzos de la tubería de descarga 112 
4.5 Resultados de desplazamientos de la tubería de descarga 114 
5.1 Frecuencias de vibración del sistema 125 
5.2 Condiciones de operación en la bomba de triple tornillo. 125 
5.3 Frecuencia coincidente del sistema 127 
5.4 Frecuencias de excitación que generan vibración 129 
5.5 Frecuencias medidas y frecuencias calculadas 130 
5.6 Frecuencias de excitación generadas por la bomba 130 
5.7 Recomendaciones para las tuberías 131 
5.8 Frecuencias naturales 134 
INDICE DE TABLAS 
 
 
 
VIII 
5.9 Resultados de la frecuencia de excitación en la tubería 136 
5.10 Frecuencias naturales de tubería de descarga de aceite 139 
5.11 Desplazamientos máximos a diferentes frecuencias naturales 143 
5.12 Resultados con dos juntas de expansión a diferentes frecuencias 
naturales 145 
5.13 Resultados de desplazamientos máximos 145 
6.1 Resultados de frecuencias 152 
6.2 Resultados de frecuencias medidas y calculadas 152 
6.3 Resultados con dos juntas de expansión 153
INDICE DE FIGURASIX 
 
INDICE DE FIGURAS 
 
Figura Página 
 
1.1 Esquema de la metodología FSI 8 
1.2 Carta de Rathbone 14 
2.1 Turbogenerador no. 4 de la cervecería zacatecas, S.A de C.V. 16 
2.2 Vista de una turbina de vapor con un corte transversal 17 
2.3 Bomba y tuberías de succión y descarga de aceite de control 
y lubricación del turbogenerador 17 
2.4 Arreglo de tuberías de succión y descarga de aceite para control 
 y lubricación 18 
2.5 Análisis de masa resorte 19 
2.6 Grafica amplitud tiempo 19 
2.7 Reciproco del periodo es la frecuencia 19 
2.8 Medidas de la amplitud 20 
2.9 Curvas sinusoidales desfasadas a 90° 20 
2.10 Vibración compuesta 21 
2.11 Vibración aleatoria 22 
2.12 Vibración de golpes intermitentes 22 
2.13 Vibración compleja en tres dimensiones 23 
2.14 Dominio del tiempo y su correspondiente en el dominio 
de la frecuencia. 24 
2.15 El primer instrumento de medición de vibraciones Schenck 
Mostrado en la feria de Leipzig 1925 24 
2.16 Arreglo actual de válvula de alivio y puntos de monitoreo de 
las tuberías de aceite. 25 
2.17 Espectro perteneciente a succión 1 27 
2.18 Espectro perteneciente a succión 2 27 
2.19 Espectro perteneciente a descarga 1 28 
INDICE DE FIGURAS 
 
 
 
X 
2.20 Espectro perteneciente a descarga 2 28 
2.21 Espectro perteneciente a descarga 3 29 
2.22 Arreglo actual de válvula de alivio y puntos de monitoreo 
de las tuberías de aceite. 30 
2.23 Espectro de vibración M-003.06 31 
2.24 Espectro de vibración M-003.06 32 
2.25 Espectro de vibración M-003.06 33 
2.26 Espectro de vibración M-003.09 34 
2.27 Espectro de vibración M-003.09 34 
2.28 Espectro de vibración M-003.06 35 
2.29 Espectro de vibración M-003.06 35 
2.30 Carta de Rathbone 40 
3.1 Esquema de la metodología 43 
3.1.a Sistema de aceite de lubricación de las unidades turbogeneradores 
3 y 4, definido por tubería de succión y de descarga 49 
 
3.2 Nodos de estudio para el análisis unidimensional 54 
3.3a Flujo a la descarga de bomba, nodo 1. 57 
3.3b Presión a la descarga de bomba, nodo 1. 57 
3.4 Flujo desfogado por la válvula, nodo 22. 58 
3.5 Presión a la descarga de la válvula, nodo 23 58 
3.6a Fuerzas no balanceadas en un punto cercano a la succión de la 
bomba, nodo 24. 59 
3.6b Frecuencias en un punto cercano a la succión de la bomba, nodo 24. 59 
3.7 Fuerzas derivadas por recirculación de la bomba, traqueteo, geometría 
de la tubería y ligeramente los efectos de la pcv 124, en el nodo 3. 60 
3.8 Fuerzas derivadas principalmente por la pcv 124, en el nodo 11. 61 
3.9 Condiciones de presión a la entrada en el nodo 16. 61 
3.10a Flujo a la succión de la bomba, nodo 20. 62 
3.10b Presión a la succión de la bomba, nodo 20. 63 
3.11a Efecto de la recirculación generadas nodo 25 63 
INDICE DE FIGURAS 
 
 
 
XI 
3.11b Frecuencias generadas nodo 25 64 
3.12 Fuerzas generadas en la tubería de succión por recirculación 
y traqueteo de la válvula de seguridad-alivio, en el nodo 27. 64 
3.13 Presión en el inicio de la tubería de succión. 65 
3.14 Geometría interna de la válvula reguladora de presión PCV-124 67 
3.15 Geometría a simular 67 
3.16 Geometría interna de la válvula de seguridad-alivio. 68 
3.17 Geometría a simular en 2d 68 
3.18 Esquema de la descarga de la bomba. 69 
3.19 Distribución de presiones en la válvula reguladora de presión 
abierta al 100% 70 
3.20 Distribución de presiones en la válvula reguladora de presión 
abierta al 85% 71 
3.21 Velocidades en la descarga de la bomba 73 
3.22 Velocidades en la válvula reguladora de presión 74 
3.23 Vectores velocidad en los codos de 45º 75 
3.24 Vectores velocidad en la válvula reguladora de presión 76 
3.25 Distribución de presiones en la válvula reguladora de presión 
abierta al 85% 77 
3.26 Distribución de presiones en la válvula de seguridad-alivio. 78 
3.27 Vectores velocidad en la válvula de seguridad-alivio. 79 
3.28 Distribución de presiones en la válvula de seguridad-alivio. 80 
3.29 Vectores velocidad en la válvula de seguridad-alivio. 81 
3.30 Esquema de la succión de la bomba. 82 
3.31 Vectores velocidad en la succión de la bomba. 82 
3.32 Momentos flexionantes y fuerzas cortantes 86 
4.1 Metodología tridimensional (FSI) Interacción Fluido Estructura 95 
4.2 Arreglo de tuberías de succión y descarga de aceite 96 
4.3 Tubería de succión y descarga de aceite 100 
4.4 Soportería considerada para trayectos horizontales de tubería 101 
4.5 Soportería considerada para trayectos verticales de tubería 101 
INDICE DE FIGURAS 
 
 
 
XII 
4.6 Soportería considerada para trayectos verticales de tubería elevada 102 
4.7 Tubería de succión 102 
4.8 Resultados de esfuerzos en tubería de succión 108 
4.9 Resultados de desplazamiento en la tubería de succión 109 
4.10 Grafica de esfuerzos en tubería de succión 110 
4.11 Grafica de máximos y mínimos desplazamiento 110 
4.12 Grafica desplazamiento 111 
4.13 La tubería de descarga de la bomba principal de aceite 112 
4.14 Resultados de esfuerzos en tubería de descarga 113 
4.15 Resultados de desplazamiento en la tubería de descarga 114 
4.16 Grafica de esfuerzos en tubería de descarga 115 
4.17 Grafica de máximos y mínimos desplazamiento 116 
4.18 Grafica desplazamiento 116 
5.1 Metodología tridimensional (FSI) Interacción Fluido Estructura 119 
5.2 Frecuencia natural de la estructura y soporte 122 
5.3 Captura de análisis de vibraciones 123 
5.4 Resonancia 123 
5.5 Pulsaciones 124 
5.6 Secuencia de actividades para el arranque y paro de turbogenerador 126 
5.7 Tubería de descarga de aceite de la bomba principal 127 
5.8 Análisis modal 128 
 5.9 Bomba principal de aceite 132 
5.10 Rotación de la bomba principal de aceite 132 
5.11 Tubería de succión con soportería 133 
5.12 Resultados de esfuerzos en tubería de succión 133 
5.13 Resultados de desplazamientos en tubería de succión 134 
5.14 Resultados de desplazamientos en el análisis modal de frecuencias 135 
5.14 Resultados de rotaciones en la tubería en el análisis modal 
de frecuencias 135 
5.15 Presiones que se somete la tubería de descarga 137 
5.16 Resultados de esfuerzos en tubería de descarga de aceite 138 
INDICE DE FIGURAS 
 
 
 
XIII 
5.17 Resultados de desplazamientos en tubería de descarga 138 
5.18 Tubería de descarga sin junta de expansión excitada a 55.737 hz 140 
5.19 Tubería de descarga sin junta de expansión excitada a 59.603 hz 141 
5.20 Tubería de descarga sin junta de expansión excitada a 112.025 hz 141 
5.21 Tubería de descarga con una junta de expansión excitada a 55.692 hz 142 
5.22 Tubería de descarga con una junta de expansión excitada a 59.603 hz 142 
5.23 Tubería de descarga con una junta de expansión excitada a 112.025 hz 143 
5.24 Esfuerzos obtenidos con dos juntas de expansión 144 
 
6.1 Esquema de la metodología FSI 147 
6.2 Secuencia de actividades para el arranque y paro del turbogenerador 148 
6.3 Carta de Rathbone 150 
6.4 Espectro de vibración del sistema 151 
6.5 Espectro de pulsaciones 151
RESUMEN 
 
 
 
XIV 
RESUMEN 
Un análisis completo de vibraciones a sistemas de transporte y distribución de fluidos debe 
contemplar: un estudio de flujo y su influencia en la generación de vibraciones (Flow 
Induce Vibration, FVI), un análisis estructural a tuberías (condiciones estáticas), un análisis 
del fluido y la estructura a condicionesdinámicas. El análisis de vibraciones pertenece a un 
área de la Mecánica de Fluidos denominada Análisis de Interacción Fluido-Estructural 
(Flow-Structure Interaction, FSI). En éste trabajo se presenta un estudio completo FSI 
evaluando las Vibraciones Inducidas por Flujo, para lo cual se analizaron las condiciones 
de operación de cada uno de los componentes del sistema de aceite de lubricación por 
medio de simulación hidráulica en tres dimensiones. Realizaremos una metodología del 
FSI, en esta investigación se planteo una metodología para el análisis y solución de vibraciones la cual 
consistió en realizar estudios que se presentan por capítulos los cuales fueron al inició de la investigación se 
monitoreo la vibración, después continuamos con el estudio análisis dinámico de la línea de aceite de 
control y lubricación (variación de flujo) en las estructura, seguidos de análisis estático de 
la línea de aceite de control y lubricación (flexibilidad) en las estructuras, se continuó con el 
estudio principal para resolver la problemática de este problema y fue el estudio de análisis modal de 
frecuencias y resonancias en las estructuras y finalmente terminamos con la propuesta de 
solución al problema de vibración. Mediante la evaluación del fluido y la estructura a 
condiciones dinámicas, requiere de mayores tiempos de simulación y de software más 
especializado que permita simulaciones en tres dimensiones. 
Cuando se ponen en marcha los dos turbogeneradores al llegar a la velocidad nominal 
6020 rpm, las tuberías de succión y descarga de la bomba principal de aceite de control y 
lubricación se encuentran en sus frecuencias naturales los dos sistemas y esta condición 
produce el fenómeno de resonancia con una vibración de 40 mm/seg. Este exceso de 
vibración según la norma ISO 10816-3, el diagnostico es: “La vibración se considera lo 
suficiente severa para dañar la maquina”. El estudio se realiza utilizando modelos 
unidimensionales basados en las ecuaciones de Navier Stokes bajo criterios de diferencias 
finitas de primer orden, para cuantificar vibraciones a condiciones sónicas; y modelos en 
dos dimensiones basados en modelos de turbulencia bajo criterios de diferencias finitas de 
segundo orden, para cuantificar vibraciones respectivamente. 
ABSTRAC 
 
 
 
XV 
ABSTRAC 
 
A Complete analysis of vibration transmission and distribution systems of fluids 
should include: a study of flow and its influence on the generation of vibrations 
(Flow Induced Vibration, FVI), a structural analysis pipelines (static conditions), an 
analysis of the fluid structure and dynamic conditions. Vibration Analysis is part of 
an area called Fluid Mechanics Analysis of Fluid-Structure Interaction (Flow-
Structure Interaction, FSI). In this paper we present a comprehensive study 
evaluating FSI Flow Induced Vibrations, for which analyzed the conditions of 
operation of each component of the lubricating oil system through three-
dimensional hydraulic simulation. FSI will make a methodology, this research was 
proposed a methodology for the analysis and solution of vibration which was to 
conduct studies that are presented in chapters which were the research began 
monitoring the vibration, then continues with the study analysis line dynamic 
control and lubricating oil (flux change) in the structure, static analysis followed the 
line of control and lubricating oil (flexibility) in the structures, continued with the 
main study to solve the problem of this problem was the study of modal analysis 
and resonance frequency in the structure and finally finished with the proposed 
solution to the problem of vibration. By evaluating the structure of the fluid and 
dynamic conditions, requires more simulation time and specialized software that 
allows three-dimensional simulations. 
 
When set in motion the two turbo-generators to reach 6020 rpm nominal speed, 
the suction and discharge of the main oil pump and lubrication control are in their 
natural frequencies of the two systems and this condition produces the resonance 
with a vibration of 40 mm / sec. This excessive vibration according to ISO 10816-3, 
the diagnosis is: "The vibration is considered severe enough to damage the 
machine." The study was performed using one-dimensional models based on 
Navier Stokes equations under the criteria of first-order finite differences, to 
measure vibrations at sonic conditions, and two-dimensional models based on 
turbulence models under the criteria of second order finite differences for quantify 
vibrations respectively. . .
INTRODUCCION 
 
 
 
XVI 
INTRODUCCION 
Una problemática que se presentó en el año del 2005 al arranque de los 2 turbogeneradores 
de 15 MW, marca Mitshubishi que se tienen instalados en la empresa Cervecería de 
Zacatecas S.A de C.V. que su principal giro es la fabricación de cervezas en la cual tienen 
una pequeña Termoeléctrica la cual realiza Cogeneración la cual generan electricidad para 
toda la planta de fabricación y obtienen vapor de las turbinas para el cabezal de servicios 
de vapor para elaboración y envasado principalmente. En está investigación se planteo una 
metodología para el análisis y solución de vibraciones la cual consistió en realizar estudios 
que se presentan por capítulos los cuales fueron al inició de la investigación se monitoreo 
la vibración, después continuamos con el estudio análisis dinámico de la línea de aceite de 
control y lubricación (variación de flujo) en las estructura, seguidos de análisis estático de 
la línea de aceite de control y lubricación (flexibilidad) en las estructuras, se continuó con 
el estudio principal para resolver la problemática de este problema y fue el estudio de 
análisis modal de frecuencias y resonancias en las estructuras y finalmente terminamos con 
la propuesta de solución al problema de vibración. 
Cuando se ponen en marcha los dos turbogeneradores al llegar a la velocidad nominal 
6020 rpm, las tuberías de succión y descarga de la bomba principal de aceite de control y 
lubricación se encuentran en sus frecuencias naturales los dos sistemas y esta condición 
produce el fenómeno de resonancia con una vibración de 40 mm/seg. Este exceso de 
vibración es suficiente para causar daño severo al sistema según la norma ISO 10816-3, y 
de acuerdo a esta misma norma, el diagnostico es: “LA VIBRACION SE CONSIDERA 
LO SUFICIENTE SEVERA PARA DAÑAR LA MAQUINA” . 
La tubería puede fallar o deformarse. la condición de temperatura operativa de este sistema 
de tuberías es también motivo de preocupación. la magnitud de este cambio dependerá de 
el coeficiente de expansión lineal. Esto cambia drásticamente la temperatura y el esfuerzo 
que está sometido las tuberías. Con las frecuencias naturales que se igualan del 
turbogenerador y de la bomba principal de aceite, producen resonancia en el sistema 
cuando la bomba principal recibe esta perturbación de vibración inicia las vibraciones 
inducidas por flujo al sistema y las tuberías se quedan vibrando. Una investigación similar 
INTRODUCCION 
 
 
 
XVII 
ha sido realizada anteriormente en las instalaciones de la NASA, Castillo [1] creó un 
modelo para estudiar la acústica inducir vibraciones, se obtienen resultados de ruido y de la 
frecuencia. 
Esta investigación de esta tesis se centrará en la el estudio en la estructura de la tubería. Al 
igual identificare los componentes del sistema de aceite lubricación que influyen en la 
generación de niveles vibración 40 mm/seg y cuantificar la magnitud de los efectos 
generados, mediante una evaluación técnico-operativa y utilizando modelos de simulación 
numérica que permita analizar hidráulicamente el sistema con modelos basados en criterios 
de una, dos dimensiones y tres dimensiones 
Un análisis completo de vibraciones a sistemas de transporte y distribución de fluidos debe 
contemplar:un estudio de flujo y su influencia en la generación de vibraciones (Flow 
Induce Vibration, FVI), un análisis estructural a tuberías, equipos y accesorios (condiciones 
estáticas) y un análisis del fluido y la estructura a condiciones dinámicas. El análisis 
completo de vibraciones pertenece a un área de la Mecánica de Fluidos denominada 
Análisis de Interacción Fluido-Estructural (Flow-Structure Interaction, FSI). Una 
investigación de vibración inducida por fluido (Flow Induce Vibration, FVI), es presentada 
en esta tesis. Tres modelos de elementos finitos para las tuberías fueron desarrollados: un 
modelo estructural de elementos finitos con múltiples soportes para un análisis de 
Frecuencias, un modelo de elementos finitos de fluido estructura y un modelo de fluido 
transiente para análisis de una tubería llena de fluido. Las frecuencias naturales, esfuerzos 
dinámicos, estáticos y térmicos, y las limitaciones de la tubería se investigaran y se 
encontraran resultados. 
El estudio se realiza utilizando modelos unidimensionales basados en las ecuaciones de 
Navier Stokes bajo criterios de diferencias finitas de primer orden, para cuantificar 
vibraciones a condiciones sónicas; y modelos en dos dimensiones basados en 
modelos de turbulencia bajo criterios de diferencias finitas de segundo orden, para 
cuantificar vibraciones . Los software utilizados son Bos Fluids versión 4.11 y Fluent 
versión 6.0, Algor Version 22, ANSYS Version 12 respectivamente. Se realizo un estudio 
más a fondo de las condiciones de la puesta en marcha de los turbogeneradores en el cual 
se observara en qué momento se igualan las frecuencias naturales y podrán transmitirse las 
INTRODUCCION 
 
 
 
XVIII 
vibraciones por flujo. Con lo cual estaremos concluyendo y terminando la problemática de 
la alta vibración bajo una metodología fundamentada en la Ingeniería. 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
1 
CAPITULO I 
ESTADO DEL ARTE 
1.1 BREVE HISTORIA DE LOS PROBLEMAS DE RESONANCIA EN EL 
MUNDO 
En este capítulo abordaremos temas con una similitud a la de este trabajo de tesis, como 
por ejemplo: lo que se hace en el mundo con respecto a este tipo de investigación, para 
evaluar la calidad y aportación de esta investigación. Primeramente hablaremos de los 
trabajos que se realizan en el mundo con la similitud de este trabajo de investigación. 
• Uno de los principales problemas durante el ensayo de motores de cohetes de la 
NASA es el las vibraciones experimentadas por el de escape en sus componentes. 
La vibración de flujo inducido se produce cuando la frecuencia natural de la línea de 
transporte de la carburante y el flujo de líquido son las mismas. Esta equiparación 
de las dos frecuencias produce una condición conocida como la resonancia, este 
comportamiento en muchos casos, es el colapso de todo un sistema. La condición de 
la temperatura de funcionamiento de este sistema de tuberías es también motivo de 
preocupación. Este sistema de tuberías que opera a una temperatura 
extremadamente baja. Si la temperatura de un objeto es cambiado en la estructura, 
el objeto será la experiencia longitud o superficie por lo tanto los cambios de 
deformación de volumen. La magnitud de este cambio dependerá del coeficiente de 
dilatación lineal. Esto cambia drásticamente la temperatura de crear el esfuerzo 
adicional en el sistema de tuberías. 
• La Universidad Brigham Young el M. en C.Matthew T. Pittard del Departamento de 
Ingeniería Mecánica desarrollo la tesis, 
SIMULACION BASADA POR EL METODO (LARGE EDDY SIMULATION) 
VIBRACION DE FLUJO INDUCIDA POR TURBULENCIA PARA UNA 
TUBERIA FLUJO LLENO, La cual habla de vibraciones por flujo causadas por el 
flujo de tubería completamente desarrollada ha sido reconocida, pero no totalmente 
investigado en condiciones turbulentas. Esta tesis se centra en el desarrollo de un 
fluido-estructura numérica de interacción (FSI), modelo que ayudará a definir la 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
2 
relación entre las vibraciones tubería de pared y las características físicas de flujo 
turbulento. Los paquetes de software comercial FSI están basados en ecuaciones de 
Navier-Stokes promediado Reynolds (RAN) los modelos de fluidos, que no calcular 
las fluctuaciones instantánea en el flujo turbulento. Esta tesis presenta un enfoque 
FSI basados en la simulación Eddy Grande (LES) los modelos de flujo, que se 
calcule las fluctuaciones instantáneas en el flujo turbulento. Los resultados basados 
en los modelos LES indican que estas fluctuaciones de contribuir a la vibración de 
la tubería. Se demuestra que existe una relación cuadrática entre cerca de la 
desviación estándar del campo de presión en la pared de la tubería y el caudal. 
También está demostrado que una fuerte relación entre la vibración de la tubería y 
el caudal existente. Esta investigación tiene un impacto directo en la generación de 
electricidad como es el caso de las plantas geotérmicas, nucleares y otras industrias 
de transporte de líquidos. 
• En un mundo de causa y efecto, resulta natural para estudiar la forma en diferentes 
medios interactúan. Desde el trágico fracaso del puente de Tacoma Narrows, 
cerca de Seattle, es la prueba visual más del fenómeno físico llamado frecuencia de 
resonancia. El 7 de noviembre de 1940, pocos meses después de haber sido 
inaugurado el puente un día de viento este comenzó a ondear como si se tratase de 
una bandera. Tras poco más de una hora de sacudidas y vaivenes el puente de 1,600 
metros de longitud se derrumba y caía hecho pedazos al agua. 
1.2 VIBRACIONES POR FLUJO 
El transporte de líquidos a través de sistemas de tuberías es una práctica común. El término 
sistema de tuberías no es nuevo, prácticamente cada persona ha utilizado uno. Por lo 
general para los diseñadores hay muy poca comprensión del fenómeno detrás del uso de los 
sistemas de tuberías. En algunas aplicaciones, como las plantas de energía, la falta de 
tuberías los sistemas pueden causar graves pérdidas económicas y en el peor de los casos la 
pérdida de recursos humanos vidas. 
Algunos de los factores de diseño u operación que pueden causar fallas en las tuberías 
son los sistemas: el apoyo incorrecto, los cambios de presión transitoria, el flujo de las 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
3 
vibraciones inducidas y térmicas. Varios códigos estándar han sido desarrollados para 
regular el diseño y cálculo de los sistemas de tuberías. 
Existen diversos tipos de fenómenos que pueden inducir vibraciones en los componentes; 
remolinos, turbulencias, martillo de agua, acústica, entre otros. 
Emisión de vórtices se produce cuando el flujo de sortear un obstáculo como el cilindro, la 
esfera o cualquier objeto perturbar otros; que resulta en vórtices detrás de la botella. Estos 
vórtices se mueven aguas abajo de la tubería en una frecuencia, si las condiciones son 
apropiarse de estas frecuencias de excitación puede inducir vibraciones. Cuando la 
velocidad del fluido supera cualquiera, pero los más pequeños los valores característicos de 
la "Filtración" corrientes, los remolinos se forman incluso si la superficie de la canal de 
flujo es perfectamente lisa. El flujo es turbulento dice que después de alcanzar un 
determinado Número de Reynolds. El flujo de turbulencia en la mayoría de la aplicación 
que se desea, un típico la aplicación es aumentar la eficiencia de un intercambiador de 
calor. La fuerza generada por el flujo de turbulencia tiene la característica de ser al azar. 
Con las condiciones adecuadas, esta fuerza va a inducir vibraciones a la tubería, este tipo de 
vibración se le llama turbulencia inducida por vibraciones, (FIV). 
En consecuencia, el flujo de fluidos y la superficie sólida se acoplan a través de las fuerzas 
de ejerce sobre la pared por elflujo de fluidos. Las fuerzas de líquidos a causa de la 
estructura de deforme, y como la estructura se deforma, entonces, produce cambios en el 
flujo. Como resultado, la retroalimentación entre la estructura y el flujo se produce: la 
acción-reacción. Estos fenómenos es lo que se llame a la interacción fluido estructura. 
Debido a la interacción entre el flujo de fluidos y la superficie sólida de las ecuaciones de 
movimiento que describen la dinámica. Esto hace que el problema más difícil, e incluso 
peor cuando el flujo es turbulento. Además, esto significa que las ecuaciones de Navier-
Stokes, la ecuación y la ecuación de la estructura de la superficie sólida deben ser resueltas 
simultáneamente con sus condiciones de contorno correspondientes. 
 
 
 
 
 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
4 
1.3 EXPERIMENTOS PARA EL FLUJO DE VIBRACION EN EL MUNDO 
 
Uno de los primeros estudios experimentales para el flujo de vibración inducida de una 
tubería debido al flujo interno fue realizado por Saito, et al. Se cuantificó en 1990, sus 
conclusiones al representar la raíz cuadrada media de la presión y los valores de aceleración 
frente a la velocidad de flujo. Sin embargo, las mediciones fueron tomadas inmediatamente 
después de que el líquido pasa a través de un orificio, lo que alteró el diámetro de la tubería, 
por lo que el flujo no está plenamente desarrollado. Además, no se hacía distinción entre la 
vibración causada por el líquido "golpear" el orificio y la vibración causada por la 
turbulencia. 
En 1999, Evans observó una relación similar entre la velocidad del flujo y las vibraciones, 
lo que llevó finalmente a una patente en su estudio, los datos grabados, el acelerómetro en 
el exterior de un tubo que transporta el flujo completamente desarrollado. Se cuantifica esta 
relación trazado desviación estándar de los datos del acelerómetro de series de tiempo en 
contra de la tasa de flujo, como se muestra en. Sus estudios concluyen que existe una fuerte 
relación entre la la amplitud de las vibraciones y el flujo de masa a través de la tubería. Este 
fenómeno puede ser experimentado por poner su mano en una manguera y abrir la llave del 
agua y sentir el movimiento de vibración aumentará a medida que aumenta el flujo. Por lo 
tanto, no es de extrañar que Evans también la teoría de que las vibraciones eran 
consecuencia directa de la amplitud de las fluctuaciones de presión en la pared de la 
tubería. A pesar de que Evans hizo esfuerzos para eliminar todas las otras causas de 
vibración, sus estudios son todavía claro si las variaciones de presión turbulenta provocaron 
por sí solos las vibraciones. 
El estudio de la interacción entre el fluido y la estructura se ha convertido en una 
importante área de investigación científica. Interacción Fluido-Estructura (FSI) es el campo 
de estudio que investiga este fenómeno físico. En el ámbito de FSI, existe un subconjunto 
llamado flujo inducido por las vibraciones. La investigación en este campo los intentos de 
cuantificar la vibración de una estructura causado por un líquido que fluye el pasado a 
través de él. En general, el flujo inducido por las vibraciones se divide en tres mecanismos 
principales: la turbulencia inducida por las vibraciones, como se observa en las tuberías 
aleteo, derramando vorticidad inducida por las vibraciones, el fenómeno que destruyó el 
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5 
puente de Tacoma, y la inestabilidad fluido elástico una forma única de flujo inducido 
vibración que se observa más comúnmente en intercambiadores de calor usados en plantas 
nucleares después de que la velocidad del tubo llega a un valor 2 crítico de estos, el 
fenómeno de la turbulencia inducida será el tema central de esta investigación, 
específicamente las vibraciones de una tubería con flujo totalmente desarrollado fluido 
turbulento. 
La vibración de una tubería de transporte de líquidos ha sido reconocida por los 
investigadores y cuantificarán mediante analítica, numérica o técnicas experimentales. En 
el pasado, los investigadores, como Saito3, Evans4, Durant5, 6, Brevart7 y Kim8 
investigado y tratado de cuantificar la relación entre la tasa de flujo de fluidos y la 
vibración de tuberías. Aunque los resultados varían, los investigadores propusieron que la 
vibración tubo fue un resultado directo de las fluctuaciones de presión en la pared de la 
tubería inherentes a un flujo turbulento. Los investigadores se enfrentan a desafíos únicos a 
su método de resolver este problema FSI a través de medios analíticos, numéricos o 
experimentales. Actuales técnicas analíticas y numéricas modelo de flujo de líquido 
utilizando supuestos simplificadores, normalmente basado en el tiempo 
un promedio de ecuaciones, que no proporcionan valores instantáneos. Incluso 
comercialmente disponibles los códigos numéricos para este tipo de análisis son 
insuficientes. Los códigos comerciales FSI uso de Navier-Stokes promediado Reynolds 
(RAN) los modelos basados en turbulento. 
Sin embargo, estos códigos no se producen variaciones de presión en el fluido-estructura de 
interfaz, por lo que no logrará el objetivo de este estudio. Soluciones experimentales 
pueden ser largas y costosas. También puede ser difícil aislar las vibraciones inducidas por 
las fluctuaciones de presión solo. Debido a estos desafíos, cuantificar con precisión las 
vibraciones inducidas por las fluctuaciones de presión es el único que aún no se ha logrado. 
Aunque los métodos descritos anteriormente no son suficientes para resolver el problema 
FSI de flujo completamente desarrollado tubería turbulentos, hay técnicas numéricas, que 
son suficientes para modelar el líquido solo. Estas técnicas se basan en lo que se conoce 
como Large Eddy Simulation (LES). 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
6 
Un modelo de desarrollo de este tipo también proporcionará un punto de referencia y el 
método para la investigación de problemas similares FSI donde los datos experimentales 
sería difícil de lograr. 
1.4. METODOLOGÍA PARA ENCONTRAR EL FLUJO DE VIBRAC IONES 
Un análisis completo de vibraciones a sistemas de transporte y distribución de fluidos debe 
contemplar: un estudio de flujo y su influencia en la generación de vibraciones (Flow 
Induce Vibration, FVI), un análisis estructural a tuberías, equipos y accesorios (condiciones 
estáticas) y un análisis del fluido y la estructura a condiciones dinámicas. El análisis 
completo de vibraciones pertenece a un área de la Mecánica de Fluidos denominada 
Análisis de Interacción Fluido-Estructural (Flow-Structure Interaction, FSI). 
“En éste trabajo se presenta la primer etapa de un estudio completo FSI evaluando las 
Vibraciones Inducidas por Flujo, para lo cual se analizaron las condiciones de operación de 
cada uno de los componentes del sistema de aceite de lubricación por medio de simulación 
hidráulica en una y dos dimensiones. Realizar la segunda etapa del FSI, mediante la 
evaluación del fluido y la estructura a condiciones dinámicas, requiere de mayores tiempos 
de simulación y de software más especializado que permita simulaciones en dos y tres 
dimensiones. Sin embargo la experiencia recomienda que con realizar la primera etapa es 
suficiente para evaluar sistemas ya instalados, por lo que realizar un estudio de vibraciones 
de forma total solo será necesario cuando se planten realizar el diseño completo de sistemas 
de transporte y distribución de fluidos”. 
Las Vibraciones Inducidas por flujo son generadas de acuerdo a tres mecanismos: 
� Vibraciones Elástico-Acústicas.- Derivadas por lo cambios energía que se generan 
entre la energía de presión y la energía cinética (velocidad). Son fenómenos que se 
desplazan por medio de ondas acústicas en los fluidos y se propagan a velocidades 
sónicas. 
� Vibracionespor Vorticidades.- Cuando se tiene un objeto intrusivo en la trayectoria 
de un fluido este produce ondas de choque cuando el fluido se impacta sobre él. 
Además de que el fluido después de su choque con el objeto, al final forma patrones 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
7 
de flujo caóticos en forma de remolino, que generan fuerzas negativas y positivas a 
la vez y que por lo tanto son energías que se traducen en movimientos oscilatorios 
en la estructura (flutter), lo que lo convierte entonces en un mecanismo de 
generación de vibración. Los patrones caóticos son arremolinamiento del fluido, por 
lo que si se presentan arremolinamiento de flujo por otras circunstancias, como por 
ejemplo el paso por accesorios, durante el trayecto del fluido en el sistema, aunque 
no esté presente un objeto intrusivo, se tendrá movimientos oscilatorios. 
� Vibraciones por Turbulencia.- Un flujo turbulento es un flujo con comportamiento 
caótico forzado a tener una trayectoria fija (una sola dirección de flujo), por ello la 
turbulencia de un fluido es el viaje desordenado del flujo que es derivado 
principalmente por velocidades altas de fluidos viscosos que son adherentes a las 
paredes del fluido y por los cambios de dirección provocados por la geometría de 
las tuberías, accesorios o equipos. El comportamiento caótico del fluido mantiene 
un constante choque del fluido con las paredes de la estructura que lo contiene, por 
lo tanto el continuo choque de líneas de corriente del fluido con la estructura es un 
mecanismo de generación de vibración. 
Los tres mecanismos arriba descritos se asocian en dos grupos, de acuerdo a sus criterios de 
causa-efecto: 
� Vibraciones Sónicas.- Son las generadas por fenómenos que se propagan a 
velocidades sónicas. Se presentan a bajas frecuencias. Aplica para el caso de 
Vibraciones Elástico-Acústicas. 
� Vibraciones Subsónicas.- Se generan generalmente por fenómenos que se propagan 
a velocidades por debajo de la velocidad del sonido. Su evaluación puede ser válida 
en estado estable en algunos casos. Se presenta a medianas frecuencias. Aplica para 
el caso de Vibraciones por Vorticidad y por Turbulencia. 
 
 
 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
8 
1.5 VIBRACIONES INDUCIDAS POR FLUJO 
En resumen, la Figura 1 presenta en forma esquemática la estructura de análisis de la 
Metodología FSI, Interacción Fluido y Estructura. 
Metodología FSI 
Interacción Fluido y Estructura
Vibraciones Inducidas 
por Flujo
Análisis Estructural 
Estable
Análisis Fluido 
Estructura
Vibraciones Elástico-
Acústicas
Vibraciones por 
Vorticidades
Vibraciones por 
Turbulencia
Fenómenos Sónicos Fenómenos Subsónicos
Condiciones de Flujo Constante
Condiciones de Flujo Dinámicas 
FIGURA 1.1 ESQUEMA DE LA METODOLOGIA FSI 
 
1.6 DESCRIPCION DEL ANALISIS 
La evaluación del sistema, para identificar los elementos generadores de vibración y 
cuantificar sus efectos, se limita a la etapa de análisis de Vibraciones Inducidas por Flujo 
debido a que es una evaluación a un sistema ya construido y no se requiere condiciones de 
evaluar condiciones de diseño. Por lo tanto el desarrollo del trabajo se plantea de la 
siguiente forma: 
1. Análisis de Vibraciones Sónicas (Elástico-Acusticas).- Se realiza por la evaluación 
unidimensional con el software Bos Fluids versión 4.11, simulando todo el sistema 
a su vez y planteando el escenario operativo de recirculación de flujo en la bomba. 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
9 
El fenómeno de recirculación en la bomba es provocado en primera instancia por un 
regreso de flujo desde la válvula reguladora de presión al sistema y por un muy 
probable regreso de flujo de la válvula de alivio seguridad en la succión de la 
máquina, por lo tanto una recirculación de flujo en la bomba se plantea como 
aumentos y disminuciones de flujo repentinos en el sistema, condición que será 
corroborada más adelante con las simulaciones. De acuerdo con la inspección de 
campo y la recopilación de información no existe otra alteración posible en el 
sistema. 
2. Análisis de Vibraciones Subsónicas (Vorticidades y Turbulencia).- Se realiza con la 
evaluación en dos dimensiones utilizando el software Fluent versión 6.0, lo que 
obliga a platear el sistema en un solo plano, condición suficiente para representar 
los efectos de los accesorios y cambios de dirección del fluido. Una simulación en 
tres dimensiones seria más provechosa por que se pueden visualizar efectos severos 
como los generados por cambio de flujo en tres planos diferentes (flujo swirling o 
tipo tornillo), sin embargo requiere de mayor tiempo de simulación. La simulación 
en dos dimensiones ofrece buenos resultados para identificar las condiciones de 
generación de vibración en el sistema y en cada componente, y la simulación en tres 
dimensiones ofrece más detalle para una misma evaluación. 
 
Figura 1.1 ilustra la situación actual y retos en el ámbito de la turbulencia inducida por FSI. 
Como se indica, el objetivo de esta tesis es construir sobre las capacidades actuales de los 
modelos numéricos y desarrollar un modelo basado en Algor V22, que representa las 
fluctuaciones de presión instantánea en el flujo. Este modelo se utilizará para determinar la 
relación entre el ruido de flujo, medido por la aceleración de la tubería y el caudal en la 
tubería. FSI MODELOS, Puesto que las soluciones analíticas para el problema FSI 
implican muchas suposiciones, una mejor comprensión de este fenómeno es más probable 
que se logre mediante modelos numéricos. Por lo que el trabajo de esta investigación, se 
basara en el modelado primero de los fenómenos FSI para el flujo de tuberías de aceite Se 
produjo durante la segunda fase de los trabajos realizados por Saito et al. Para confirmar 
sus datos experimentales, Saito importado las presiones experimentales medidas desde la 
pared del tubo en un FEA ® NASTRAN modelo 3D. Esto dio lugar a un modelo de baja 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
10 
resolución espacial que parecía un enfoque razonable, pero requiere de datos 
experimentales. De trabajo de Saito fue uno de los primeros intentos de modelar el 
comportamiento de una estructura de fuerzas ejercidas por un fluido. Algunos software 
comerciales se han desarrollado que el modelo de interacción entre el fluido y la estructura, 
por ejemplo, FIDAP ®, ALGOR ®, Adina ®, ANSYS ®, STRACO ®, SYSNOISE ®, y 
IFSAS ®. Estos códigos para el análisis FSI se basan en el principio de transferencia de 
energía. 
Estos paquetes tienen un gran mercado, y se prevé que se utilizará en mayor medida que su 
desarrollo se hace más sofisticado y fácil de usar. Muchos resultados interesantes se han 
concluido los estudios FSI con estos paquetes. Por ejemplo, en 1998, Ortega utilizó FSI 
para un modelo de aneurisma cerebral. 
Como el daño a la pared del vaso se cree que es causada por el esfuerzo de corte de la 
corriente, un modelo FSI se adapta perfectamente en esta situación. La investigación de 
Ortega, ahora, cuando predice que paso. Muchos investigadores han utilizado otras FSI 
para estudiar los flujos exteriores alrededor de los cuerpos (como prismas y cilindros 
cuadrados), los flujos de inducir vibraciones en puentes. 
 De estos estudios, es claro ver que los modelos FSI desempeñarán un papel importante en 
el diseño de ingeniería en el futuro. Sin embargo, tan sofisticado como todos estos 
programas pueden ser, que todavía tienen limitaciones en la resolución de su campo de 
flujo. 
 
1.7 NORMATIVIDAD 
 
Atendiendo al ámbito de desarrollo y de aplicación pueden distinguirse los siguientes tipos 
de normas: 
• Normas Internacionales (ISO – International Standards Organization). 
Se consideran de máxima prioridad en transacciones internacionales,siendo en la 
práctica el punto de partida para valorar la severidad de vibraciones. El principal 
inconveniente que presentan dichas normas es su carácter general. 
• Normas Europeas (EN). Dentro del ámbito de la Unión Europea, las normas o 
directrices europeas van constituyendo en los últimos años la referencia a la que 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
11 
adecuar las correspondientes Normas de carácter nacional. Así, es habitual que las 
mismas incorporen en su preámbulo una afirmación del tipo: 
• Normas Nacionales (UNE). Por ejemplo, la norma UNE 20-180-86, que se 
comentará posteriormente. Esta norma debería ser la más utilizada para determinar 
la severidad de la vibración en un determinado tipo de máquinas, aunque se 
considera más como recomendación que como mandato legal. 
• Recomendaciones y guías de los fabricantes. Son recomendaciones de los 
fabricantes sobre los niveles de vibración permisibles por sus equipos. En la mayor 
parte de los casos, se limitan al área de la turbo maquinaría, aunque hay una gran 
tendencia a exigir este tipo de información al fabricante cada vez que se adquiere un 
equipo crítico. 
 
• Normas internas. Resulta recomendable desarrollar normativas internas propias de 
vibraciones por ser las que mejor se adaptan a los equipos tipo de cada planta 
productiva. Está en una de las tareas más difíciles dentro del Mantenimiento 
Predictivo, pero se ve recompensada a medio plazo por los excelentes resultados 
obtenidos. 
 
1.7.1 NORMATIVA DE CARÁCTER NACIONAL 
 
Además de las normas internacionales mencionadas en el apartado anterior, hay que volver 
a recordar la existencia de normas españolas como la UNE 20-180-86 “Vibraciones 
Mecánicas de determinadas Máquinas Eléctricas Rotativas de Altura de Eje Igual o 
Superior a 56 mm”, basada en la norma ISO 2372, antes comentada. En aquellos casos en 
los que se dispongan de sistemas de motorizado en continuo de maquinaria rotativa con 
sensores de proximidad (sin contacto), es conveniente consultar también otras normas como 
la API (Americam Petroleum Institute), en particular la norma API 670 y la norma VDI 
2056. También hay que hacer obligada mención a toda aquella normativa que está 
surgiendo en los últimos años en base a la obligada adecuación de carácter nacional de las 
sucesivas Normas y Directivas Europeas que van siendo desarrolladas por el Comité 
Europeo de Normalización (CEN); ya que, de acuerdo con las Reglas internas del CEN, 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
12 
los siguientes Países están obligados a adoptar estas normas europeas: Alemania, Austria, 
Bélgica, Dinamarca, España, Finlandia, Francia, Grecia, Irlanda, Islandia, Italia, 
Luxemburgo, Noruega, Países Bajos, Portugal, Reino Unido, República Checa, Suecia y 
Suiza. Se recogen a continuación de forma resumida algunos de los aspectos más 
importantes de tres recientes normas UNE surgidas de las normas europeas elaboradas por 
el Comité Técnico CEN/TC 231 "Vibraciones y choques mecánicos" , cuya Secretaría 
desempeña DIN y por el Comité Técnico AEN/CTN 81 "Prevención y Medios de 
Protección Personal y Colectiva en el Trabajo", cuya Secretaría desempeña AMYS-
INSHT: 
_ UNE–EN 12096 (1997). Vibraciones mecánicas. Declaración y verificación de los 
valores de Emisión vibratoria. 
_ UNE–EN 1299 (1997). Vibraciones y choques mecánicos. Aislamiento de las vibraciones 
de las máquinas. Información para la aplicación del aislamiento en la fuente. 
_ UNE–CR 1030-1 (1995). Vibraciones mano-brazo. Directrices para la reducción de los 
riesgos por vibraciones. Parte 1: Métodos de ingeniería para el diseño de máquinas 
 
1.7.2 NORMAS SOBRE LA SEVERIDAD DE LAS VIBRACIONES MECANICAS 
 
A la hora de llevar a cabo una clasificación de la severidad de la vibración en una máquina, 
la variable del movimiento a considerar (desplazamiento, velocidad o aceleración de la 
vibración) depende del tipo de norma y del rango de frecuencias a analizar, amén de otros 
factores. Por ejemplo: 
El análisis del estado vibracional de una máquina en el rango de 10 a 1.000 Hz, se suele 
llevar a cabo a menudo en función de la velocidad de vibración, al resultar un parámetro 
prácticamente independiente de la frecuencia en este rango, lo que facilita el llevar a cabo 
una medida sencilla de la severidad de las vibraciones en una máquina. 
Cuando se trata de analizar un movimiento armónico simple, puede llevarse a cabo el 
estudio midiendo valores pico a pico, o valores rms, del desplazamiento en vibración. Sin 
embargo, para máquinas cuyo movimiento es más complejo, el uso de estos dos índices da 
lugar a resultados claramente diferentes debido al distinto peso aportado por los armónicos 
de más alta frecuencia. 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
13 
 En máquinas rotativas con velocidad de giro dentro del rango de 600 a 12.000 RPM, el 
valor RMS de las amplitudes de la velocidad de vibración suele corresponderse bastante 
bien con el nivel de severidad de la vibración. Así, la International Standards Organization 
(ISO) define como “severidad de la vibración” el mayor valor rms de la amplitud de 
velocidad de vibración obtenido en la banda de Frecuencia 10 – 1.000 Hz y medido en unos 
puntos preestablecidos de la estructura. Por lo tanto, por regla general, las normas de 
severidad de vibraciones de maquinaria se basan en dos parámetros de la vibración: 
amplitud y frecuencia. A continuación, se van a comentar algunas de ellas y su aplicación a 
los diferentes tipos de maquinaria establecidos anteriormente. 
 
1.7.3 CARTA DE RATHBONE 
 
Es la primera guía (no norma) de amplia aceptación en el ámbito industrial. Fue 
desarrollada en los años treinta y perfeccionada posteriormente. La Carta dispone de dos 
escalas logarítmicas: frecuencial en hercios (Hz) y amplitudes en desplazamiento (Pico), 
mediante las que se podrá determinar directamente la severidad de la vibración. Las 
principales limitaciones de dicha carta son las siguientes: 
 
• No tiene en cuenta el tipo de máquina, la potencia y la rigidez de los anclajes. 
• La carta es aplicable solamente a los equipos rotativos y no a los alternativos. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
14 
CARTA DE RATHBONE 
 
 
 
FIGURA 1.2 CARTA DE RATHBONE 
 
Cuanto mayor es la frecuencia, la amplitud de vibración en desplazamiento tiene que ser 
menor para que se conserve la misma severidad. Es decir, si un equipo vibra a 300 RPM 
con 100 micras P-P, la severidad es “buena”, pero si la misma amplitud corresponde a una 
frecuencia de 4.000 CPM, entonces la severidad es “muy severa”. La vibración a baja 
CAPITULO I ESTADO DEL ARTE 
 
 
 
 
15 
frecuencia es menos peligrosa, que la vibración a alta frecuencia, de ahí que las averías de 
engranajes y rodamientos, que se producen generalmente a alta frecuencia, sean muy 
peligrosas. Este es el motivo por el que las amplitudes de baja frecuencia se miden en 
desplazamientos y las de alta frecuencia, en velocidad o aceleración. La carta de Rathbone 
fue creada para máquinas de bajas RPM 
 
 
 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
16 
CAPITULO II 
MONITOREO DE VIBRACIONES Y 
PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA 
2.1 IDENTIFICACION DEL EQUIPO PARA EL MONITOREO DE 
VIBRACIONES MECANICAS 
Desde su arranque y puesta en marcha de los turbogeneradores No. 3 y No. 4 marca 
Mitsubishi con capacidad de 15 Megawatts cada turbogenerador de la Cervecería de 
Zacatecas, S.A. de C.V. 
 Presento alta vibración y se iniciaron las siguientes acciones para monitoreo. Se dio aviso a 
la empresa que vendió los turbo-generadores Mitsubhisi Heavy Industries, LTD.Yokohama 
Dockyard & MachineryWorks, de la alta vibración que presentaba los Turbogeneradores 
instalados en la Cervecería Zacatecas, S.A. de C.V. 
 
 
 
FIGURA 2.1 TURBOGENERADOR NO. 4 DE LA CERVECERÍA ZACATECAS, S.A DE C.V. 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
17 
 
FIGURA 2.2 VISTA DE UNA TURBINA DE VAPOR CON UN CORTE TRANSVERSAL 
 
 
FIGURA 2.3 BOMBA Y TUBERÍAS DE SUCCIÓN Y DESCARGA DE ACEITE DE CONTROL Y 
LUBRICACIÓN DEL TURBOGENERADOR 
 
El problema que presento las turbinas de Cervecería Modelo de Zacatecas fue alta 
vibración en las Tuberías de aceite de control y lubricación para la propia turbina estaba 
muy excedido el valor de vibración y se realizó lo siguiente: 
 
Se realiza el plano de las tuberías en 3 dimensiones para visualizar la problemática de una 
manera mejor. 
 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
18 
 
 
FIGURA 2.4 ARREGLO DE TUBERIAS DE SUCCION Y DESCARGA DE ACEITE PARA CONTROL Y 
LUBRICACION 
 
 
2.2 VIBRACIÓN SIMPLE 
 
La base principal de las señales de vibración en el dominio del tiempo son las ondas 
sinusoidales. Estas son las más simples y son la representación de las oscilaciones puras. 
Una oscilación pura puede ser representada físicamente con el siguiente experimento: 
Imagínese una masa suspendida de un resorte como el de la figura 2.5, si esta masa es 
soltada desde una distancia Xo, en condiciones ideales, se efectuará un movimiento 
armónico simple que tendrá una amplitud Xo. Ahora a la masa vibrante le adicionamos un 
lápiz y una hoja de papel en su parte posterior, de manera que pueda marcar su posición. Si 
jalamos el papel con velocidad constante hacia el lado izquierdo se formará una gráfica 
parecida a la figura 2.6, el tiempo que tarda la masa para ir y regresar al punto Xo siempre 
es constante. Este tiempo recibe el nombre de período de oscilación (medido generalmente 
en seg o mseg) y significa que el resorte completó un ciclo. 
El recíproco del período es la frecuencia (es decir F=1/P) la cual generalmente es dada en 
Hz (Ciclos por segundo) o también Ciclos por minuto (CPM). Estos conceptos pueden 
verse más claramente en la figura 2.7 
 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
19 
De esta onda sinusoidal también es importante definir la amplitud y la fase. 
 
 
 
 
FIGURA 2.5 ANALISIS DE FIGURA 2.6 GRAFICA AMPLITUD 
MASA RESORTE 
 
 
 
FIGURA 2.7 RECIPROCO DEL PERIODO ES LA FRECUENCIA 
 
La amplitud desde el punto de vista de las vibraciones es cuanta cantidad de movimiento 
puede tener una masa desde una posición neutral. La amplitud se mide generalmente en 
valores pico-pico para desplazamiento y valores cero-pico y RMS para velocidad y 
aceleración (Ver fig.2.8). 
 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
20 
 
 
FIGURA 2.8 MEDIDAS DE LA AMPLITUD 
 
 
La fase realmente es una medida de tiempo entre la separación de dos señales, la cual puede 
ser relativa o absoluta. Generalmente es encontrada en grados. La figura 2.9 muestra dos 
señales sinusoidales de igual amplitud y período, pero separadas 90 grados, lo cual indica 
que ambas curvas están desfasadas 90 grados. 
 
 
 
 
FIGURA 2.9 CURVAS SINUSOIDALES DEFASADAS A 90° 
 
 
 
 
 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
21 
2.3 VIBRACIÓN COMPUESTA 
 
Una señal compuesta es una sumatoria de varias señales sinusoidales que comprenden cada 
uno de los componentes que se encuentran en la máquina, más todos los golpeteos y 
vibraciones aleatorias. El resultado es una señal como la ilustrada en la figura 2.10 
 
 
 
 
FIGURA 2.10 VIBRACIÓN COMPUESTA 
 
 
2.4 VIBRACIÓN ALEATORIA Y GOLPETEOS INTERMITENTES 
 
Además de las vibraciones simples, también existen otros tipos de vibraciones como son la 
vibración aleatoria y los golpeteos intermitentes. La vibración aleatoria no cumple con 
patrones especiales que se repiten constantemente o es demasiado difícil detectar donde 
comienza un ciclo y donde termina. Estas vibraciones están asociadas generalmente 
turbulencia en sopladores y bombas, a problemas de lubricación y contacto metal-metal en 
elementos rodantes o a cavitación en bombas (Ver Fig. 2.11). Este tipo de patrones es mejor 
interpretarlos en el espectro y no en la onda en el tiempo. Los golpeteos intermitentes están 
asociados a golpes continuos que crean una señal repetitiva. Estas se encuentran más 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
22 
comúnmente en los engranajes, en el paso de las aspas de un impulsor o ventilador, etc. 
Este tipo de señales tiende a morir debido a la amortiguación del medio. En la figura 2.12 
se muestra claramente este fenómeno: un golpe intermitente que se amortigua con el medio. 
 
 
 
 
FIGURA 2.11 VIBRACION ALEATORIA 
 
 
 
FIGURA 2.12. VIBRACION DE GOLPES INTERMITENTES 
 
 
2.5 TRANSFORMADA DE FOURIER 
 
Hasta ahora sólo hemos visto vibraciones en el dominio del tiempo, que son señales 
directas de la máquina. 
Como ya dijimos antes, en estas señales se encuentra plasmada toda la información acerca 
del comportamiento de cada componente de la máquina. Pero hay un problema a la hora de 
realizar un diagnóstico: estas señales están cargadas de mucha información en forma muy 
compleja, la cual comprende las señales características de cada componente de la máquina, 
por lo cual prácticamente queda imposible distinguir a simple vista sus comportamientos 
característicos. 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
23 
Existen otras formas para realizar un estudio de vibraciones, entre las cuales se encuentra 
mirar esta señal en el dominio de la frecuencia. Esta es la gráfica de Amplitud vs. 
Frecuencia y es conocida con el nombre de espectro. Esta es la mejor herramienta que se 
tiene actualmente para el análisis de maquinaria. 
Fue precisamente el matemático francés Jean Baptiste Fourier (1768 – 1830) quien 
encontró la forma de representar una señal compleja en el dominio del tiempo por medio de 
series de curvas sinusoidales con valores de amplitud y frecuencia específicos. 
Entonces lo que hace un analizador de espectros que trabaja con la transformada rápida de 
Fourier es capturar una señal desde una máquina, luego calcula todas las series de señales 
sinusoidales que contiene la señal compleja y por último las muestra en forma individual en 
el eje X de la frecuencia. En la siguiente ilustración de tres dimensiones (fig.2.13) puede 
notarse claramente la señal compleja (en color verde), capturada desde una máquina. A 
dicha señal se le calculan todas las series de señales sinusoidales en el dominio del tiempo 
(vistas en azul) y por último se muestra cada una en el dominio de la frecuencia (vistas en 
rojo). La figura 2.14 muestra una señal en el dominio del tiempo y su correspondiente en el 
dominio de la frecuencia. 
 
 
 
 
FIGURA 2.13 VIBRACION COMPLEJA EN TRES DIMENSIONES 
 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
24 
 
 
FIGURA 2.14 DOMINIO DEL TIEMPO Y SU CORRESPONDIENTE EN EL DOMINIO DE LA 
FRECUENCIA. 
 
 
En el conjunto de categorías clasificadas se presentarán los espectros característicos de las 
fallas más comunes. Estos espectros han sido el fruto de muchos estudios y se convierten en 
“recetas de cocina” que ayudan a descubrir los problemas que pueden suceder en una 
máquina, aunque en muchos casos es necesario realizar un análisis físico de la máquina. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
FIGURA 2.15 EL PRIMER INSTRUMENTO DEMEDICIÓN DE VIBRACIONES SCHENCK 
MOSTRADO EN LA FERIA DE LEIPZIG 1925 
 
 
 
 
 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
25 
2.6 ESTUDIOS REALIZADOS DE VIBRACIONES MECANICAS 
En la empresa Cervecera de Zacatecas se realizó estudios de vibraciones mecánicas a los 
turbogeneradores No. 3 y No. 4, los resultados fueron los siguientes: 
Equipo(s): Turbogenerador No. 3. Fecha: 23 de Noviembre de 2006. 
Antecedente: Se Monitorea vibraciones a la Turbina No. 3 y la bomba principal de aceite 
con 9 MW previamente a la modificación de la ubicación de la válvula de alivio de la 
bomba principal de aceite, 5 y 10 MW generados con la nueva ubicación de la válvula de 
alivio. 
 
2.6.1 ARREGLO ANTERIOR DE VÁLVULA DE ALIVIO Y PUNT OS DE 
MONITOREO DE LAS TUBERÍAS DE ACEITE. 
 
 
FIGURA 2.16 ARREGLO ACTUAL DE VÁLVULA DE ALIVIO Y PUNTOS DE MONITOREO 
DE LAS TUBERÍAS DE ACEITE. 
 
 
Valores globales: A continuación se presentan los valores de vibración globales obtenidos 
de la colección de datos. 
 
 
S1 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
26 
2.6.2 ANALISIS DE COLECCIÓN DE DATOS DE VIBRACION P ARA LA BOMBA 
PRINCIPAL DE ACEITE Y TUBERÍAS 
 
 
 
RESUMEN ABREVIADO ÚLTIMA MEDICIÓN 
************************************ 
 
 
 BASE DE DATOS: Fuerza Motríz.rbm 
 Area: Turbinas 
 DATOS DE REPORTE: 03-Nov-06 10:27 
 
 
 
 MEASUREMENT POINT OVERALL LEVEL EQUIPO SPEED 
 ----------------- ------------- ------------ 
 Arreglo anterior Arreglo actual Arreglo actual 
 Bomba principal aceite T3 (03-Nov-06 9MW) (22-Nov-06 5MW) (22-Nov-06 10MW) 
 OVERALL LEVEL 
S1 - Succion 14.19 mm/Sec 19.86 mm/Sec 20.11 mm/Sec 
S2 - Succion 24.34 mm/Sec 18.42 mm/Sec 17.16 mm/Sec 
S3 - Succion 15.59 mm/Sec 19.78 mm/Sec 18.87 mm/Sec 
D1 - Descarga 15.60 mm/Sec 38.25 mm/Sec 39.05 mm/Sec 
D2 - Descarga 29.24 mm/Sec 17.09 mm/Sec 18.47 mm/Sec 
D3 - Descarga 33.29 mm/Sec 31.51 mm/Sec 28.24 mm/Sec 
 
TABLA 2.1 RESUMEN DE VIBRACION DE LAS TUBERIAS DE ACEITE 
 
En la tabla 2.1 Resumen de vibraciones de las tuberías de aceite se observa lãs 
vibraciones máximas tomadas em cada punto de las tuberías, El punto Maximo de lãs 
vibraciones es El D1 – Descarga com valores 39.05 mm/Sec. 
 
2.6.3 ANÁLISIS GRÁFICO 
 
Para el caso de la bomba principal de aceite y sus tuberías tenemos los siguientes espectros 
tomados para ser analizados. 
 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
27 
TURB - Bomba principal aceite T3
BBAPPALT3 -S1 Succion 1
Trend Display 
Overall Value 
0 50 100 150 200
5
10
15
20
25
30
Days: 17-May-06 To 22-Nov-06
P
K
 m
m
/S
ec WARNING 
 ALERT 
 FAULT 
Route Waveform 
 22-Nov-06 18:01:43 
 RMS = .9660 
 PK(+/-) = 3.25/2.38 
 CRESTF= 3.37 
0 1 2 3 4 5
-3
-2
-1
0
1
2
3
Revolution Number
A
cc
 in
 G
-s
 ALERT 
 ALERT 
 FAULT 
 FAULT 
Route Spectrum 
 22-Nov-06 18:01:43 
OVERALL= 20.11 V-DG 
 PK = 20.03 
 CARGA = 100.0 
 RPM = 1755. (29.25 Hz) 
0 600 1200 1800 2400
0
4
8
12
16
20
Frequency in Hz
P
K
 m
m
/S
ec
Freq: 
Ordr: 
Spec: 
 58.55
 2.001
 17.38
 
FIGURA 2.17 ESPECTRO PERTENECIENTE A SUCCION 1 
 
 
TURB - Bomba principal aceite T3
BBAPPALT3 -S2 Succion 2
Trend Display 
Overall Value 
0 50 100 150 200
0
10
20
30
40
50
Days: 17-May-06 To 22-Nov-06
P
K
 m
m
/S
ec WARNING 
 ALERT FAULT 
Route Waveform 
 22-Nov-06 18:01:54 
 RMS = 1.07 
 PK(+/-) = 4.37/3.33 
 CRESTF= 4.07 
0 1 2 3 4 5
-4
-2
0
1
3
5
Revolution Number
A
cc
 in
 G
-s
 ALERT 
 ALERT 
 FAULT 
 FAULT 
Route Spectrum 
 22-Nov-06 18:01:54 
OVERALL= 17.16 V-DG 
 PK = 17.13 
 CARGA = 100.0 
 RPM = 1755. (29.25 Hz) 
0 600 1200 1800 2400
0
4
8
12
16
20
Frequency in Hz
P
K
 m
m
/S
ec
Freq: 
Ordr: 
Spec: 
 58.55
 2.002
 16.46
 
FIGURA 2.18 ESPECTRO PERTENECIENTE A SUCCION 2 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
28 
TURB - Bomba principal aceite T3
BBAPPALT3 -D1 Descarga 1
Trend Display 
Overall Value 
0 50 100 150 200
0
10
20
30
40
50
Days: 17-May-06 To 22-Nov-06
P
K
 m
m
/S
ec
 WARNING 
 ALERT FAULT 
Route Waveform 
 22-Nov-06 18:02:15 
 RMS = 2.39 
 PK(+/-) = 6.03/4.98 
 CRESTF= 2.53 
0 1 2 3 4 5
-6
-4
-2
0
2
4
6
Revolution Number
A
cc
 in
 G
-s
 ALERT 
 ALERT 
 FAULT 
 FAULT 
Route Spectrum 
 22-Nov-06 18:02:15 
OVERALL= 39.05 V-DG 
 PK = 38.82 
 CARGA = 100.0 
 RPM = 1755. (29.24 Hz) 
0 600 1200 1800 2400
0
5
10
15
20
25
30
Frequency in Hz
P
K
 m
m
/S
ec
Freq: 
Ordr: 
Spec: 
 58.49
 2.000
 27.01
 
FIGURA 2.19 ESPECTRO PERTENECIENTE A DESCARGA 1 
 
 
TURB - Bomba principal aceite T3
BBAPPALT3 -D2 Descarga 2
Trend Display 
Overall Value 
0 50 100 150 200
0
10
20
30
40
50
Days: 17-May-06 To 22-Nov-06
P
K
 m
m
/S
ec WARNING 
 ALERT FAULT 
Route Waveform 
 22-Nov-06 18:02:23 
 RMS = 3.02 
 PK(+/-) = 10.32/9.32 
 CRESTF= 3.42 
0 1 2 3 4 5
-12
-8
-4
0
4
8
Revolution Number
A
cc
 in
 G
-s
 ALERT 
 ALERT 
 FAULT 
 FAULT 
Route Spectrum 
 22-Nov-06 18:02:23 
OVERALL= 18.47 V-DG 
 PK = 18.37 
 CARGA = 100.0 
 RPM = 1752. (29.20 Hz) 
0 600 1200 1800 2400
0
5
10
15
20
Frequency in Hz
P
K
 m
m
/S
ec
Freq: 
Ordr: 
Spec: 
 58.45
 2.002
 15.33
 
FIGURA 2.20 ESPECTRO PERTENECIENTE A DESCARGA 2 
 
CAPITULO II MONITOREO DE VIBRACIONES Y PLANTAMIENTO DEL PROBLEMA
 
 
 
 
29 
TURB - Bomba principal aceite T3
BBAPPALT3 -D3 Descarga 3
Trend Display 
Overall Value 
0 50 100 150 200
0
10
20
30
40
50
Days: 17-May-06 To 22-Nov-06
P
K
 m
m
/S
ec WARNING 
 ALERT FAULT 
Route Waveform 
 22-Nov-06 18:02:34 
 RMS = 2.12 
 PK(+/-) = 6.17/6.37 
 CRESTF= 3.00 
0 1 2 3 4 5
-8
-4
0
4
8
Revolution Number
A
cc
 in
 G
-s
 ALERT 
 ALERT 
 FAULT 
 FAULT 
Route Spectrum 
 22-Nov-06 18:02:34 
OVERALL= 28.24 V-DG 
 PK = 28.15 
 CARGA = 100.0 
 RPM = 1754. (29.24 Hz) 
0 600 1200 1800 2400
0
5
10
15
20
25
30
Frequency in Hz
P
K
 m
m
/S
ec
Freq: 
Ordr: 
Spec: 
 58.50
 2.001
 26.46
 
 
FIGURA 2.21 ESPECTRO PERTENECIENTE A DESCARGA 3 
 
 
En los valores globales de la vibración en la tubería de aceite se aprecia que tres puntos 
bajaron el nivel de vibración y tres puntos aumentaron, siendo más representativo el 
aumento de la vibración en la descarga de la bomba que aumento casi un 150%. 
Todos los puntos anteriores pertenecen a la bomba principal de aceite y a las tuberías de 
succión y descarga, donde se puede apreciar que la tendencia de la vibración va en aumento 
y que la frecuencia que domina en todos los puntos es 2X la velocidad de giro de la bomba 
principal de aceite de la turbina. 
Cabe aclarar que la vibración NO DESAPARECERA si no se resuelve el problema, 
además es destructiva ya que somete a un esfuerzo adicional al de diseño del equipo, 
trayendo como consecuencia la falla antes de lo esperado del equipo. 
Se aprecia que con la instalación de la junta de expansión, con la reubicación de la válvula 
de alivio solamente