GUIA PRACTICA PARA LA TECNOLOGIA DE LAS TURBINAS DE VAPOR - Heinz

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Prefacio xi
Reconocimientos xv
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,11
I
Capítulo 1. Introducción
1.1 Por qué se aplican 1,
de transmisión mec
1.2 Panorama general (
de las turbinas de v¡
1.2.1 Las etapas
1.2.2 Diseño moc
1.2.3 Construcció
válvulas rrn
1.2.4 Consideraci
1 .3 Panorama general e
de vapor y de sus CI
1.3.1 Recta sin c
1.3.2 Sin conden:
1.3.3 De condene
1.3.4 Consideraci
del vapor
1.3.5 Controles p
con extracc
1.3.6 De transmi:
y de accion
1.3.7 Conceptos
Capítulo 2. Carcasas de las ti
estacionarios importantes
2.1 Diseño de la careas
2.2 Secciones de adrnís
2.3 Diafragmas y ernpa
de las turbinas de v
Capítulo 3. Cojinetes para la!
3.1 Chumaceras para 1;
3.2 Parámetros claves
3.3 Cojinetes de empuj
3.4 Cojinetes maqnétic
Capítulo 4. Rotores para las 1
4.1 Experiencia de opei
4.2 Diámetro de paso y
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Guía práctica
para la tecnología
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Guía práctica 
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Reconocimientos xv
111
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Capítulo 1. Introducción
1.1 Por qué se aplicanlé
de transmisión rnec
1.2 Panorama general e
de las turbinas de Vé
1.2.1 Las etapasI
1.2.2 Diseño mod
1.2.3 Construcciói
válvulas mG
1.2.4 Considerac]
1.3 Panorama generald
de vapor y de sus ce
1.3.1 Recta sin c
1.3.2 Sin condens
1.3.3 De condens
1.3.4 Consideraci
del vapor
1.3.5 Controlesp
con extracci
1.3.6 De transrnir
y de accion
1.3.7 Conceptos11,1
1
Capítulo 2. Carcasas de las n
estacionarios importantes
2.1 Diseño de la careas
2.2 Secciones de adrnis
2.3 Diafragmas y ernpa
de las turbinas de v;
Capítulo 3. Cojinetes para las
3.1 Chumaceras para 1;
3.2 Parámetros claves,
3.3 Cojinetes de empuj
3.4 Cojinetes rnaqnétic
Capítulo 4. Rotores para las 1
4.1 Experiencia de opei
4.2 Diámetro de paso y
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Guía práctica
para la tecnología
de las turbinas
de vapor
Heinz P. Bloch
Traducción
Ingeniero José Hernán Pérez Castellanos
McGRAW-HILL
~CO.BUENOSAIRES.CARACAS.GUATEMALA.USBOA.MADRlD
NUEVA YORK· SANJUAN· SANTAFÉ DE BOGOTÁ. SANTIAGO· SÁOPAULO
AUCKLAND· LONDRES· MILÁN· MONTREAL· NUEVADELHI· SANFRANCISCO
SINGAPUR· SToLOUIS • SIDNEY • TORONTO
Guía práctica 
para la tecnología 
de las turbinas 
de vapor 
Heinz P. Bloch 
Traducción 
Ingeniero José Hernán Pérez Castellanos 
McGRAW-HILL 
NUbaCO-BUENOSAIRES-CARACAS-GUATEMALA-USBOA-MADRlD 
NUEVA YORK - SANJUAN - SANTAFÉ DE BOGOTÁ - SANTIAGO - SÁOPAULO 
AUCKLAND - LONDRES - MILÁN - MONTREAL - NUEVADELHI· SAN FRANCISCO 
SINGAPUR - STo LOUIS - SIDNEY • TORONTO 
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I1
1
1
l.
Gerente de producto: Jorge Alberto Ruiz González
Supervisor editorial: Eduardo Mendoza Tello
Supervisor de producción: Margarito Flores Rosas
Supervisor de diseño de portada: Dolores Parrales Monroy BLOCH
A mi padre. Hz
GUÍA PRÁCTICA PARA LA TECNOLOGÍA
DE LAS TURBINAS DE VAPOR
Prohibida la reproducción total o parcial de estaobra,
por cualquier medio, sin autorización escrita del editor.
DERECHOS RESERVADOS © 1998, respecto a la primera edición en español por
McGRA W-HILUINTERAMERICANA EDITORES, S.A. de C.V.
Una División de The MeGraw-Hill Companies, Inc.
Cedro No. 512, Col. Atlampa
C.P. 06450, México, D.F.
Miembro de la Cámara Nacional de la Industria Editorial Mexicana
Reg. Núm. 736
ISBN 97Ó-I0-1822-2 obra completa de 3 libros
ISBN 970-10-1823-0
Translated from first English edition of
A PRACTICAL GUIDE TO STEAM TURBINE TECHNOLOGY
Copyright© MCMXCVI, by McOraw-Hill, Inc.
ISBN 0-07 -005924-1
1234567890
Impreso en México
Esta obra se terminó de
imprimir en Febrero de 1998 en
Impresora Carbayón, S.A. de C.V.
Calz de la Viga Núm. 590
C.P. 08300 México, D.F.
I.C.-98 9076543218
Printed in Mexico
Se tiraron 4000 ejemplares
Gerente de producto: Jorge Alberto Ruiz González 
Supervisor editorial: Eduardo Mendoza Tello 
Supervisor de producción: Margarito Flores Rosas 
Supervisor de diseño de portada: Dolores Parrales Monroy 
GuÍA PRÁCTICA PARA LA TECNOLOGÍA 
DE LAS TURBINAS DE VAPOR 
Prohibida la reproducción total o parcial de esta obra, 
por cualquier medio, sin autorización escrita del editor. 
BLOCH 
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McGRA W-HILUINTERAMERICANA EDITORES, S.A. de C.V. 
Una División de The MeGraw-Hill Companies, Ine. 
Cedro No. 512, Col. Atlampa 
C.P . 06450, México, D.F. 
Miembro de la Cámara Nacional de la Industria Editorial Mexicana 
Reg. Núm. 736 
ISBN 970::10-1822-2 obra completa de 3 libros 
ISBN 970-10-1823-0 
Translated from first English edition of 
A PRACTICAL GUIDE TO STEAM TURBINE TECHNOLOGY 
Copyright© MCMXCVI, by McGraw-Hill, Inc. 
ISBN 0-07-005924-1 
1234567890 
Impreso en México 
Esta obra se terminó de 
I.C.-98 
imprim ir en Febrero de 1998 en 
Impresora Carbayón, S.A. de C.V. 
Calz de la Viga Núm. 590 
C.P. 08300 México, D.F. 
Se tiraron 4000 ejemplares 
9076543218 
Printed in Mexico 
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CH
A mi padre. Hubiera quedado complacido
lpor
A mi padre. Hubiera quedado complacido 
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Prefacio xi
Reconocimientos xv
1'1
Capítulo 1. Introducción
1.1 Por qué se aplican le
de transmisión mecs
1.2 Panorama general d
de las turbinas de va
1.2.1 Las etapas (
1.2.2 Diseño mod
1.2.3 Construcciór
válvulas mú
1.2.4 Considerack
1.3 Panorama general d
de vapor y de sus cc
1.3.1 Recta sin CI
1.3.2 Sin condene
1.3.3 De condens
1.3.4 Consideraci
del vapor
1.3.5 Controles p.
con extracci
1.3.6 De transmís
y de accioru
1.3.7 Conceptos:
111
1',
Capítulo 2. Carcasas de las tu
estacionarios importantes
2.1 Diseño de la careas
2.2 Secciones de admis
2.3 Diafragmas y empai
de las turbinas de Vi
Capítulo 3. Cojinetes para las
3.1 Chumaceras para J¡
3.2 Parámetros claves (
3.3 Cojinetes de ernpu]
3.4 Cojinetes maqnéticr
Capítulo 4. Rotores para las t
4.1 Experiencia de oper
4.2 Diámetro de paso y
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Contenido
Prefacio xi
Reconocimientos xv
Capítulo 1. Introducción 1
1.1 Por qué se aplican las turbinas de vapor
de transmisión mecánica
1.2 Panorama general de los fundamentos
de las turbinas de vapor 2
1.2.1 Las etapas de las turbinas .de vapor pueden variar 5
1.2.2 Diseño moderno de acción 5
1.2.3 Construcción de una sola válvula.contra
válvulas múltiples 5
1.2.4 Consideraciones sobre el balance de 'vapor 9
1.3 Panorama general de los tipos de turbinass
de vapor y de sus controles 9
1.3.1 Recta sin condensación 14
1.3.2 Sin condensación con extracción automática 15
1.3.3 De condensación con extracción automática 15
1.3.4 Consideraciones básicas sobre el control
del vapor 18
1.3.5 Controles para las de condensación
con extracción automática 21
1.3.6 De transmisión con engranes
y de accionamiento directo 21
1.3.7 Conceptos sobre diseño modular 23
Capítulo 2. Carcasas de las turbinas y componentes
estacionarios importantes 29
2.1 Diseño de la carcasa 29
2.2 Secciones de admisión del vapor 33
2.3 Diafragmas y empaquetadura de laberinto
de las turbinas de vapor 36
Capítulo 3. Cojinetes para las turbinas de transrnlslón-mecénlca 49
3.1 Chumaceras para la turbomaquinaria industrial 49
3.2 Parámetros claves de diseño 55
3.3 Cojinetes de empuje para turbomaquinaria 56
3.4 Cojinetes magnéticos activos 63
Capítulo 4. Rotores para las turbinas de acción 67
4.1 Experiencia de operación de largo plazo 67
4.2 Diámetro de paso y velocidad 68
vii
Contenido 
Prefacio xi 
Reconocimientos xv 
Capítulo 1. Introducción 
1.1 Por qué se aplican las turbinas de vapor 
de transmisión mecánica 
1.2 Panorama general de los fundamentos 
1 
de las turbinas de vapor 2 
1.2.1 Las etapas de las turbinas .de vapor pueden variar 5 
1.2.2 Diseño moderno de acción 5 
1.2.3 Construcción de una sola válvula. contra 
válvulas múltiples 5 
1.2.4 Consideraciones sobre el balance de vapor 9 
1.3 Panorama general de los tipos de turbinas ~; 
de vapor y de suscontroles 9 
1.3.1 Recta sin condensación 14 
1.3.2 Sin condensación con extracción automática 1 5 
1 .3.3 De condensación con extracción automática 15 
1.3.4 Consideraciones básicas sobre el control 
del vapor 18 
1.3.5 Controles para las de condensación 
con extracción automática 21 
1.3.6 De transmisión con engranes 
y de accionamiento directo 21 
1.3.7 Conceptos sobre diseño modular 23 
Capítulo 2. Carcasas de las turbinas y componentes 
estacionarios importantes 29 
2.1 Diseño de la carcasa 29 
2.2 Secciones de admisión del vapor 33 
2.3 Diafragmas y empaquetadura de laberinto 
de las turbinas de vapor 36 
Capítulo 3. Cojinetes para las turbinas de transmisión 'mecánica 49 
3.1 Chumaceras para la turbomaquinaria industrial 49 
3.2 Parámetros claves de diseño 55 
3.3 Cojinetes de empuje para turbomaquinaria 56 
3.4 Cojinetes magnéticos activos 63 
Capítulo 4. Rotores para las turbinas de acción 67 
4.1 Experiencia de operación de largo plazo 67 
4.2 Diámetro de paso y velocidad 68 
vii 
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viii Contenido
4.3 Temperatura del vapor 69 Capítulo 9. Acoplamientos y cc4.4 Construcción ensamblada 70 el acoplamiento
4.5 Construcción maciza 75 9.1 Transmisión de potei
4.6 Extremos de las flechas 76 9.2 Alineamiento de las f
4.7 Métodos de balanceo del rotor de las turbinas 77 9.3 Mantenimiento
4.8 Tolerancia del balanceo 78 9.4 Influencia sobre las v
9.5 Expansiones ditererx
Capítulo 5. Rotores para las turbinas de reacción 81 9.6 Empujes axiales
5.1 Rotores macizos 81 9.7 Límites de aplicación
5.2 Materiales para los roto res macizos 85
5.3 Diseño de rotor soldado 86 Capítulo 10. Tecnología de la d5.4 Materiales para rotores soldados 91 10.1 Modelo del rotor
10.2 Rigidez dinámica
Capítulo 6. Panorama general sobre el diseño de los álabes 10.3 Efectos del arnortiqur
de las turbinas 95 de la velocidad crítica
6.1 Materiales para los álabes 97 10.4 Avances relacionado:
6.2 Raíces de sujeción de los álabes 97 10.5 Refinamientos
6.3 Tipos de superficies aerodinámicas y capacidades 10.6 Consideraciones ace
de los álabes 99 de los cojinetes6.4 Álabes de guía para las turbinas de reacción 100 10.7 Cimentaciones
I 6.5 Empaletado de la etapa final de baja presión 106 10.8 . Impedancia,~, 10.9 Fuerzas de arco pare
~' Capítulo 7. Auxiliares de las turbinas 111 10.10 Procedimiento de di¡1 '
l' 7.1 Sistemas de lubricación 111 10.11 Respuesta del rotor
7.2 Mecanismos para el arranque o de giro lento 114 10.12 Mecanismos de ines,. 7.3 Válvulas de estrangulación y disparo o principales 10.13 Vibración subsíncror
1"1,'1 de paro 115 10.14 Ejemplos de serviciol. 7.4 Dispositivos de disparo por sobrevelocidad 118 10.15 Fuerzas de los sellos
7.5 Sistemas de sello de caja estancadora 121 10.16 Criterios de estabilid:
7.6 Purificadores del aceite lubricante 121 10.17 Verificación experirru
~I
¡I, Capítulo 8. Reguladores y sistemas de control 123 Capítulo 11. Diagramas de Can
8.1 Generalidades 123 para los álabes de las turbinas
8.2 Terminología de los sistemas reguladores 126 11.1 Diagrama de Goodn
8.2.1 Regulación de velocidad 126 11.2 Diagrama de Goodn
8.2.2 Variación de velocidad 127 11.3 Diagrama de Campl
8.2.3 Banda muerta 127 11.3.1 Frecuencias
8.2.4 Estabilidad 127 11.4 Diagrama SAFE: her
8.2.5 Aumento de velocidad 127 del conjunto de discr
8.3 Clasificaciones de la NEMA 129 11.4.1 Definición d
1, 8.4 Válvulas 130 11.4.2 Forma del n
8.4.1 Turbinas de una sola válvula 130 11.4.3 Fuerzas fluc
8.4.2 Turbinas de válvulas múltiples 131 11.5 Diagrama SAFE par;
8.5 Reguladores PG 131 11.6 Formas de los modc
8.6 Reguladores electrónicos 134 11.7 Diagrama de intertei8.7 Sistemas reguladores 136 11.8 Datos explicativos p
8.7.1 Generalidades 136 del diagrama SAFE
8.7.2 Control de la extracción 136 11.9 Resumen
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Contenido ix
69 Capítulo 9. Acoplamientos y consideraciones sobre
70 el acoplamiento 143
75 9.1 Transmisión de potencia 143
76 9.2 Alineamiento de las flechas 146
77 9.3 Mantenimiento 148
78 9.4 Influencia sobre las velocidades críticas 148
9.5 Expansiones diferenciales 148
81 9.6 Empujes axiales 149
81 9.7 Límites de aplicación 149
85
86 Capítulo 10. Tecnología de la dinámica del rotor 151
91 10.1 Modelo del rotor 151
10.2 Rigidez dinámica 152
10.3 Efectos del amortiguamiento sobre la predicción
95 de la velocidad crítica 155
97 10.4 Avances relacionados con los cojinetes 156
97 10.5 Refinamientos 158
10.6 Consideraciones acerca de los soportes
99 de los cojinetes 159
100 10.7 Cimentaciones 160
106 10.8 Impedancia 160
10.9 Fuerzas de arco parcial 164
111 10.10 Procedimiento de diseño 165
111 10.11 Respuesta del rotor 166
114 10.12 Mecanismos de inestabilidad 166
10.13 Vibración subsíncrona 166
115 10.14 Ejemplos de servicio 168
118 10.15 Fuerzas de los sellos de laberinto y de la cubierta 171
121 10.16 Criterios de estabilidad del rotor 173
121 10.17 Verificación experimental 173
123 Capítulo 11. Diagramas de Campbell, Goodman y SAFE
123 para los álabes de las turbinas de vapor 175
126 11.1 Diagrama de Goodman 175
126 11.2 Diagrama de Goodman-Soderberg 176
127 11.3 Diagrama de Campbell 177
127 11.3.1 Frecuencias excitadoras 181
127 11.4 Diagrama SAFE: herramienta de evaluación
127 del conjunto de disco con álabes en paquete 183
129 11.4.1 Definición de resonancia 184
130 11.4.2 Forma del modo 184
130 11.4.3 Fuerzas fluctuantes 186
131 11.5 Diagrama SAFE para el conjunto de discos con álabes 189
131 11.6 Formas de los modos de un disco con álabes en paquete 195
134 11.7 Diagrama de interferencias más allá del límite N/2 197
136 11.8 Datos explicativos publicados por el uso
136 del diagrama SAFE de Dresser-Rand 200
136 11.9 Resumen 203
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x Contenido
Capítulo 12. Comparación de las turbinas de vapor
de reacción contra las de acción
12.1 Introducción
12.2 Comparación de las turbinas de acción y de reacción
12.3 Eficiencia
12.4 Diseño
12.4.1 Rotor
12.4.2 Empaletado
12.5 Erosión
12.6 Empuje rodal
12.7 Mantenimiento
12.8 Características de diseño de las turbinas
modemas de reacción
12.9 Formación de depósitos y lavado de la turbina
con agua
205
205
206
206
209
209
210
216
218
219
219
221
Apéndice A
Bibliografía y lista de colaboradores
índice
313
333
341
Para propulsar de manera efici
de fluidos, casi toda la industri
Los diversos movientes de flui
entrada y las turbinas de vapor
Existen también aplicacione:
grandes cantidades de calor. U
misión mecánica prueba su cap
en primer lugar, el vapor de agi
y, a continuación, se use comov.
parte. e ibilidLa economía y la facti 1 1
relacionadas dependen de la co
de los modelos y disposiciones
ción dada del vapor, con la cal
Consideraciones semejante
impulsores disponibles para (
ambos aspectos. Es necesario h
químicas grandes y complejas,
o consume vapor, se han selec
como el motor primario. Estas 1
nente crítico en los procesos q
casos, se ponen en servicio
rendimiento de más alta confir
la piedra angular de los progre
el diseño y fabricación de ins
líderes de equipo.
En la actualidad, las indus
intensa competencia global, 1
menor costo. Producir este e
confiabilidad, no es fácil y sól
la capacidad para abordar la'
un comprador o usuario del I
Capítulo 13. Elementos de transmisión para la turbomaquinaria
de alta velocidad
13.1 Unidades de engranes rectos
13.2 Engranes epicíclicos
13.3 Embragues
13.4 Transmisiones hidroviscosas
13.5 Convertidores hidrodinámicos y turboacoplamientos
con engranes de velocidad variable
13.5.1 Función del acoplamiento de etapas múltiples
con velocidad variable
13.5.2 Detalles de diseño y de operación
13.5.3 Circuitos del aceite de trabajo y del aceite
de lubricación
13.5.4 Sistema de lubricación
229
229
231
232
239
243
247
247
250
250
Capítulo 14. Métodos gráficos abreviados para la selección
de turbinas
14.1 Instrucciones acerca de la carta de Moílier
14.2 Estimación de los gastos de vapor
14.3 Información de consulta rápida para estimar
los gastos de vapor de las turbinas devapor
de etapas múltiples y de válvulas múltiples
251
251
255
287
Capítulo 15. Método abreviado de selección de Elliott para las
turbinas de vapor de etapas múltiples y de válvulas múltiples
15.1 Gastos aproximados de vapor
15.2 Determinación del rendimiento de las etapas
15.3 Rendimiento de la turbina con extracción
293
293
297
304
x Contenido 
Capítulo 12. Comparación de las turbinas de vapor 
de reacción contra las de acción 205 
12.1 Introducción 205 
12.2 Comparación de las turbinas de acción y de reacción 206 
12.3 Eficiencia 206 
12.4 Diseño 209 
12.4.1 Rotor 209 
12.4.2 Empaletado 210 
12.5 Erosión 216 
12.6 Empuje axial 218 
12.7 Mantenimiento 219 
12.8 Características de diseño de las turbinas 
modemas de reacción 219 
12.9 Formación de depósitos y lavado de la turbina 
con agua 221 
Capítulo 13. Elementos de transmisión para la turbomaquinaria 
de alta velocidad 229 
13.1 Unidades de engranes rectos 229 
13.2 Engranes epicíclicos 231 
13.3 Embragues 232 
13.4 Transmisiones hidroviscosas 239 
13.5 Convertidores hidrodinámicos y turboacoplamientos 
con engranes de velocidad variable 243 
13.5.1 Función del acoplamiento de etapas múltiples 
con velocidad variable 247 
13.5.2 Detalles de diseño y de operación 247 
13.5.3 Circuitos del aceite de trabajo y del aceite 
de lubricación 250 
13.5.4 Sistema de lubricación 250 
Capítulo 14. Métodos gráficos abreviados para la selección 
de turbinas 251 
14.1 Instrucciones acerca de la carta de Mollier 251 
14.2 Estimación de los gastos de vapor 255 
14.3 Información de consulta rápida para estimar 
los gastos de vapor de las turbinas de vapor 
de etapas múltiples y de válvulas múltiples 287 
Capítulo 15. Método abreviado de selección de Elliott para las 
turbinas de vapor de etapas múltiples y de válvulas múltiples 293 
15.1 Gastos aproximados de vapor 293 
15.2 Determinación del rendimiento de las etapas 297 
15.3 Rendimiento de la turbina con extracción 304 
Apéndice A 313 
Bibliografía y lista de colaboradores 333 
índice 341 
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205
205
206
206
209
209
210
216
218
219
219
221
229
229
231
232
239
243
247
247
250
250
251
251
255
287
293
293
297
304
313
333
341
Prefacio
Para propulsar de manera eficiente y confiable los compresores y otros movientes
de fluidos, casi toda la industria depende de los impulsores de turbinas de vapor.
Los diversos movientes de fluidos a menudo requieren velocidades variables de
entrada y las turbinas de vapor pueden proporcionarlas sin demasiada dificultad.
Existen también aplicaciones en donde una planta de proceso tiene necesidad de
grandes cantidades de calor. Una vez más, la turbina moderna de vapor de trans-
misión mecánica prueba su capacidad de añadir eficiencia a la planta al hacer que,
en primer lugar, el vapor de agua motriz se expanda a través de una serie de álabes
y, a continuación, se use como vapor de calentamiento d~,procesos, en cualquier otra
parte.
La economía y la factibilidad de estas aplicaciones y una multitud de otras
relacionadas dependen de la confiabilidad de las turbinas de vapor y de la capacidad
de los modelos y disposiciones geométricas seleccionados para manejar una condi-
ción dada del vapor, con la capacidad deseada de rendimiento o salida.
Consideraciones semejantes incitarán al ingeniero a explorar el campo de los
impulsores disponibles para dar servicio al proceso o con fines generales, o para
ambos aspectos. Es necesario hacer notar que, en la mayor parte de las plantas petro-
químicas grandes y complejas, en particular en aquéllas en donde el proceso genera
o consume vapor, se han seleccionado turbinas de vapor de transmisión mecánica
como el motor primario. Estas grandes unidades de velocidad variable son un compo-
nente crítico en los procesos químicos de flujo continuo y, en la mayor parte de los
casos, se ponen en servicio sin capacidad de respaldo. La aplicación exige el
rendimiento de más alta confiabilidad y disponibilidad. Estas dos exigencias forman
la piedra angular de los programas de desarrollo que se encuentran en ejecución, en
el diseño y fabricación de instalaciones, por parte de los productores mundiales
líderes de equipo.
En la actualidad, las industrias petroquímica y otras se están enfrentando a una
intensa competencia global, lo cual, a su vez, ha creado una necesidad de equipo de
menor costo. Producir este equipo, sin comprometer la calidad, la eficiencia y la
confiabilidad, no es fácil y sólo los mejores fabricantes del mundo industrial tienen
la capacidad para abordar la tarea. De igual importancia, sólo se puede esperar que
un comprador o usuario del equipo contemplativo, informado y perspicaz logre la
xi
Prefacio 
Para propulsar de manera eficiente y confiable los compresores y otros movientes 
de fluidos, casi toda la industria depende de los impulsores de turbinas de vapor. 
Los diversos movientes de fluidos a menudo requieren velocidades variables de 
entrada y las turbinas de vapor pueden proporcionarlas sin demasiada dificultad. 
Existen también aplicaciones en donde una planta de proceso tiene necesidad de 
grandes cantidades de calor. Una vez más, la turbina moderna de vapor de trans-
misión mecánica prueba su capacidad de añadir eficiencia a la planta al hacer que, 
en primer lugar, el vapor de agua motriz se expanda a través de una serie de álabes 
y, a continuación, se use como vapor de calentamiento d~procesos, en cualquier otra 
parte. 
La economía y la factibilidad de estas aplicaciones y una multitud de otras 
relacionadas dependen de la confiabilidad de las turbinas de vapor y de la capacidad 
de los modelos y disposiciones geométricas seleccionados para manejar una condi-
ción dada del vapor, con la capacidad deseada de rendimiento o salida. 
Consideraciones semejantes incitarán al ingeniero a explorar el campo de los 
impulsores disponibles para dar servicio al proceso o con fines generales, o para 
ambos aspectos. Es necesario hacer notar que, en la mayor parte de las plantas petro-
químicas grandes y complejas, en particular en aquéllas en donde el proceso genera 
o consume vapor, se han seleccionado turbinas de vapor de transmisión mecánica 
como el motor primario. Estas grandes unidades de velocidad variable son un compo-
nente crítico en los procesos químicos de flujo continuo y, en la mayor parte de los 
casos, se ponen en servicio sin capacidad de respaldo. La aplicación exige el 
rendimiento de más alta confiabilidad y disponibilidad. Estas dos exigencias forman 
la piedra angular de los programas de desarrollo que se encuentran en ejecución, en 
el diseño y fabricación de instalaciones, por parte de los productores mundiales 
líderes de equipo. 
En la actualidad, las industrias petroquímica y otras se están enfrentando a una 
intensa competencia global, lo cual, a su vez, ha creado una necesidad de equipo de 
menor costo. Producir este equipo, sin comprometer la calidad, la eficiencia y la 
confiabilidad, no es fácil y sólo los mejores fabricantes del mundo industrial tienen 
la capacidad para abordar la tarea. De igual importancia, sólo se puede esperar que 
un comprador o usuario del equipo contemplativo, informado y perspicaz logre la 
xi 
http://gratislibrospdf.com/
xii Prefacio
combinación correcta de estos dos requisitos deseables y aparentemente contradic-
torios: bajo costo y alta calidad.
El punto de partida de la selección de maquinaria es el conocimiento de ella. A
partir del conocimiento de la misma se puede avanzar hacia la selección del tipo;
es decir, turbina de condensación en comparación con la de extracción o la de
contrapresión, o bien, turbina de vapor de reacción en comparación con la de acción.
La selección del tipo conduce a la selección de los componentes, digamos cojinete
de empuje de asiento fijo contra cojinete de empuje de zapatas basculantes. Éstas
podrían ser consideraciones excesivamente importantes, ya que tanto la selección
del tipo como la de los componentes tendrán un impacto duradero sobre la facilidad
de mantenimiento,facilidad para vigilar su funcionamiento, disponibilidad y
confiabilidad de los compresores y de las turbinas de vapor. Sin fallas, el efecto final
será la rentabilidad o, incluso, la supervivencia de la planta.
En consecuencia, en este texto, se intenta suministrar el tipo de guía que facilitará
al lector hacer una selección inteligente. Y aunque dificilmente se puede afirmar que
abarca todo y está completo en todos los detalles, no obstante se pretende que sea
fácil de leer y pertinente. He planeado hacer que el texto esté actualizado y que
incluya la configuración de los componentes y ejecución de las turbinas de vapor de
transmisión mecánica, prácticas y probadas en el campo. Se ha hecho resaltar la
tecnología de la máquina principal, pero no quise pasar por alto los auxiliares como
las transmisiones por engranes de relación fija, las transmisiones de velocidad
variable, los embragues y acoplamientos de rueda libre, por nombrar sólo unos
cuantos. De hecho, con la experiencia de demostrar que eventos de tiempos muertos
de la maquinaria a menudo estaban enlazados con el mal funcionamiento del equipo
de apoyo, decidí incluir los reguladores, los sistemas de lubricación y de sellado, los
dispositivos de disparo por sobrevelocidad y otros auxiliares pertinentes. De todos
éstos se tienen referencias cruzadas en el índice y deben ayudar a los lectores a tener
un amplio espectro.
Mientras recopilaba esta información de los materiales fuente de la industria,
disponibles comercialmente, me sorprendió la profusión de esfuerzo diligente que
algunos fabricantes consumen para diseñar y fabricar turbomaquinaria más eficiente
y más confiable. Con mucho de este material fuente disperso entre los diversos
grupos de ventas, mercadeo, diseño y fabricación, me enfrasqué en la tarea de reunir
los datos y organizarlos en un texto que, en primer lugar, informe al lector del tema
mediante la utilización de materiales generales y de resumen. La información se
desarrolla, a través de narraciones más detalladas y un tanto más orientadas al
diseño, hacia estudios acerca de la esfera de acción, así como ejemplos de aplicación
y selección. En algunos de estos casos se utilizan tanto unidades inglesas como
métricas; en otros se dejan en el método elegido por el colaborador original.
El lector notará que me he mantenido alejado de un tratamiento excesivamente
matemático del tema en cuestión. En lugar de ello, el enfoque evidentemente fue
dar una fuente sencilla de referencia sobre todo lo que necesitará el espectro más
amplio posible de usuarios de la maquinaria, yendo desde los operarios de planta
hasta los técnicos de apoyo mecánico técnico, los ingenieros especialistas en con-
fiabilidad, los ingenieros mecánicos y químicos, los superintendentes de operacio-
nes, los gerentes de proyecto o, incluso, los altos administradores de plantas.
Los editores y yo deseamos señalar que este libro nunca se habría escrito sin la
plena cooperación de un gran número de fabricantes de turbinas de vapor, de gran
competencia, tanto de Estados Unidos como de ultramar. Se hizo la recopilación
mediante la obtención de la au
directas de las compañías y perso
y en la Bibliografia. En seguida, ¡
coherente sobre lo que el lector (
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xii Prefacio 
combinación correcta de estos dos requisitos deseables y aparentemente contradic-
torios : bajo costo y alta calidad. 
El punto de partida de la selección de maquinaria es el conocimiento de ella. A 
partir del conocimiento de la misma se puede avanzar hacia la selección del tipo; 
es decir, turbina de condensación en comparación con la de extracción o la de 
contrapresión, o bien, turbina de vapor de reacción en comparación con la de acción. 
La selección del tipo conduce a la selección de los componentes, digamos cojinete 
de empuje de asiento fijo contra cojinete de empuje de zapatas basculantes. Éstas 
podrían ser consideraciones excesivamente importantes, ya que tanto la selección 
del tipo como la de los componentes tendrán un impacto duradero sobre la facilidad 
de mantenimiento, facilidad para vigilar su funcionamiento, disponibilidad y 
confiabilidad de los compresores y de las turbinas de vapor. Sin fallas, el efecto final 
será la rentabilidad o, incluso, la supervivencia de la planta. 
En consecuencia, en este texto, se intenta suministrar el tipo de guía que facilitará 
al lector hacer una selección inteligente. Y aunque dificilmente se puede afirmar que 
abarca todo y está completo en todos los detalles, no obstante se pretende que sea 
fácil de leer y pertinente. He planeado hacer que el texto esté actualizado y que 
incluya la configuración de los componentes y ejecución de las turbinas de vapor de 
transmisión mecánica, prácticas y probadas en el campo. Se ha hecho resaltar la 
tecnología de la máquina principal, pero no quise pasar por alto los auxiliares como 
las transmisiones por engranes de relación fija, las transmisiones de velocidad 
variable, los embragues y acoplamientos de rueda libre, por nombrar sólo unos 
cuantos. De hecho, con la experiencia de demostrar que eventos de tiempos muertos 
de la maquinaria a menudo estaban enlazados con el mal funcionamiento del equipo 
de apoyo, decidí incluir los reguladores, los sistemas de lubricación y de sellado, los 
dispositivos de disparo por sobrevelocidady otros auxiliares pertinentes. De todos 
éstos se tienen referencias cruzadas en el índice y deben ayudar a los lectores a tener 
un amplio espectro. 
Mientras recopilaba esta información de los materiales fuente de la industria, 
disponibles comercialmente, me sorprendió la profusión de esfuerzo diligente que 
algunos fabricantes consumen para diseñar y fabricar turbomaquinaria más eficiente 
y más confiable. Con mucho de este material fuente disperso entre los diversos 
grupos de ventas, mercadeo, diseño y fabricación, me enfrasqué en la tarea de reunir 
los datos y organizarlos en un texto que, en primer lugar, informe al lector del tema 
mediante la utilización de materiales generales y de resumen. La información se 
desarrolla, a través de narraciones más detalladas y un tanto más orientadas al 
diseño, hacia estudios acerca de la esfera de acción, así como ejemplos de aplicación 
y selección. En algunos de estos casos se utilizan tanto unidades inglesas como 
métricas; en otros se dejan en el método elegido por el colaborador original. 
El lector notará que me he mantenido alejado de un tratamiento excesivamente 
matemático del tema en cuestión. En lugar de ello, el enfoque evidentemente fue 
dar una fuente sencilla de referencia sobre todo lo que necesitará el espectro más 
amplio posible de usuarios de la maquinaria, yendo desde los operarios de planta 
hasta los técnicos de apoyo mecánico técnico, los ingenieros especialistas en con-
fiabilidad, los ingenieros mecánicos y químicos, los superintendentes de operacio-
nes, los gerentes de proyecto o, incluso, los altos administradores de plantas. 
Los editores y yo deseamos señalar que este libro nunca se habría escrito sin la 
plena cooperación de un gran número de fabricantes de turbinas de vapor, de gran 
competencia, tanto de Estados Unidos como de ultramar. Se hizo la recopilación 
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contradic-
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tromás
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peracio-
taso
itosin la
degran
pilación
Prefacio xiii
mediante la obtención de la autorización para hacer uso de las colaboraciones
directas de las compañías y personas cuya lista aparece en las fuentes de las figuras
y en la Bibliografía.En seguida, estas colaboraciones se estructuraron en un relato
coherente sobre lo que el lector debe saber acerca de la tecnología de las turbinas
de vapor de transmisión mecánica, al final de la década de 1990. Por lo tanto, el
crédito real se les debe dar a los diversos colaboradores y no al editor que realizó
la recopilación y coordinación. De acuerdo con esta idea, me sentiría más complacido
si el esfuerzo completo no sólo sirve para que el lector tenga conocimiento del tema,
sino también para que conozca los nombres de las personas y compañías sobresalien-
tes cuyas colaboraciones hicieron que todo fuera posible.
Heinz P. Block
Prefacio xiii 
mediante la obtención de la autorización para hacer uso de las colaboraciones 
directas de las compañías y personas cuya lista aparece en las fuentes de las figuras 
yen la Bibliografía. En seguida, estas colaboraciones se estructuraron en un relato 
coherente sobre lo que el lector debe saber acerca de la tecnología de las turbinas 
de vapor de transmisión mecánica, al final de la década de 1990. Por lo tanto, el 
crédito real se les debe dar a los diversos colaboradores y no al editor que realizó 
la recopilación y coordinación. De acuerdo con esta idea, me sentiría más complacido 
si el esfuerzo completo no sólo sirve para que el lector tenga conocimiento del tema, 
sino también para que conozca los nombres de las personas y compañías sobresalien-
tes cuyas colaboraciones hicieron que todo fuera posible. 
Heinz P. Block 
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Se ofrecen las más cumplidas gEl
, ,
ABB Power Generation, Inc.:
Sep van der Linden.
Dresser-Rand Steam Turbim
Srs. R. J. Palmer, B. M. Oakl
Elliott Company, Jeannette,
General Electric Company, 1:
Fitchburg, Mass.: Srs. Dona!
GulfPublishing Company, E
IMO Industries, De Lava! St
Salisbury.
Lufkin Gear Company, Lufk
Mechanica1 Technology Inc.,
Murray Turbomachinery Co
Martín.
Philadelphia Gear Corporat
Salamone Turbo Engineerin
Siemens Power Corporation
Sulzer Brothers, Inc., New'i
Voith Transmissions, York,
Woodward Governor Comp
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Reconocimientos
Se ofrecen las más cumplidas gracias a:
ABB Power Generation, Ine. y Asea Brown-Boveri, North Brunswiek, N.J.: Sr.
Sep van der Linden.
Dresser-Rand Steam Turbine, Motor and Generator Division, Wellsville, N.Y.:
Srs. R. J. Palmer, B. M. Oakleafy M. Singh.
Elliott Company, Jeannette, Pa.: Sr. Ross A. Haekel.
General Eleetrie Company, Industrial and Power Systems Division,
Fitchburg, Mass.: Srs. Donald R. Leger y Riehard K. Smith.
GulfPublishing Company, Houston, Tex.: Sr. Robert W. Seott.
IMO Industries, De Laval Steam Turbine Division, Trenton, N.J.: Sr. Roy J.
Salisbury.
Lufkin Gear Company, Lufkin, Tex.: Sr. James R. Partridge.
Meehanical Teehnology Ine., Latham, N.Y.: Dr. James F. Dill.
Murray Turbomaehinery Corporation, Burlington, Iowa: Sr. Douglas G.
Martin.
Philadelphia Gear Corporation, Philadelphia, Pa.: Sr. Robert J. Cox.
Salamone Turbo Engineering, Ine., Houston, Tex.: Sr. Dana J. Salamone.
Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis.: Sr. Gary M. Cook.
Sulzer Brothers, Ine., New York, N.Y.: Sr. Bernhard Haberthuer.
Voith Transmissions, York, Pa.: Sr. David Pell.
Woodward Governor Company, Loveland y Fort Collins, Col.: Dr. Ron Platz.
xv
Reconocimientos 
Se ofrecen las más cumplidas gz:acias a: 
ABB Power Generation, Inc. y Asea Brown-Boveri, North Brunswick, N.J.: Sr. 
Sep van der Linden. 
Dresser-Rand Steam Turbine, Motor and Generator Division, Wellsville, N.Y.: 
Srs. R. J. Palmer, B. M. Oakleafy M. Singh. 
Elliott Company, Jeannette, Pa.: Sr. Ross A. Hackel. 
General Electric Company, Industrial and Power Systems Division, 
Fitchburg, Mass.: Srs. Donald R. Leger y Richard K. Smith. 
GulfPublishing Company, Houston, Tex.: Sr. Robert W. Scott. 
IMO Industries, De Laval Steam Turbine Division, Trenton, N.J.: Sr. Roy J. 
Salisbury. 
Lufkin Gear Company, Lufkin, Tex.: Sr. James R. Partridge. 
Mechanical Technology Inc., Latham, N.Y.: Dr. James F. Dill. 
Murray Turbomachinery Corporation, Burlington, Iowa: Sr. Douglas G. 
Martin. 
Philadelphia Gear Corporation, Philadelphia, Pa.: Sr. Robert J. Cox. 
Salamone Turbo Engineering, Inc., Houston, Tex.: Sr. Dana J. Salamone. 
Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis.: Sr. Gary M. Cook. 
Sulzer Brothers, Inc., New York, N.Y.: Sr. Bernhard Haberthuer. 
Voith Transmissions, York, Pa.: Sr. David Pello 
Woodward Governor Company, Loveland y Fort Collins, Col.: Dr. Ron Platz. 
xv 
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Capítulo
1
Introducción
1.1 Por qué se aplican las turbinas de vapor de transmisión mecánica
La confiabilidad y la adaptabilidad del equipo son vitales para las plantas de
procesos de hoy en día; para los productores farmacéuticos, las grandes empre-
sas mineras y una multitud de otros usuarios incluyendo, por supuesto, las
industrias del petróleo, petroquímica y de procesos químicos. Las presiones y
temperaturas de operación están elevándose constantemente, las necesidades de
una cierta índole crecen a pasos agigantados; la continuidad del servicio se
convierte en la fuerza vital, y los aspectos económicos exigen periodos cada vez
más largos entre los reacondicionamientos.
Las turbinas de vapor son compañeras fieles para las industrias de procesos.
Han dado pruebas de su confiabilidad básica y, en la actualidad, están dando
muestras de una nueva adaptabilidad al correr parejas con todas las demandas
de mayor capacidad, velocidad y confiabilidad.
Dondequiera que se examinen las industrias de procesos, existen más turbinas
de transmisión mecánica; en cualquier parte que se mire, tanto el caballaje como
la velocidad se van hacia arriba, año con año. Y en dondequiera que se mire, se
están incorporando avances tecnológicos en las turbinas modernas de vapor. A
muchos fabricantes se les debe reconocer su capacidad para resolver los proble-
mas más dificiles de aplicación de las turbinas. A través de planeación avanzada,
investigación imaginativa, desarrollo persistente y evaluación esmerada, en los
últimos veinticinco años de este siglo los ingenieros han creado una generación
completamente nueva de turbinas: máquinas de diferentes tamaños y con ve-
locidades que sólo eran sueños hace unas cuantas décadas. Los escapes de flujos
múltiples, los rotores macizos, los cojinetes de alta velocidad, los álabes ("pa-
letas") más altos de la última etapa, el mecanismo de distribución por válvulas
accionadas por levas y sus controles, y otros sistemas de control muy compli-
cados, así como diseños computarizados, son unas cuantas de las innovaciones
que ayudaron a lograr este progre~o.
Capítulo 
1 
Introducción 
1.1 Por qué se aplican las turbinas de vapor de transmisión mecánica 
La confiabilidad y la adaptabilidad del equipo son vitales para las plantas de 
procesos de hoy en día; para los productores fannacéuticos , las grandes empre-
sas mineras y una multitud de otros usuarios incluyendo, por supuesto, las 
industrias del petróleo, petroquímica y de procesos químicos. Las presiones y 
temperaturas de operación están elevándose constantemente, las necesidades de 
una cierta índole crecen a pasos agigantados; la continuidad del servicio se 
convierte en la fuerza vital, y los aspectos económicos exigen periodos cada vez 
más largos entre los reacondicionamientos. 
Las turbinas de vapor son compañeras fieles para las industrias de procesos. 
Han dado pruebas de su confiabilidad básica y, en la actualidad, están dando 
muestras de una nueva adaptabilidad al correr parejas con todas las demandas 
de mayor capacidad, velocidad y confiabilidad. 
Dondequiera que se examinen las industrias de procesos, existen más turbinas 
de transmisión mecánica; en cualquier parte que se mire, tanto el caballaje como 
la velocidad se van hacia arriba, año con año. Y en dondequiera que se mire, se 
están incorporando avances tecnológicos en las turbinas modernas de vapor. A 
muchos fabricantes se les debe reconocer su capacidad para resolver losproble-
mas más dificiles de aplicación de las turbinas. A través de planeación avanzada, 
investigación imaginativa, desarrollo persistente y evaluación esmerada, en los 
últimos veinticinco años de este siglo los ingenieros han creado una generación 
completamente nueva de turbinas: máquinas de diferentes tamaños y con ve-
locidades que sólo eran sueños hace unas cuantas décadas. Los escapes de flujos 
múltiples, los rotores macizos, los cojinetes de alta velocidad, los álabes ("pa-
letas") más altos de la última etapa, el mecanismo de distribución por válvulas 
accionadas por levas y sus controles, y otros sistemas de control muy compli-
cados, así como diseños computarizados, son unas cuantas de las innovaciones 
que ayudaron a lograr este progre~o. 
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2 Capítulo uno
Fabricantes reconocidos cuentan con una amplia selección de diseños del
extremo de la turbina, con una sola válvula o válvulas múltiples, para satisfacer
cualesquiera condiciones específicas de presión y temperatura. En una abruma-
dora mayoría de casos, tanto en los sistemas industriales como en los de
cogeneración, diseñados para la generación de energía eléctrica, se usa una
turbina de vapor sencilla de carcasa simple. Estas turbinas (Fig. 1.1) se pueden
diseñar para hacer más flexible su operación para utilizar de manera económica
vapor proveniente de diversas fuentes, con el fin de suministrar:
• Entrada de potencia directa o a través de engranes para compresores, bombas
o cualquier otro equipo impulsado
• Vapor a las presiones y cantidades requeridas para procesos integrados o para
turbinas de presión más baja
• La energía eléctrica deseada
• Energía eléctrica cogenerada para vender a la compañía de servicio eléctrico
de la localidad
1.2 Panorama general de los fundamentos de las turbinas de vapor
Antes de analizar la selección de las turbinas, se hará un repaso acerca de cómo
una turbina de vapor convierte la energía calorífica del vapor en trabajo útil. En
Figura 1.1 Turbina de vapor recta sin condensación (14 700 hp), montada sobre pedestal,
con retroalimentación electrónica de posición de la válvula. (General Electric Company, Fit-
chburg, Mass.)
una turbina de vapor, las toben
vapor en chorros bien formadc
expande desde la presión de ac
contra filas en movimiento de á
la energía cinética del vapor el
Existen dos tipos principales
una turbina de reacción, el va
como en los móviles. Los álabe
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Debido a que son toberas móvil,
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Para operar sficientemenf
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Figura 1.2 Características de1,
Fitchburg, Mass.) (psia, pound
absolutas).
2 Capítulo uno 
Fabricantes reconocidos cuentan con una amplia selección de diseños del 
extremo de la turbina, con una sola válvula o válvulas múltiples, para satisfacer 
cualesquiera condiciones específicas d!! presión y temperatura. En una abruma-
dora mayoría de casos, tanto en los sistemas industriales como en los de 
cogeneración, diseñados para la generación de energía eléctrica, se usa una 
turbina de vapor sencilla de carcasa simple. Estas turbinas (Fig. 1.1) se pueden 
diseñar para hacer más flexible su operación para utilizar de manera económica 
vapor proveniente de diversas fuentes, con el fin de suministrar: 
• Entrada de potencia directa o a través de engranes para compresores, bombas 
o cualquier otro equipo impulsado 
• Vapor a las presiones y cantidades requeridas para procesos integrados o para 
turbinas de presión más baja 
• La energía eléctrica deseada 
• Energía eléctrica cogenerada para vender a la compañía de servicio eléctrico 
de la localidad 
1.2 Panorama general de los fundamentos de las turbinas de vapor 
Antes de analizar la selección de las turbinas, se hará un repaso acerca de cómo 
una turbina de vapor convierte la energía calorífica del vapor en trabajo útil. En 
Figura 1.1 Turbina de vapor recta sin condensación (14 700 hp), montada sobre pedestal, 
con retroalimentación electrónica de posición de la válvula. (General Electric Company, Fit-
chburg, Mass.) 
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Company, Fit-
Introducc.ión 3
una turbina de vapor, las toberas y diafragmas se diseñan para dirigir el flujo de
vapor en chorros bien formados y a alta velocidad, a medida que ese vapor se
expande desde la presión de admisión hasta la de escape. Estos chorros chocan
contra filas en movimiento de álabe s montados en el rotar. Los álabes convierten
la energía cinética del vapor en energía de rotación de la flecha .
Existen dos tipos principales de turbinas: de reacción y de acción (Fig, 1.2). En
una turbina de reacción, el vapor se expande tanto en los álabes estacionarios
como en los móviles. Los álabes móviles se diseñan para utilizar la energía del
chorro de vapor de los álabes estacionarios y para actuar también como toberas.
Debido a que son toberas móviles, una fuerza de reacción -producida por la caída
de presión a través de ellas- incrementa la fuerza del chorro de vapor de los
álabes estacionarios. Estas fuerzas combinadas causan la rotación.
Para operar eficientemente, la turbina de reacción se debe diseñar para
minimizar las fugas en torno a los álabes movibles. Esto se logra al hacer la mayor
parte de los intersticios internos relativamente pequeños. La turbina de reacción
también suele requerir un émbolo compensador (semejante a los usados en los
grandes compresores centrífugos), debido a las grandes cargas de empuje que se
generan.
En virtud de estas consideraciones, la turbina de reacción rara vez se usa para
propulsión mecánica en Estados Unidos, a pesar de su, en ocasiones, mayor
eficiencia inicial. Sin embargo, las turbinas de reacción se utilizan con amplitud
en Europa y el resto del mundo. Merecen ser analizadas y se tratarán más
adelante.
La turbina de acción tiene poca caída de presión, o ninguna, a través de sus
álabes móviles. La energía del vapor se transfiere por completo al rotar por medio
de los chorros de vapor que chocan contra los álabes móviles (véase la figura 1.3).
Empaletado de acción
Presiones
supuestas
psia (bar)o 100 (6.9)
~ 81 (5.6)
~ 80 (5.5)
o Empaquetaduras
más anchas de
dientes múltiples
~ Diámetropequeño
defugas
-'3' Aguiero de
W balanceo
Presiones
supuestas
psia (bar)
0100 (6.9)
~ 95 (6.6)
~ 90 (6.2)
Diámetro de
sello grande
Empaletado de reacción
Figura1.2 Características de los álabes de acciónyde reacción. (General Electric Company,
Fitchburg, Mass.) (psia, pounds per square inch absolute, libras por pulgada cuadrada
absolutas).
Más etapas
Empaquetaduras
más angostas con
menos dientes
Diámetro grande
de la flecha
Introducc.ión 3 
una turbina de vapor, las toberas y diafragmas se diseñan para dirigir el flujo de 
vapor en chorros bien fonnados y a alta velocidad, a medida que ese vapor se 
expande desde la presión de admisión hasta la de escape. Estos chorros chocan 
contra filas en movimiento de álabes montados en el rotor. Los álabes convierten 
la energía cinética del vapor en energía de rotación de la flecha. 
Existen dos tipos principales de turbinas: de reacción y de acción (Fig. 1.2). En 
una turbina de reacción, el vapor se expande tanto en los álabes estacionarios 
como en los móviles. Los álabes móviles se diseñan para utilizar la energía del 
chorro de vaporde los álabes estacionarios y para actuar también como toberas. 
Debido a que son toberas móviles, una fuerza de reacción -producida por la caída 
de presión a través de ellas- incrementa la fuerza del chorro de vapor de los 
álabes estacionarios. Estas fuerzas combinadas causan la rotación. 
Para operar eficientemente, la turbina de reacción se debe diseñar para 
minimizar las fugas en torno a los álabes movibles. Esto se logra al hacer la mayor 
parte de los intersticios internos relativamente pequeños. La turbina de reacción 
también suele requerir un émbolo compensador (semejante a los usados en los 
grandes compresores centrífugos), debido a las grandes cargas de empuje que se 
generan. 
En virtud de estas consideraciones, la turbina de reacción rara vez se usa para 
propulsión mecánica en Estados Unidos, a pesar de su, en ocasiones, mayor 
eficiencia inicial. Sin embargo, las turbinas de reacción se utilizan con amplitud 
en Europa y el resto del mundo. Merecen ser analizadas y se tratarán más 
adelante. 
La turbina de acción tiene poca caída de presión, o ninguna, a través de sus 
álabes móviles. La energía del vapor se transfiere por completo al rotor por medio 
de los chorros de vapor que chocan contra los álabes móviles (véase la figura 1.3). 
Presiones 
supuestas 
psia (bar) 
o 100 (6.9) 
~ 81 (5.6) 
~ 80 (5.5) 
o Empaquetaduras 
más anchas de 
dientes múltiples 
~ Diámetropequeño 
defugas 
-'3' Aguiero de 
W balanceo 
Empaletado de acción 
0 
~ 
~ 
<Y 
Empaletado de reacción 
Presiones 
supuestas 
psia (bar) 
0 100 (6.9) 
~ 95 (6.6) 
~ 90 (6.2) 
Diámetro de 
sello grande 
Más etapas 
Empaquetaduras 
más angostas con 
menos dientes 
Diámetro grande 
de la flecha 
Figura 1.2 Características de los álabes de acción y de reacción. (General Electric Company, 
-Fitchburg, Mass.) (psia, pounds per square inch absolute, libras por pulgada cuadrada 
absolutas). 
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Vi (velocidad del chorro)
•
Si el rotar de la turbina está bloqueado, el chorro de vapor ejerce la
fuerza máxima sobre los álabes, pero no se realiza trabajo, puesto
que el álabe no se mueve.
Vj
Si el álabe se está moviendo a 14de la velocidad del chorro, se reduce
la fuerza sobre el álabe, pero se realiza algo de trabajo al moverse
los álabes.
Vi
Se realiza el trabajo máximo cuando los álabes se están moviendo
a 1-2de la velocidad del chorro. La velocidad relativa del vapor que
sale de los álabes es cero.
0.5 r-----~~--------~~------+_~~--~
1.00.5
"b/vi
Figura 1.3 El principio de la acción. (The Elliott Como
pany, Jeannette, Pa.)
4
Ya que, teóricamente, no se t
(y, por tanto, no hay reaccióI
necesita émbolo compensador
acción sea una máquina robus
de las aplicaciones de propuls
1.2.1 Las etapas de las turbinas
En primer lugar, considérense
Una etapa Curtis consta de do
dirigen el vapor contra la pri
boquillas) lo vuelven a dirigir
La gran caída de presión a
alta velocidad. Esta alta velo
constante (véase la figura l.L
eficaz del chorro a alta veloc
velocidades en las puntas peq
una capacidad nominal dada
En las etapas compuestas
vapor se convierte en trabajo l
dirigen el vapor contra una so
las caídas de presión ocurren
1.2.2 Diseño moderno de accic
La importancia de la eficie
durante la última década. El
Los fabricantes están utiliza
reacción y de acción con el fi:
Los fabricantes de la turbin:
ción básica de rueda y diaf
sobrepasar, el rendimiento
etapas de alta presión, al añ
el rendimiento, sin necesida
tar las fuerzas de empuje,
reacción que nunca antes, e
para estas formas compleja;
ción de rueda y diafragma d
las fugas. Los datos de cal
de acción mantendrán su a
y son mucho más toleranti
significativo sobre las carg
1.2.3 Construcción de una se
Se encuentran unidades d
consideraciones sconómicr
parado del aro de tobera
V, (velocidad del chorro) v, (velocidad del álabe) = O 
~~~. 
~===:::~ ~ 
Si el rotor de la turbina está bloqueado, el chorro de vapor ejerce la 
fuerza máxima sobre los álabes, pero no se realiza trabajo, puesto 
que el álabe no se mueve. 
Vi 
Si el álabe se está moviendo a 14 de la velocidad del chorro, se reduce 
la fuerza sobre el álabe, pero se realiza algo de trabaja al moverse 
los álabes. 
Vi 
Se realiza el trabajo máximo cuando los álabes se están moviendo 
a y, de la velocidad del chorro. la velocidad relativa del vapor que 
sale de los álabes es cero. 
1.0 
0.5 f----I-f-----"'~---_l-_\--_l 
1.0 
Figura 1.3 El principw de la acción. (The Elliott Como 
pany, Jeannette, Pa.) 
4 
http://gratislibrospdf.com/
Introducción 5
Ya que, teóricamente, no se tiene caída de presión a través de los álabes móviles
(y, por tanto, no hay reacción), los intersticios internos son grandes y no se
necesita émbolo compensador. Estas características hacen que la turbina de
acción sea una máquina robusta y durable que puede soportar el servicio pesado
de las aplicaciones de propulsión mecánica de hoy en día.
1.2.1 Las etapas de las turbinas de vapor pueden variar
En primer lugar, considérense las etapas compuestas según la velocidad (Curtís).
Una etapa Curtis consta de dos filas de álabes móviles. Las toberas estacionarias
dirigen el vapor contra la primera fila; a continuación, álabes de inversión (no
boquillas) lo vuelven a dirigir hacia la segunda fila.
La gran caída de presión a través de la tobera produce un chorro de vapor de
alta velocidad. Esta alta velocidad es absorbida en una serie de pasos a presión
constante (véase la figura 1.4). Las dos filas rotatorias de álabes hacen un uso
eficaz del chorro a alta velocidad, lo que conduce a diámetros de las ruedas y
velocidades en las puntas pequeños y a una turbina más corta y más robusta, para
una capacidad nominal dada.
En las etapas compuestas según la presión (Ratean), la energía calorífica del
vapor se convierte en trabajo por medio de toberas estacionarias (diafragmas) que
dirigen el vapor contra una sola fila de álabes móviles. Como en una etapa Curtis,
las caídas de presión ocurren casi por entero a través de las toberas estacionarias.
1.2.2 Diseño moderno de acción
La importancia de la eficiencia de la turbina de vapor ha seguido creciendo
durante la última década. En la actualidad, no existe una turbina de acción pura.
Los fabricantes están utilizando una combinación de características de diseño de
reacción y de acción con el fin de mejorar todavía más la eficiencia de la turbina.
Los fabricantes de la turbina tradicional de acción, quienes utilizan la construc-
ción básica de rueda y diafragma, han sido capaces de lograr, y muchas veces
sobrepasar, el rendimiento de una turbina de reacción pura. Esto se realiza en
etapas de alta presión, al añadir una pequeña cantidad de reacción para mejorar
el rendimiento, sin necesidad de controles herméticos contra fugas ode incremen-
tar las fuerzas de empuje. Se diseñan paletas altas de baja presión, con más
reacción que nunca antes, con la aplicación de códigos aerodinámicos avanzados
para estas formas complejas de álabes. Los intersticios generosos de la construc-
ción de rueda y diafragma disminuyen la dependencia en el control hermético de
las fugas. Los datos de campo han demostrado que estas turbinas modernas
de acción mantendrán su alto nivel de rendimiento con el transcurso del tiempo
y son mucho más tolerantes a la incrustación, lo cual puede tener un impacto
significativo sobre las cargas de empuje.
1.2.3 Construcción de una sola válwla contra válwlas múltiples
Se encuentran unidades de una sola válvula (Fig. 1.5) cuando lo justifican las
consideraciones económicas de la planta. Cuando se usan, segmentos por se-
parado del aro de toberas se controlan por medio de válvulas de corte de
Introducción 5 
Ya que, teóricamente, no se tiene caída de presión a través de los álabes móviles 
(y, por tanto, no hay reacción), los intersticios internos son grandes y no se 
necesita émbolo compensador. Estas características hacen que la turbina de 
acción sea una máquina robusta y durable que puede soportar el servicio pesadode las aplicaciones de propulsión mecánica de hoy en día. 
1.2.1 Las etapas de las turbinas de vapor pueden variar 
En primer lugar, considérense las etapas compuestas según la velocidad (Curtis). 
Una etapa Curtis consta de dos filas de álabes móviles. Las toberas estacionarias 
dirigen el vapor contra la primera fila; a continuación, álabes de inversión (no 
boquillas) lo vuelven a dirigir hacia la segunda fila. 
La gran caída de presión a través de la tobera produce un chorro de vapor de 
alta velocidad. Esta alta velocidad es absorbida en una serie de pasos a presión 
constante (véase la figura 1.4). Las dos filas rotatorias de álabes hacen un uso 
eficaz del chorro a alta velocidad, lo que conduce a diámetros de las ruedas y 
velocidades en las puntas pequeños y a una turbina más corta y más robusta, para 
una capacidad nominal dada. 
En las etapas compuestas según la presión (Rateau), la energía calorífica del 
vapor se convierte en trabajo por medio de toberas estacionarias (diafragmas) que 
dirigen el vapor contra una sola fila de álabes móviles. Como en una etapa Curtis, 
las caídas de presión ocurren casi por entero a través de las toberas estacionarias. 
1.2.2 Diseño moderno de acción 
La importancia de la eficiencia de la turbina de vapor ha seguido creciendo 
durante la última década. En la actualidad, no existe una turbina de acción pura. 
Los fabricantes están utilizando una combinación de características de diseño de 
reacción y de acción con el fin de mejorar todavía más la eficiencia de la turbina. 
Los fabricantes de la turbina tradicional de acción, quienes utilizan la construc-
ción básica de rueda y diafragma, han sido capaces de lograr, y muchas veces 
sobrepasar, el rendimiento de una turbina de reacción pura. Esto se realiza en 
etapas de alta presión, al añadir una pequeña cantidad de reacción para mejorar 
el rel'idimiento, sin necesidad de controles herméticos contra fugas o de incremen-
tar las fuerzas de empuje. Se diseñan paletas altas de baja presión, con más 
reacción que nunca antes, con la aplicación de códigos aerodinámicos avanzados 
para estas formas complejas de álabes. Los intersticios generosos de la construc-
ción de rueda y diafragma disminuyen la dependencia en el control hermético de 
las fugas. Los datos de campo han demostrado que estas turbinas modernas 
de acción mantendrán su alto nivel de rendimiento con el transcurso del tiempo 
y son mucho más tolerantes a la incrustación, lo cual puede tener un impacto 
significativo sobre las cargas de empuje. 
1.2.3 Construcción de una sola válvula contra válvulas múltiples 
Se encuentran unidades de una sola válvula (Fig. 1.5) cuando lo justifican las 
consideraciones económicas de la planta. Cuando se usan, segmentos por se-
parado del aro de toberas se controlan por medio de válvulas de corte de 
http://gratislibrospdf.com/
6 Capítulo uno
accionamiento manual. Pueden especificarse las válvulas manuales (flecha,
figura 1.6) para consumo reducido de vapor con carga parcial o sobrecarga, o bien,
para la carga de diseño con presiones reducidas del vapor. Las válvulas manuales
no son automáticas y sólo resultan valiosas cuando se accionan manualmente
según se necesite.
--
Figura 1.4 Flujo del vapor a través de las etapas de la turbina. (The Elliott Company, Jea-
nnette, Pa.)
Figura 1.5 Turbina de vapor de
Las turbinas de válvulas D
caída de presión a través de 1
consecuencia la pérdida por I
El beneficio principal de Ul
las boquillas que forman un :
cual permite una mejor relai
todas las toberas disponibles
diseños de los mecanismos d
de éstas de modo que las válv
anterior esté por completo a:
yen la mejor selección si se
Figura 1.6 Turbina de vapo
dio de una flecha. (Dresser-Bc
6 Capítulo uno 
accionamiento manual. Pueden especificarse las válvulas manuales (flecha, 
figura 1.6) para consumo reducido de vapor con carga parcial o sobrecarga, o bien, 
para la carga de diseño con presiones reducidas del vapor. Las válvulas manuales 
no son automáticas y sólo resultan valiosas cuando se accionan manualmente 
según se necesite. 
--
Figura 1.4 Flujo del vapor a través de las etapas de la turbina. (The Elliott Company, Jea-
nnette, Pa.) 
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es (flecha,
arga, obien,
manuales
ualmente
pany,Jea-
Introducción 7
Figura 1_5 Turbina de vapor de una sola válvula. (The Elliott Company, Jeannette, Pa.)
Las turbinas de válvulas múltiples (Fig. 1.7) limitan en forma automática la
caída de presión a través de las válvulas reguladoras, con lo que se minimiza en
consecuencia la pérdida por estrangulación.
El beneficio principal de una turbina de válvulas múltiples es el hecho de que
las boquillas que forman un arco corto son alimentadas por una sola válvula, lo
cual permite una mejor relación de velocidades que aquélla que se obtendría si
todas las toberas disponibles se alimentaran con la misma cantidad de vapor. Los
diseños de los mecanismos de distribución por válvulas escalonarán la apertura
de éstas de modo que las válvulas subsiguientes sólo se abrirán cuando la válvula
anterior esté por completo abierta. Las turbinas de válvulas múltiples constitu-
yen la mejor selección si se anticipan cambios frecuentes en la carga o salidas
Figura 1.6 Turbina de vapor de una sola válvula, indicándose la válvula manual por me-
dio de una flecha. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N.Y.)
Introducción 7 
Figura 1.5 Turbina de vapor de una sola válvula. (The Elliott Company, Jeannette, Pa.) 
Las turbinas de válvulas múltiples (Fig. 1.7) limitan en forma automática la 
caída de presión a través de las válvulas reguladoras, con lo que se minimiza en 
consecuencia la pérdida por estrangulación. 
El beneficio principal de una turbina de válvulas múltiples es el hecho de que 
las boquillas que forman un arco corto son alimentadas por una sola válvula, lo 
cual permite una mejor relación de velocidades que aquélla que se obtendría si 
todas las toberas disponibles se alimentaran con la misma cantidad de vapor. Los 
diseños de los mecanismos de distribución por válvulas escalonarán la apertura 
de éstas de modo que las válvulas subsiguientes sólo se abrirán cuando la válvula 
anterior esté por completo abierta. Las turbinas de válvulas múltiples constitu-
yen la mejor selección si se anticipan cambios frecuentes en la carga o salidas 
Figura 1.6 Turbina de vapor de una sola válvula, indicándose la válvula manual por me-
dio de una flecha. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N.Y.) 
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8 Capítulo uno
variables, o bien, cuando los flujos volumétricos de admisión serán elevados. La
disposición de válvulas múltiples suele mejorar la eficiencia en todo el rango de
operación de una turbina de vapor.
Las turbinas de una sola etapa se encuentran en seis clases de construcción.
La clase 1(de hierro fundido) es adecuada para presiones no mayores que 250 psig
(17.2 bar) (psig, pounds per square inch. gage, libras por pulgada cuadrada
manométricas) y para temperaturas que no sobrepasen 500°F (260°C). Si se
sobrepasa cualquiera de estos límites, se requiere la construcción de acero.
Las clases 2y 3 (de acero al carbono) incorporan características de construcción
adecuadas para una presión máxima de 700 psig (48.3 bar). El límite de
temperatura para la clase 2 es de 650°F, y de 750°F para la clase 3 (343 y 399°C,
respectivamente).
Para presiones superiores a 700 psig (48.3 bar), la fundición se forma a partir
de un patrón diferente y, de lo contrario, se utilizan características de construc-
ción adecuadas para una presión máxima de hasta 900 psig (62 bar). Se requieren
la clase 4, 5 o 6, dependiendo de la temperatura. La clase 4 (de acero al carbono)
es adecuada hasta para una temperatura máxima de 750°F (399°C). Para
temperaturas mayores que 750°F, o sea 399°C, se requieren aceros de aleación.
La clase 5 (de acero al carbono-molibdeno) se puede usar hasta 825°F (440°C), la
clase 6 (de acero al cromo-molibdeno) hasta 900°F (482°C).
Fi!¡lura 1.7 ~rbina de vapor de válvulasmúltiples. (Siemens Power Corporation,
Miluiaukee, Wts., y Erlangen, Alemania)
Nótese que estas clases de
presión de operación es de 700
operación superior a 750°F (3~
ración, se utiliza la construccié
palabras, se utiliza la construc
didas en la aleación de acero ac
acero al cromo-molibdeno hast
1.2.4 Consideraciones sobre ell
El balance de vapor para una
en virtud de los múltiples nivel
Sin embargo, se facilita más la
particular de vapor, por la al
pueden usar turbinas de cond
ción, según se requiera, al dís
las existentes.
Por ejemplo, se puede sumi
escape de una turbina de ca
selección dependería delnÚITI
ño del resto de la planta, dr
adaptabilidad simplifica el .
particular.
Los diagrainas de balance
han usado diversos tipos de
flecha como vapor para otro¡
1.3 Panorama general de I
y de sus controles
En las figuras 1.12a hasta
frecuente en las aplicaciones
hasta 1.12d se muestran dis
del cual se usa el vapor pan
más baja. En las figuras 1.12e
con el escape a la presión mé
un sumidero de calor.
En las figuras 1.12a y L
recta de condensación, tipo
entre su admisión y su esc:
En las figuras 1.12b Y
simples, en las que se disp
tracción no controlada, o n
cional al flujo que pasa más
escape, y, de este modo,estt
pia extracción. Las variacii
controladas.
8 Capítulo uno 
variables, o bien, cuando los flujos volumétricos de admisión serán elevados. La 
disposición de válvulas múltiples suele mejorar la eficiencia en todo el rango de 
operación de una turbina de vapor. 
Las turbinas de una sola etapa se encuentran en seis clases de construcción. 
La clase 1 (de hierro fundido) es adecuada para presiones no mayores que 250 psig 
(17.2 bar) (psig, pounds per square inch gage, libras por pulgada cuadrada 
manométricas) y para temperaturas que no sobrepasen 500°F (260°C). Si se 
sobrepasa cualquiera de estos límites, se requiere la construcción de acero. 
Las clases 2 y 3 (de acero al carbono) incorporan características de construcción 
adecuadas para una presión máxima de 700 psig (48.3 bar). El límite de 
temperatura para la clase 2 es de 650°F, y de 750°F para la clase 3 (343 y 399°C, 
respectivamente). 
Para presiones superiores a 700 psig (48.3 bar), la fundición se forma a partir 
de un patrón diferente y, de lo contrario, se utilizan características de construc-
ción adecuadas para una presión máxima de hasta 900 psig (62 bar). Se requieren 
la clase 4, 5 o 6, dependiendo de la temperatura. La clase 4 (de acero al carbono) 
es adecuada hasta para una temperatura máxima de 750°F (399°C). Para 
temperaturas mayores que 750°F, o sea 399°C, se requieren aceros de aleación. 
La clase 5 (de acero al carbono-molibdeno) se puede usar hasta 825°F (440°C), la 
clase 6 (de acero al cromo-molibdeno) hasta 900°F (482°C). 
Figura 1.7 Turbina de vapor de válvulas múltiples. (Siemens Power Corporation, 
Milwaukee, Wis., y Erlangen, Alemania) 
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, elevados.La
do el rango de
e construcción.
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econstrucción
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formaa partir
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).Serequieren
ro al carbono)
(399°C). Para
s de aleación.
°F (440°C),la
oration,
Introducción 9
Nótese que estas clases de materiales no definen la situación en la que la
presión de operación es de 700 psig (48.3 bar) o menos, con una temperatura de
operación superior a 750°F (399°C). Para esta combinación de límites de ope-
ración, se utiliza la construcción de clase 3, con el material apropiado. En otras
palabras, se utiliza la construcción para 700 psig (48.3 bar), con las piezas fun-
didas en la aleación de acero adecuada [acero al carbono-molibdeno hasta 825°F,
acero al cromo-molibdeno hasta 900°F (440 Y 482°C, respectivamente)).
1.2.4 Consideraciones sobre el balance de vapor
El balance de vapor para una planta de proceso puede ser bastante complicado,
en virtud de los múltiples niveles de presión del vapor que a menudo se requieren.
Sin embargo, se facilita más la selección de una turbina para satisfacer un balance
particular de vapor, por la amplia variedad de turbinas de que se dispone. Se
pueden usar turbinas de condensación, de contrapresión o con extracción/induc-
ción, según se requiera, al diseñar tanto las plantas nuevas como las adiciones a
las existentes.
Por ejemplo, se puede suministrar vapor para uso en procesos proveniente del
escape de una turbina de contrapresión o de una turbina con extracción. La
selección dependería del número de niveles de presión que intervengan, del dise-
ño del resto de la planta, del número de turbinas requeridas, etcétera. Esta
adaptabilidad simplifica el trabajo de optimización del balance de vapor en
particular.
Los diagrainas de balance de vapor de las figuras 1.8 a 1.11 ilustran cómo se
han usado diversos tipos de turbinas para suministrar tanto potencia para la
flecha como vapor para otros usos.
1.3 Panorama general de los tipos de turbinas de vapor
y de sus controles
En las figuras 1.12a hasta 1.12h se ilustran los tipos de turbinas de uso más
frecuente en las aplicaciones industriales y de cogeneración. En las figuras 1.12a
hasta 1.12d se muestran diseños sin condensación con su escape hacia un cabezal
del cual se usa el vapor para el proceso o para alimentar una turbina de presión
más baja. En las figuras 1.12ehasta 1.12hse representan unidades de condensación,
con el escape a la presión más baja que puede obtenerse, usando agua o aire como
un sumidero de calor.
En las figuras 1.12a y 1.12e se ilustran las turbinas recta sin condensación y
recta de condensación, tipos sencillos en los que no se extrae flujo de la turbina
entre su admisión y su escape.
En las figuras 1.12b y 1.12f se muestran las variaciones siguientes más
simples, en las que se dispone de vapor para el proceso proveniente de una ex-
tracción no controlada, o no automática. La presión de la extracción es propor-
cional al flujo que pasa más allá de esa extracción, a través de la unidad hasta su
escape, y, de este modo, está relacionada con el flujo de vapor de admisión y la pro-
pia extracción. Las variaciones pueden incluir dos o más de esas extracciones no
controladas.
Introducción 9 
Nótese que estas clases de materiales no definen la situación en la que la 
presión de operación es de 700 psig (48.3 bar) o menos, con una temperatura de 
operación superior a 750°F (399°C). Para esta combinación de límites de ope-
ración, se utiliza la construcción de clase 3, con el material apropiado. En otras 
palabras, se utiliza la construcción para 700 psig (48.3 bar), con las piezas fun-
didas en la aleación de acero adecuada [acero al carbono-molibdeno hasta 825°F, 
acero al cromo-molibdeno hasta 900°F (440 Y 482°C, respectivamente)]. 
1.2.4 Consideraciones sobre el balance de vapor 
El balance de vapor para una planta de proceso puede ser bastante complicado, 
en virtud de los múltiples niveles de presión del vapor que a menudo se requieren. 
Sin embargo, se facilita más la selección de una turbina para satisfacer un balance 
particular de vapor, por la amplia variedad de turbinas de que se dispone. Se 
pueden usar turbinas de condensación, de contrapresión o con extracción/induc-
ción, según se requiera, al diseñar tanto las plantas nuevas como las adiciones a 
las existentes. 
Por ejemplo, se puede suministrar vapor para uso en procesos proveniente del 
escape de una turbina de contrapresión o de una turbina con extracción. La 
selección dependería del número de niveles de presión que intervengan, del dise-
ño del resto de la planta, del número de turbinas requeridas, etcétera. Esta 
adaptabilidad simplifica el trabajo de optimización del balance de vapor en 
particular. 
Los diagramas de balance de vapor de las figuras 1.8 a 1.11 ilustran cómo se 
han usado diversos tipos de turbinas para suministrar tanto potencia para la 
flecha como vapor para otros usos. 
1.3 Panorama general de los tipos de turbinas de vapor 
y de sus controles 
En las figuras 1.12a hasta 1.12h se ilustran los tipos de turbinas de uso más 
frecuente enlas aplicaciones industriales y de cogeneración. En las figuras 1.12a 
hasta 1.12d se muestran diseños sin condensación con su escape hacia un cabezal 
del cual se usa el vapor para el proceso o para alimentar una turbina de presión 
más baja. En las figuras 1.12e hasta 1.12h se representan unidades de condensación, 
con el escape a la presión más baja que puede obtenerse, usando agua o aire como 
un sumidero de calor. 
En las figuras 1.12a y 1.12e se ilustran las turbinas recta sin condensación y 
recta de condensación, tipos sencillos en los que no se extrae flujo de la turbina 
entre su admisión y su escape. 
En las figuras 1.12b y 1.12f se muestran las variaciones siguientes más 
simples, en las que se dispone de vapor para el proceso proveniente de úna ex-
tracción no controlada, o no automática. La presión de la extracción es propor-
cional al flujo que pasa más allá de esa extracción, a través de la unidad hasta su 
escape, y, de este modo, está relacionada con el flujo de vapor de admisión y la pro-
pia extracción. Las variaciones pueden incluir dos o más de esas extracciones no 
controladas. 
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DOS turbinas de 1500 psig/900°F (103.4 bar/
482°C) impulsan los compresores grandes en
esta aplicación. Se usaron dos presiones dife-
rentes de extracción (400 y 255 psV27.6 y 17.6
bar, man), alimentándose el vapor de presión
BALANCE TlplCO DE VAPOR
más baja a un proceso y a la turbina más
pequeña. A continuación, el vapor de escape
de las tres turbinas se condensan a 4" de Hg
abs (135 mbar).
1500 psi¡¡l900'F
®® 103,4 bar/482°C
25000 hp 18 650 kW- 4 500 rlmin 20 000 hp 114 920 kW- 4800 rlmin
Control de
la temperatura Flujo A
FlujoB
FlujoC
Flujo total de la caldera
266oo0lblh 121 000 kglh
256 000 Iblh 116 000 kglh
50 000 Iblh 23 000 kglh
522 000 Iblh 237 000 kg/h
Extracción hacia
el proceso I
140 000 IbIh 64 000 k¡¡lh
a 400 psig a 27.6 bar
Extracción hacia
el procesó 11
150 000 IbIh 68 000 k¡¡lh
a 255 psig a 17.6 bar
LAS TRES TURBINAS usan vapor provenien-
te de la caldera a 900 psig/850°F (62 bar/
455°C). E(vapor se extrae de las dos unidades
más grandes a 410 psig (28.3 bar), para el pro-
ceso 1,Y el resto se condensa a 4" de Hg abs
(135 mbar). La turbina de contrapresión más
pequeña deja escapar el vapor a 190psig (13. 1
bar), para ser usado en el proceso 11.
BALANCE naco DE VAPOR
900 psi¡¡l650' F
©62 bar/4550C ®
35000 hpl26 100 kW1-
3 800 rlmin 7000 hpl5220 kW
8000 r/min
R~oA
Flujo B
Flujo e
Flujo total de la caldera
340000 IbIh
320000 IbIh
153000 IbIh
813000 IbIh
~~: :~ Extracciónhacia
69 000 k¡¡lh ~ proceso I
368 000 k¡¡lh ~~,~psi':" '~ ~3 ~
Escape hacia
el proceso 11
153000 IbIh 69 000 k¡¡lh
a 190 psig a 13.1 bar
En esta planta se aplicó el concepto de TUR- para las turbinas de baja presión. Entonces, el
BINA SUPERPUESTA, en donde se usa el vapor de escape de estas unidades de baja
escape de la turbina de alta presión para presión se condensa a 3.5" de Hg ~bs (120
satisfacer las demandas del proceso así como mbar).
BALANCE TlplCO DE CALOR
850 psig /9OO'F
58.6 bar/482°C
7000 hpl5220 kW - 8500 rlmin
H,O
Control de
la lerJ1>eratura 155 psi¡¡l600'F
©® 107 bar/31SoCEscape hacia el proceso
::~ ¡ 6000 h¡>'4475kW -8000 rlmin 1500 hpll120 kw
10800 r/mln
145000 IbIh
65000 IbIh
16000 IbIh
145000 IbIh
66 000 k¡¡lh
30 000 k¡¡lh
7000 k¡¡lh
66 000 k¡¡lh
AujoA
R~oB
Al40C
Flujo total de la caldera
Figura 1,8 Representaciones de balance de vapor que incorporan turbinas de va-
por de transmisión mecánica. (The Elliott Company, Jeannette, Pa.)
10
000 poi¡¡l62S'F
lIeR,'
35,0000
25 a 4500
4a S~
4'Hg
0.14 kGlcm2 abs
Figura 1,9 Balance típico de ea
Company, Fitchburg, Mass.)
1500 psi¡¡l650'F
105 k¡¡Ian' marJ4B2'C
600 paig
42 kglcm' man
200paig
,. Kglcm'9
Figura 1,10 Balance típicod
Fitchburg, Mass.)
GASSINT.1500 psi¡¡l9OO'C
105 kgian' marJ482'C
6a 10000hp
4. 8000KW
8 a 10 000 rpm
4'Hg (101.6mm)
0.14 Iq¡/cm'abs
Figura 1,11 Balance típico
Eitchburg, Mass.)
DOS turbinas de 1500 psig/900°F (103.4 bar! 
482°C) impulsan los compresores grandes en 
esta aplicación. Se usaron dos presiones dife-
rentes de extracción (400 y 255 psV27. 6 y 17.6 
bar, man), alimentándose el vapor de presión 
más baja a un proceso y a la turbina más 
pequeña. A continuación, el vapor de escape 
de las tres turbinas se condensan a 4" de Hg 
abs (135 mbar). 
BALANCE TlplCO DE VAPOR 
Control de 
la temperatura 
Extracción hacia 
el proceso I 
® 
1500 psil<'900'F 
103.4 bar/482°C 
25000 hp 18 650 kW - 4 500 r/min 
Flujo A 
FlujoB 
FlujoC 
266oo0lblh 121 000 kglh 
256 000 Ib/h 116 000 kg/h 
50 000 Ib/h 23 000 kglh 
522 000 Iblh 237 000 kg/h Flujo total de la caldera 
Extracción hacia 
el procesó 11 
® 
20 000 hp 114 920 kW - 4800 r/min 
140 000 11>'11 64 000 kglh 150 000 11>'11 68 000 kglh 
a 400 psig a 27.6 bar 
LAS TRES TURBINAS usan vapor provenien-
te de la caldera a 900 psig/850°F (62 bar! 
455°C). E(vaporse extrae de las dos unidades 
más grandes a 410 psig (28.3 bar), para el pro-
a 255 psig a 17.6 bar 
ceso 1, Y el resto se condensa a 4" de Hg abs 
(135 mbar). La turbina de contrapresión más 
pequeña deja escapar el vapor a 190 psig (13. 1 
bar), para ser usado en el proceso 11. 
BAlANCE TlplCO DE VAPOR 
R~oA 
Flujo B 
AujoC 
Flujo tolal de la caldera 
340000 IbIh 
320000 IbIh 
153000 IbIh 
813000 IbIh 
® © 
35000 h¡:V26 100 kW 1-
3 600 r/min 7000 h¡:V5220 kW 
~~: :~ Extracción hacia 
69 000 kglh ~ proceso t 
368 000 kglh ~~,~P,;':" '~ ~3 ~ 
Escape hacia 
el proceso 11 
8000 r/min 
153 000 IbIh 69 000 kglh 
a 190 psig a 13.1 bar 
En esta planta se aplicó el concepto de TUR-
BINA SUPERPUESTA, en donde se usa el 
escape de la turbina de alta presión para 
satisfacer las demandas del proceso así como 
para las turbinas de baja presión. Entonces, el 
vapor de escape de estas unidades de baja 
presión se condensa a 3.5" de Hg cibs (120 
mbar). 
Escape hacia e{ proceso 
::~ ¡ 
Flujo A 
R~oB 
A~oC 
Aujo total de la caldera 
BALANCE TlplCO DE CALOR 
850 psig /9OO'F 
145000 IbIh 
65000 IbIh 
16000 IbIh 
145000 IbIh 
58.6 bar/482°C 
66 000 kglh 
30 000 kglh 
7000 kglh 
66 000 kglh 
® 
7000 h¡:V5220 kW - 8500 r/min 
155 psil<'6OO'F 
® 107 bar/ 31SaC © 
6000 h¡:V4475 kW -8000 r/min 1500 h¡:V1120 kw 
10800 r/mln 
Figura 1.8 Representaciones de balance de vapor que incorporan turbinas de va-
por de transmisión mecánica. (The Elliott Company, Jeannette, Pa.) 
10 
http://gratislibrospdf.com/
iJa más
escape
'deHg
Introducción
900 poIg'825'F
63 k¡¡'cm' man/44O'C
MCR#1 MCR#2 PROPANO
JOa50oooh¡J
20 a 40 000 KW
3a 4000rpm
35a6Ooooh¡J
25 a 45 000 KW
4a 5000 rpm
35a 60000 h¡J
25 a 45 000 KW
4a 5000rpm
4'Hg
0.14 kQlcm2 abs
4'Hg
0.14 kg/cm2 abs
4'Hg
0.14 kOfcm2 abs
Figura 1,9 Balance típico de calor para plantas de gas natural licuado. (General Electric
Company, Fitchburg, Mass.)
1500 psig/950'F
gabs
n más
g(13.1
105 k¡¡'cm' man/482'C
GAS DE CARGA
9.20000hp
7.,5000 KW
7. 10000 rpm
4'Hg
0.14 Iq¡/cm2 abs
30.60000 hp
22.44000 KW
6.6000rpm
4' Hgabs (101.6 mm)
0.14 kg/cm2 abs
600psig
42 k¡¡'cm' man
30a 60000 hp
22.44000 KW
3a 6000rpm
4' Hgabs (101.6 mm)
0.'4 kg/cm2 abs
200psig
14 Kg/Cm'g
s, el
baja
(120
Figura 1,10 Balance típico de calor para plantas de etileno. (General Electric Company,
Fitchburg, Mass.)
GAssINT.1500 psig/900'C
2O.45oooh¡J
15.33000 KW
10 a 14 000 rpm
BALANCE TIPICO DE CALOR DEL AMONIACO105 kg/an' man/482'C
585 poIg/625'F
12815000 h¡J
9.,2000 KW
4a 6000 rpm
6810000hp
48 8000KW
8810000 rpm
kw- 6810000hp4a 8000KW8 a 10 (XX) rpm
4'Hg (101.6mm)
0.14 kg/cm2 abs
4'Hg (101.6 mm)
0.14 kQlcm2 abs
4' Hg(101.6 mm)
0.14 kg/cm2 abs
de va- Figura 1,11 Balance típico de calor para plantas de amoniaco. (General Electric Company,
Fitchburg, Mass.)
11
63 k¡¡lcm' man/4WC 
MCR#1 
4' Hg 
35 a 60 000 hp 
25 a 45 000 KW 
4a 5000rpm 
MCR#2 
4'Hg 
35.60000 hp 
25 a 45 000 KW 
4a 5000rpm 
Introducción 11 
4' Hg 
30 a 50 000 hp 
20 a 40 000 KW 
3a 4000rpm 
0.14 kQlcm2 abs 0.14 kg/cm2 abs 0.14 iq¡/cm'abs 
Figura 1,9 Balance típico de calor para plantas de gas natural licuado. (General Electric 
Company, Fitchburg, Mass.) 
1500 psig/950'F 
lOS iq¡/cm' man/482'C 
GAS DE CARGA 
6OOpoig 
42 k¡¡lcm' man 
2OOpoig 
14 Kg/Cm'g 
30 a 6O<XXl hp 
22a44<XXlKW 
S. SOl)rpm 
4' Hg .bs (101.S mm) 
0.14 kQlcm2 abs 
30a 6O<XXl hp 
22. 44<XXl KW 
3. SOl)rpm 
4'Hg .bs (101.S mm) 
0.'4 kg/cm2 abs 
9.2O<XXlhp 
7.,5<XXl KW 
7. 100l) rpm 
4'Hg 
0.14 kQlcm2 abs 
Figura 1,10 Balance típico de calor para plantas de etileno. (General Electric Company, 
Fitchburg, Mass.) 
1500 psig/OOO'C 
lOS kg/cm' man/482'C 
585 psig/S25'F 
GASSINT. 
Sal0000hp 
4a 8000KW 
8 a 10 (XX) rpm 
4'Hg (101 .S mm) 
0.14 kg/cm2 abs 
20.45000 hp 
15.33000 KW 
10. 14000 rpm 
BALANCE T(PICO DE CALOR DEL AMONIACO 
S.,0ooohp 
4. 8000KW 
8. lO <XXl rpm 
4' Hg (1 01.S mm) 
0.14 kg/cm2 abs 
'2.,5000 hp 
9.,2000 KW 
4a S 000 rpm 
4'Hg (101.S mm) 
0.14 kQlcm2 abs 
Figura 1,11 Balance típico de calor para plantas de amoIÚaco. (General Electric Company, 
Fitchburg, Mass.) 
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12 Capítulo uno
En las figuras 1.12cy 1.12g se ilustran unidades con extracción automática que
suministran vapor de proceso a una presión controlada. Las válvulas de control
de la extracción regulan el flujo hacia la sección de escape de la turbina. Si un
aumento en la demanda del proceso hiciera que la presión de la extracción cayera
por debajo del valor de ajuste, la válvula se cierra, con loque se reduce el flujohacia
la sección de escape, elevando la presión de la extracción y desviando un flujo
adicional hacia esa extracción.
En las figuras 1.12d y 1.12h se muestran unidades de doble extracción
automática, en las que un segundo juego de válvulas internas de control de la
extracción dan lugar a una extracción controlada a dos presiones. Aun cuando no
se muestra aquí, la triple extracción automática es una variación adicional.
La figura 1.13 es un diagrama esquemático en el que se indica en dónde se
aplican estos diversos tipos de turbinas. Los rangos de presión seleccionados para
las calderas y las líneas de proceso se eligieron para la ilustración. Las turbinas
superpuestas, caldera de alta presión (HP, high pressure) a mediana presión
Válvulas de control de la admisión
Admisiónde vapor
Escape
a - RECTA DE CONDENSACiÓN (SNC. STRAIGHT NONCONDENSING)-'"~~_rro
Extraa:ión Escape
b - SIN CONDENSACiÓN CON UNA SOLA EXTRACCiÓN NO AUTOMÁTICA (SNAXNC. SINGLE NONAUTOMATIC EXTRACTlON NONCONDENSING)
Admisión de vapor
e - SIN CONDENSACiÓN CON UNA SOLA EXTRACCiÓN AUTOMÁTICA (SAXNC. SINGLE AUTOMATIC EXTRACTlON NONCONDENSING)
Admisión de vapor t a.
1a. Extr. 2a. Extr. Escape
d - SIN CONDENSACiÓN CON DOBLE EXTRACCiÓN AUTOMÁTICA (DAXNC)
Figura 1.12 Tipos básicos de turbinas industriales de vapor. (General
Electric Company, Fitchburg, Mass.)
(MP), se usan en donde se re
presión más alta, para ganar ~
una turbina de fondo, desde t
recuperar energía, cuando se!
forma permanente opor temj
Las unidades representati'
de modo que toman elvapor dI
en los casos sin condensac'
condensación. En donde seam
para ser usados con caldera:
pueden diseñar para admitir
o mezclada), cuando el vapor
des del proceso.
En la figura 1.14 se ilust
turbinas que acaban de dese!
VálvulasdecontroldeI
e-RECTJ~~~~ftuJ+f
Extracción
1- DE CONDENSACiÓN CONUN~~""'~~.
Extracción
9 _ DE CONDENSACiÓNCON I~~"._~g
1a. Extr. 2
h -DE CONDENSACiÓNCI
Figura 1.12 (Continuación)
12 Capítulo uno 
En las figuras 1.12c y 1.12g se ilustran unidades con extracción automática que 
suministran vapor de proceso a una presión controlada. Las válvulas de control 
de la extracción regulan el flujo hacia la sección de escape de la turbina. Si un 
aumento en la demanda del proceso hiciera que la presión de la extracción cayera 
por debajo del valor de ajuste, la válvula se cierra, con lo que se reduce el flujo hacia 
la sección de escape, elevando la presión de la extracción y desviando un flujo 
adicional hacia esa extracción. 
En las figuras 1.12d y 1.12h se muestran unidades de doble extracción 
automática, en las que un segundo juego de válvulas internas de control de la 
extracción dan lugar a una extracción controlada a dos presiones. Aun cuando no 
se muestra aquí, la triple extracción automática es una variación adicional. 
La figura 1.13 es un diagrama esquemático en el que se indica en dónde se 
aplican estos diversos tipos de turbinas. Los rangos de presión seleccionados para 
las calderas y las líneas de proceso se eligieron para la ilustración. Las turbinas 
superpuestas, caldera de alta presión (HP, high pressure) a mediana presión 
Válvulas de control de la admisión 
Admisión de vapor 
Escape 
a - RECTA DE CONDENSACIÓN (SNC, STRAIGHT NONCONDENSING) 
, -'"~~fIIH IIIIIT o 
Extracción Escape 
b - SIN CONDENSACIÓN CON UNA SOLA EXTRACCIÓN NO AUTOMÁTICA (SNAXNC, SINGLE NONAUTOMATIC EXTRACTlON NONCONDENSINGI 
Admisión de vapor 
Extracción Escape 
e - SIN CONDENSACIÓN CON UNA SOLA EXTRACCiÓN AUTOMÁTICA (SAXNC, SINGLE AUTOMATIC EXTRACTlON NONCONDENSING) 
Admisión de vapor 
1a. Extr. 2a. Extr. Escape 
d - SIN CONDENSACiÓN CON DOBLE EXTRACCIÓN AUTOMÁTICA (DAXNC) 
Figura 1.12 Tipos básicos de turbinas industriales de vapor. (General 
Electric Company, Fitchburg, Mass.J 
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áticaque
decontrol
ina. Si un
ión cayera
ujohacia
o un flujo
Introducción 13
xtracción
trol de la
uandono
cional.
dóndese
adospara
turbinas
a presión
(MP), se usan en donde se reemplaza una caldera existente por otra con una
presión más alta, para ganar generación adicional y mejorar la eficiencia. Se usa
una turbina de fondo, desde una presión de proceso hacia el condensador, para
recuperar energía, cuando se reducen las necesidades de calor para el proceso, en
forma permanente o por temporadas.
Las unidades representativas de las figuras 1.12a hasta la 1.12h se muestran
de modo que toman el vapor de la caldera MP, realizan su escape hacia el proceso,
en los casos sin condensación, y hacia el condensador, en los diseños de
condensación. En donde sea necesario, cualquiera de estos tipos se pueden diseñar
para ser usados con calderas HP. Las unidades con extracción automática se
pueden diseñar para admitir vapor de una línea de proceso (presión de admisión
omezclada), cuando el vapor disponible de otras fuentes sobrepasa las necesida-
des del proceso.
En la figura 1.14 se ilustran en sección transversal cuatro de los tipos de
turbinas que acaban de describirse.
Válvulasde controlde la admisión
~"'.~"~_ Carcasa
Carga
Escape
e - RECTA DE CONDENSACiÓN (SC)
-"·~ffwBffiBo
Extracción Escape
1- DE CONDENSACiÓN CON UNA SOLA EXTRACCiÓN NO AUTOMÁ TlCA(SNAXC)
M.~"~~~
Extracción Escape
g- DE CONDENSACiÓN CON UNASOLA EXTRACCiÓN AUTOMÁTICA (SAXC)
Válvulasde controlde la 2a. extracción~~.'~~Wll&J
la. Extr. 2a. Extr. Escape
h - DE CONDENSACiÓN CON DOBLE EXTRACCiÓN AUTOMÁTICA(DAXC)
NDENSING)
Figura 1.12 (Continuación)
Introducción 13 
(MP), se usan en donde se reemplaza una caldera existente por otra con una 
presión más alta, para ganar generación adicional y mejorar la eficiencia. Se usa 
una turbina de fondo, desde una presión de proceso hacia el condensador, para 
recuperar energía, cuando se reducen las necesidades de calor para el proceso, en 
forma permanente o por temporadas. 
Las unidades representativas de las figuras 1.12a hasta la 1.12h se muestran 
de modo que toman el vapor de la caldera MP, realizan su escape hacia el proceso, 
en los casos sin condensación, y hacia el condensador, en los diseños de 
condensación. En donde sea necesario, cualquiera de estos tipos se pueden diseñar 
para ser usados con calderas HP. Las unidades con extracción automática se 
pueden diseñar para admitir vapor de una línea de proceso (presión de admisión 
o mezclada), cuando el vapor disponible de otras fuentes sobrepasa las necesida-
des del proceso. 
En la figura 1.14 se ilustran en sección transversal cuatro de los tipos de 
turbinas que acaban de describirse.Escape 
e - RECTA DE CONDENSACiÓN (SC) 
Extracción Escape 
1- DE CONDENSACiÓN CON UNA SOLA EXTRACCiÓN NO AUTOMÁ T1CA(SNAXC) 
Extracción Escape 
g- DE CONDENSACiÓN CON UNASOLA EXTRACCiÓN AUTOMÁTICA (SAXC) 
la. Extr. 2a. Extr. Escape 
h - DE CONDENSACiÓN CON DOBLE EXTRACCiÓN AUTOMÁTICA (DAXC) 
Figura 1.12 (Continuación) 
http://gratislibrospdf.com/
o A 100 psig
14 Capítulo uno
CALDERA DE
ALTA PRESiÓN
1000 A 2000 psig
~--------------------~r--
z-o
~oz
o'-'wo
200 A 1000 psigCALDERA DE
MEDIANA PRESiÓN
I
(,1
~loW o'" z~ o"i ~
•• W
m O
CONDENSADOR PRESiÓN DE 1 A 5 in de Hg ABS
_-1.._-'-_'-- '--_ VAclo DE 29 A 25 in de Hg
LlNEA DE PROCESO (HP)
CALDERA DE RECUPERACIÓN
DE CALOR DE DESECHO
LlNEA DE PROCESO (LP)
Recta sin
Figura 1.14 Vistas de sección1
de transmisión mecánica. (Gene;
Figura 1.13 Diagrama esquemático en el que se ilustran los regímenes de aplicación de
diversos tipos de turbinas de vapor. (General Electric Company, Fitchburg, Mass.) (LP,
low pressure, baja presión.)
1.3.1 Recta sin condensación
La mayor parte de la caíd
toberas en los diafragmas e
das mediante resortes, se s
A la derecha se muestra
La configuración más sencilla de una turbina de vapor es el diseño de recta sin
condensación. La salida de la turbina es función de las condiciones iniciales del
vapor, de la presión de escape de la propia turbina y de la demanda de vapor del pro-
ceso. La producción de potencia de este tipo de unidad queda limitada por la
demanda del proceso, a menos que se cree una demanda artificial mediante el
uso de un desfogue del vapor en el escape.
En la figura 1.14a se muestra una sección transversal de una turbina típica de
vapor sin condensación. En la caja superior se muestran las válvulas de admisión
de disco con movimiento vertical, las que se colocan en posición mediante levas.
La caja está formada por dos mitades, cada una de ellas fabricada a partir de una
sola pieza fundida de acero. El pedestal frontal, mostrado a la izquierda, contiene
el cojinete de empuje, la primera chumacera y los aparatos de control. La turbina
se encuentra anclada en su extremo de escape. La expansión térmica de la carca-
sa es absorbida por el soporte flexible que está debajo del pedestal frontal. La
trayectoria del vapor es el correspondiente a la de acción, del tipo de rueda y
diafragma, en el que las paletas móviles van montadas en la periferia de las ruedas
maquinadas a partir de una forja maciza. Los diámetros de las empaquetadu-
ras entre las ruedas se hacen pequeños para minimizar las fugas por las
empaquetaduras entre las etapas. Una flecha de diámetro pequeño actúa para
minimizar los esfuerzos térmicos transitorios, con lo que optimiza las caracterís-
ticas de arranque y de carga.
1.3.2 Sin condensación con E
Las plantas industriales qt
presión se pueden beneficü
flexibilidad para responde
mandas de vapor, tanto en
En los últimos años, se
transmisión mecánica con(
del vapor de admisión de6
(100 bar/510°C). Las presi:
para la alta presión, y de 2
típicas del amplio espectr
industriales en donde se ~
1.3.3 De condensación con
Estas unidades proporcior
de controlar la generació
cabezales para los proce
14 Capítulo uno 
CALDERA DE 
AlTA PRESiÓN 
CALDERA DE 
MEDIANA PRESIÓN 
CALDERA DE RECUPERACIÓN 
DE CALOR DE DESECHO 
1()()() A 2000 psig 
~--------------------------~--
200 A 1()()() psig 
~--o-~ __ ~------o-~r-----J---
z 
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~ 
<.> 
w 
o 
LINEA DE PROCESO (HP) 
LINEA DE PROCESO (LP) 
w o 
'" z ~ o 
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.. w 
m O 
o A 100 psig 
~1 o 
CONDENSADOR PRESiÓN DE 1 A 5 in de Hg ABS 
__ -L __ -L---''--__________ ---''--_ VAclo DE 29 A 25 in de Hg 
Figura 1.13 Diagrama esquemático en el que se ilustran los regímenes de aplicación de 
diversos tipos de turbinas de vapor. (General Electric Company, Fitchburg, Mass.) (LP, 
low pressure, baja presión.) 
1.3.1 Recta sin condensación 
La configuración más sencilla de una turbina de vapor es el diseño de recta sin 
condensación. La salida de la turbina es función de las condiciones iniciales del 
vapor, de la presión de escape de la propia turbina y de la demanda de vapor del pro-
ceso. La producción de potencia de este tipo de unidad queda limitada por la 
demanda del proceso, a menos que se cree una demanda artificial mediante el 
uso de un desfogue del vapor en el escape. 
En la figura 1.14a se muestra UlÍa sección transversal de una turbina típica de 
vapor sin condensación. En la caja superior se muestran las válvulas de admisión 
de disco con movimiento vertical, las que se colocan en posición mediante levas. 
La caja está formada por dos mitades, cada una de ellas fabricada a partir de una 
sola pieza fundida de acero. El pedestal frontal, mostrado a la izquierda, contiene 
el cojinete de empuje, la primera chumacera y los aparatos de control. La turbina 
se encuentra anclada en su extremo de escape. La expansión térmica de la carca-
sa es absorbida por el soporte flexible que está debajo del pedestal frontal. La 
trayectoria del vapor es el correspondiente a la de acción, del tipo de rueda y 
diafragma, en el que las paletas móviles van montadas en la periferia de las ruedas 
maquinadas a partir de una forja maciza. Los diámetros de las empaquetadu-
ras entre las ruedas se hacen pequeños para minimizar las fugas por las 
empaquetaduras entre las etapas. Una flecha de diámetro pequeño actúa para 
minimizar los esfuerzos térmicos transitorios, con lo que optimiza las caracterís-
ticas de arranque y de carga. 
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de Hg ABS
deHg
icacién ds
'ass.)(LP,
e recta sin
iciales del
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ada por la
ediante el
a típica de
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ante levas.
. deuna
a,contiene
a turbina
e la carca-
ontal. La
e rueda y
lasruedas
aquetadu-
por las
ctúa para
aracterís-
Introducción 15
Recta sin condensación
(a)
Figura 1.14 Vistas deseccióntransversal deturbinas devaportípicas
de transmisión mecánica.(General Electric Company, Fitchburg, Mass.)
La mayor parte de la caída de presión en las etapas tiene lugar a través de las
toberas en los diafragmas estacionarios. Las empaquetaduras de anillo, apoya-
das mediante resortes, se sellan contra la flecha giratoria.
A la derecha se muestra el acoplamiento sólido hacia la carga impulsada.
1.3.2 Sin condensación con extracción automática
Las plantas industriales que tienen demandas de vapor a dos o más niveles de
presión se pueden beneficiar con el uso de estas turbinas. Éstas proporcionan la
flexibilidad para responder de manera automática a las variaciones en las de-
mandas de vapor, tanto en la extracción como en el escape.
En los últimos años, se han producido turbinas típicas sin condensación de
transmisión mecánica con capacidades nominales de 10"él40MW, con condiciones
del vapor de admisión de 600 psig/750°F (41.3 bar/400°C) hasta 1450 psig/950°F
(100 bar/510°C). Las presiones de extracción de 150 a 650 psig (10.3 a 44.8 bar),
para la alta presión, y de 25 a 200 psig (1.7 a 13.8 bar), para la baja presión, son
típicas del amplio espectro de las condiciones del vapor usadas en las plantas
industriales en donde se aplican estas unidades.
1.3.3 De condensación con extracción automática
Estas unidades proporcionan flexibilidad adicional en la operación y la capacidad
de controlar la generación de energía eléctrica, así como las presiones en los
cabezales para los procesos. Resultan muy adecuadas para los sistemas de
Recta sin condensación 
(a) 
Introducción 15 
Figura 1.14 Vistas de sección transversal de turbinas de vapor típicas 
de transmisión mecánica. (General Electric Company, Fitchburg, Mass.) 
La mayor parte de la caída de presión en las etapas tiene lugar a través de las 
toberas en los diafragmas estacionarios. Las empaquetaduras de anillo, apoya-
das mediante resortes, se sellan contra la flecha giratoria. 
A la derecha se muestra el acoplamiento sólido hacia la carga impulsada. 
1.3.2 Sin condensación con extracción automática 
Las plantas industriales que tienen demandas de vapor a dos o más niveles de 
presión se pueden beneficiarcon el uso de estas turbinas. Éstas proporcionan la 
flexibilidad para responder de manera automática a las variaciones en las de-
mandas de vapor, tanto en la extracción como en el escape. 
En los últimos años, se han producido turbinas típicas sin condensación de 
t ransmisión mecánica con capacidades nominales de 10"a 40 MW, con condiciones 
del vapor de admisión de 600 psig/750°F (41.3 bar/400°C) hasta 1450 psig/950°F 
(100 bar/510°C). Las presiones de extracción de 150 a 650 psig (10.3 a 44.8 bar), 
para la alta presión, y de 25 a 200 psig (1.7 a 13.8 bar), para la baja presión, son 
t ípicas del amplio espectro de las condiciones del vapor usadas en las plantas 
industriales en donde se aplican estas unidades. 
1.3.3 De condensación con extracción automática 
Estas unidades proporcionan flexibilidad adicional en la operación y la capacidad 
de controlar la generación de energía eléctrica, así como las presiones en los 
cabezales para los procesos. Resultan muy adecuadas para 'los sistemas de 
http://gratislibrospdf.com/
I
ti:
16 Capítulo uno
generación por terceros, debido a su capacidad para manejar las variaciones en
los requisitos del vapor que se extrae, manteniendo al mismo tiempo la entrega
de energía eléctrica a la empresa de servicio. Se puede determinar su tamaño para
que generen electricidad considerablemente en exceso de la asociada con los flujos
de extracción de vapor.
De condensaciól
Figura 1.14 (Continuación)
Cuando el flujo de extraer
a través de la turbina, no
distribución por válvulas de
En la figura 1.14b se mue
extracción automática. Se
sencillo, con dos cojinetes. El
por leva y una caja de toben
turbinas con presiones de at
también se utiliza una con
admisión y las válvulas de e
y la temperatura del vapor
proporciona la mayor flexil
máquinas que deben tole]
mecanismo de distribució
también es un .diseño de
mecanismo de levantamiel
que se encuentra dividida
número especificado de tob
para estas válvulas es :t]
principal del mecanismo u
su capacidad para control
pequeña, hacia la sección (
esa sección.
En la figura 1.14c se nn
extracción automática. E!
dos cojinetes. La carcasa
segunda extracción, usai
inferior de la carcasa est:
válvulas de admisión son
De condensación con una sola extracción automática
(b)
De condensación con doble extracción automática
(c)
Figura 1.14 (Continuación)
16 Capítulo uno 
generación por terceros, debido a su capacidad para manejar las variaciones en 
los requisitos del vapor que se extrae, manteniendo al mismo tiempo la entrega 
de energía eléctrica a la empresa de servicio. Se puede determinar su tamaño para 
que generen electricidad considerablemente en exceso de la asociada con los flujos 
de extracción de vapor. 
De condensación con una sola extracción automática 
(b) 
De condensación con doble extracción automática 
(c) 
Figura 1.14 (Continuación) 
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Introducción 17
De condensación con doble extracción automática
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Figura 1.14 (Continuación)
Cuando el flujo de extracción o de admisión son mayores que el 25% del flujo
a través de la turbina, normalmente se usa un mecanismo automático de
distribución por válvulas de extracción/admisión.
En la figura 1.14b se muestra una turbina de vapor de condensación y una sola
extracción automática. Se trata de una máquina de una sola carcasa y flujo
sencillo, con dos cojinetes. En esta máquina se utilizan válvulas de levantamiento
por leva y una caja de toberas de 3600• Esta última por lo general se aplica en las
turbinas con presiones de admisión de más de 900 psig (62.0 bar). En esta turbina
también se utiliza una construcción de casco doble entre la caja de toberas de
admisión y las válvulas de extracción. Este diseño de casco doble limita la presión
y la temperatura del vapor a las que se expone la carcasa exterior. Este diseño
proporciona la mayor flexibilidad en la carcasa de la turbina, requerida por las
máquinas que deben tolerar variaciones en el proceso. La configuración del
mecanismo de distribución por válvulas en la extracción de la figura 1.14b
también es un .diseño de válvula de disco con movimiento vertical, con un
mecanismo de levantamiento por varilla. La caja de vapor es un diseño fabricado
que se encuentra dividida para hacer pasar el flujo desde cada válvula hacia un
número especificado de toberas en el diafragma de extracción. El rango de control
para estas válvulas es ±10% de la presión normal en esa etapa. El beneficio
principal del mecanismo interno de distribución por válvulas en la extracción es
su capacidad para controlar el flujo, desde una amplia abertura hasta sólo una
pequeña, hacia la sección de condensación, según se requiera para mantener fría
esa sección.
En la figura 1.14c se muestra una turbina de vapor de condensación con doble
extracción automática. Es una máquina de una sola carcasa y flujo sencillo, con
dos cojinetes. La carcasa comprende un casco de acero fundido, después de la
segunda extracción, usando una unión vertical. Los componentes superior e
inferior de la carcasa están atornillados entre sí con una unión horizontal. Las
válvulas de admisión son de disco con movimiento vertical, con un mecanismo de
Introducción 17 
De condensación con doble extracción automática 
(d) 
Figura 1.14 (Continuación) 
Cuando el flujo de extracción o de admisión son mayores que el 25% del flujo 
a través de la turbina, normalmente se usa un mecanismo automático de 
distribución por válvulas de extracción/admisión. 
En la figura 1.14b se muestra una turbina de vapor de condensación y una sola 
extracción automática. Se trata de una máquina de una sola carcasa y flujo 
sencillo, con dos cojinetes. En esta máquina se utilizan válvulas de levantamiento 
por leva y una caja de toberas de 3600 • Esta última por lo general se aplica en las 
turbinas con presiones de admisión de más de 900 psig (62.0 bar). En esta turbina 
también se utiliza una construcción de casco doble entre la caja de toberas de 
admisión y las válvulas de extracción. Este diseño de casco doble limita la presión 
y la temperatura del vapor a las que se expone la carcasa exterior. Este diseño 
proporciona la mayor flexibilidad en la carcasa de la turbina, requerida por las 
máquinas que deben tolerar variaciones en el proceso. La configuración del 
mecanismo de distribución por válvulas en la extracción de la figura 1.14b 
también es un .diseño de válvula de disco con movimiento vertical, con un 
mecanismo de levantamiento por varilla. La caja de vapor es un diseño fabricado 
que se encuentra dividida para hacer pasar el flujo desde cada válvula hacia un 
número especificado de toberas en el diafragma de extracción. El rango de control 
para estas válvulas es ±10% de la presión normal en esa etapa. El beneficio 
principal del mecanismo interno de distribución por válvulas en la extracción es 
su capacidad para controlar el flujo, desde una amplia abertura hasta sólo una 
pequeña, hacia la sección de condensación, según se requiera para mantener fría 
esa sección. 
En la figura 1.14c se muestra una turbina de vapor de condensación con doble 
extracción automática. Es una máquina de una sola carcasa y flujo sencillo, con 
dos cojinetes. La carcasa comprende un casco de acero fundido, después de la 
segunda extracción, usando una unión vertical. Los componentes superior e 
inferior de la carcasa están atornillados entre sí con una unión horizontal. Las 
válvulas de admisión son de disco con movimiento vertical, con un mecanismo de 
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18 Capítulo uno
levantamiento por varilla. Las válvulas de extracción que se ilustran para la
primera extracción son de carrete interior. Con las válvulas de carrete, un árbol
de levas horizontal y externo levanta cuatro vástagos verticales. Cada vástago
coloca en posición dos válvulas internas de carrete, cada una de ellas en las
mitades superior e inferior de la turbina. Las válvulas están diseñadas para abrir
en forma secuencial,suministrando la ventaja de eficiencia de las admisiones de
arcos parciales múltiples hacia el grupo de la etapa inmediato corriente abajo.
Para la segunda extracción, se muestra una válvula de extracción de flujo axial.
Las válvulas de rejilla o de flujo axial son adecuadas para aplicaciones de baja
presión y altos flujos volumétricos. El beneficio adicional es el claro relativamen-
te corto que se requiere. En el extremo debaja presión, que es el extremo de propul-
sión, se muestra un aparato de palanca para el arranque que se usa para hacer
girar la flecha cuando la turbina se está enfriando. A menudo se utilizan estos apa-
ratos en turbinas de elevada temperatura de admisión, por arriba de 850°F
(455°C), Ycuando el claro del cojinete es mayor que 150 pulgadas (3810 mm),
La turbina con doble extracción automática que se muestra en la figura 1.14d
tiene el mismo mecanismo de distribución por válvulas en la admisión que la
máquina antes descrita pero, para la primera extracción, tiene uno de estos
mecanismos de levantamiento por levas, con una caja fundida de toberas. Éste
es el diseño que se usa normalmente para presiones moderadas de extracción, que
van desde 650 hasta 250 psig (45 a 17 bar). En la segunda extracción se usa el di-
seño de válvula de carrete levantada por varilla.
El volumen del vapor aumenta con rapidez conforme ese vapor se expande
hasta la presión del condensador. Por tanto, la longitud de las paletas (álabes que
forman el rotor de la turbina) se incrementa con rapidez entre la admisión de la
sección de LP y las paletas de la última etapa.
Hoy en día existe una amplia variedad de diseños de paletas aplicadas a las
turbinas de vapor. Las colas de milano tangenciales tradicionales pueden no
suministrar la capacidad centrífuga adecuada en las máquinas de alta velocidad,
como las aplicadas en las turbinas de gas sintético. En este caso, las colas de
milano axiales de entrada y características como los diseños integrales y de cu-
bierta doble dan lugar a la confiabilidad a largo plazo y al amplio rango de
velocidades necesarios para las aplicaciones de transmisión mecánica. Las altas
paletas de la sección de condensación han sido la evolución partiendo de la tec-
nologíadel motor aeronáutico y de las turbinas de gas. Se aplican características
como las colas de milano axiales de entrada y las cubiertas de fijación en Z con
el fin de amortiguar la vibración y disminuir los factores de respuesta, para per-
mitir cargas mayores sobre las paletas con una confiabilidad más alta. Más ade-
lante, en este texto, se muestran ejemplos de paletas de acción.
La operación sobre un amplio rango de velocidades añade un grado significati-
vo de complejidad para el diseñador de turbinas. Se necesita la predicción exacta
de la frecuencia y esfuerzos de los álabes para garantizar el nivel de confiabilidad
que en la actualidad se espera.
1.3.4 Consideraciones básicas sobre el control del vapor
La naturaleza de la carga impulsada así como la necesidad de calor para poten-
cia y para procesos influyen en la selección de un tipo particular de turbina. Un
juego de válvulas sólopuede controlar un parámetro a la vez:velocidad/carga, pre-
sión de admisión, presión de extracción o presión de escape. El control de un se-
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18 Capítulo uno 
levantamiento por varilla. Las válvulas de extracción que se ilustran para la 
primera extracción son de carrete interior. Con las válvulas de carrete, un árbol 
de levas horizontal y externo levanta cuatro vástagos verticales. Cada vástago 
coloca en posición dos válvulas internas de carrete, cada una de ellas en las 
mitades superior e inferior de la turbina. Las válvulas están diseñadas para abrir 
en fonna secuencial, suministrando la ventaja de eficiencia de las admisiones de 
arcos parciales múltiples hacia el grupo de la etapa inmediato corriente abajo. 
Para la segunda extracción, se muestra una válvula de extracción de flujo axial. 
Las válvulas de rejilla o de flujo axial son adecuadas para aplicaciones de baja 
presión y altos flujos volumétricos. El beneficio adicional es el claro relativamen-
te corto que se requiere. En el extremo de baja presión, que es el extremo de propul-
sión, se muestra un aparato de palanca para el arranque que se usa para hacer 
girar la flecha cuando la turbina se está enfriando. A menudo se utilizan estos apa-
ratos en turbinas de elevada temperatura de admisión, por arriba de 850°F 
(455°C), Y cuando el claro del cojinete es mayor que 150 pulgadas (3810 mm). 
La turbina con doble extracción automática que se muestra en la figura 1.14d 
tiene el mismo mecanismo de distribución por válvulas en la admisión que la 
máquina antes descrita pero, para la primera extracción, tiene uno de estos 
mecanismos de levantamiento por levas, con una caja fundida de toberas. Éste 
es el diseño que se usa nonnalmente para presiones moderadas de extracción, que 
van desde 650 hasta 250 psig (45 a 17 bar). En la segunda extracción se usa el di-
seño de válvula de carrete levantada por varilla. 
El volumen del vapor aumenta con rapidez confonne ese vapor se expande 
hasta la presión del condensador. Por tanto, la longitud de las paletas (álabes que 
fonnan el rotor de la turbina) se incrementa con rapidez entre la admisión de la 
sección de LP y las paletas de la última etapa. 
Hoy en día existe una amplia variedad de diseños de paletas aplicadas a las 
turbinas de vapor. Las colas de milano tangenciales tradicionales pueden no 
suministrar la capacidad centrífuga adecuada en las máquinas de alta velocidad, 
como las aplicadas en las turbinas de gas sintético. En este caso, las colas de 
milano axiales de entrada y características como los diseños integrales y de cu-
bierta doble dan lugar a la confiabilidad a largo plazo y al amplio rango de 
velocidades necesarios para las aplicaciones de transmisión mecánica. Las altas 
paletas de la sección de condensación han sido la evolución partiendo de la tec-
nología,del motor aeronáutico y de las turbinas de gas. Se aplican características 
como las colas de milano axiales de entrada y las cubiertas de fijación en Z con 
el fin de amortiguar la vibración y disminuir los factores de respuesta, para per-
mitir cargas mayores sobre las paletas con una confiabilidad más alta. Más ade-
lante, en este texto, se muestran ejemplos de paletas de acción. 
La operación sobre un amplio rango de velocidades añade un grado significati-
vo de complejidad para el diseñador de turbinas. Se necesita la predicción exacta 
de la frecuencia y esfuerzos de los álabes para garantizar el nivel de confiabilidad 
que en la actualidad se espera. 
1.3.4 Consideraciones básicas sobre el control del vaporLa naturaleza de la carga impulsada así como la necesidad de calor para poten-
cia y para procesos influyen en la selección de un tipo particular de turbina. Un 
juego de válvulas sólo puede controlar un parámetro a la vez: velocidad/carga, pre-
sión de admisión, presión de extracción o presión de escape. El control de un se-
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Introducción 19
gundo parámetro requiere el uso de un segundo juego de válvulas, y así sucesiva-
mente. En la figura 1.15 se ilustra este hecho.
En los sistemas modernos de control se usan sensores electrónicos para la
velocidad y la presión, procesamiento digital y lógico, así corno válvulas acciona-
das hidráulicamente. En la figura 1.15 se muestran aparatos mecánicos directos
para ayudar a la visualización de los principios, no representan la puesta en
práctica real. De este modo, el control de velocidad está modelado por un
regulador centrífugo. Un aumento en la velocidad, corno respuesta a una
disminución en la carga, hace que los contrapesos se muevan hacia afuera, con
lo que actúan para cerrar las válvulas asociadas de vapor. El control de presión
está modelado por un fuelle mecánico. Un aumento en la presión controlada hace
que el fuelle se expanda, con lo que se cierran las válvulas de admisión o se abren
las de extracción, según resulte adecuado para la aplicación.
En la figura 1.15a se representa una unidad con un regulador sencillo de
velocidad. La presión de escape se establece independientemente de la turbina,
por medio de un condensador o cualesquiera otras fuentes de vapor hacia un
cabezal de escape. Esta disposición tipifica una unidad recta de condensación. Las
válvulas controlan sólo la velocidad y la carga y la turbina puede operar en una
aplicación aislada o sincronizada en paralelo con otras unidades generadoras o
sistemas eléctricos.
En la figura 1.15b se muestra una unidad que mantiene la presión de escape
a través de la acción de las válvulas de admisión. (Un regulador asociado de velo-
cidad se encarga del control cuando se sobrepasan los límites de velocidad. El con-
trol de la presión se pierde en el proceso.) Ésta sería una disposición no práctica
para una carga aislada que requiere una regulación exacta de la velocidad. Traba-
ja bien cuando la turbina impulsa un generador eléctrico que opera en paralelo
con uno o más generadores, los cuales proporcionan el control de velocidad al sis-
tema. En una condición normal de operación, una válvula regula uno de los pará-
metros: la presión de escape. Esta disposición tipifica la turbina recta sin conden-
sación. Una caída en la presión en el escape de la turbina indica un aumento en
la demanda para el vapor de escape. El regulador de presión actúa para aumen-
tar el flujo de vapor de admisión para acoplarse a las necesidades cambiantes en
el escape. La salida del generador varía con el uso del vapor para proceso.
En la figura 1.15c se representa una unidad con una sola extracción automá-
tica. El regulador de velocidad responde a los cambios en la velocidad/carga. El
regulador de presión regula la presión de extracción conforme cambian las
necesidades del proceso. Cambiar sencillamente la posición de la válvula de
extracción con una posición constante de la válvula de admisión también
cambiaría del mismo modo la carga/velocidad. Por lo tanto, los dos sistemas
interactúan para mantener la carga constante. Por ejemplo, una reducción en las
necesidades del vapor para el proceso conduce a una reducción en la extracción
y a una elevación en la presión en ésta. El regulador de presión abre la válvula
de extracción, con la que se incrementa el flujo hacia la sección de baja presión
y la potencia. Al mismo tiempo, actúa para cerrar proporcionalmente la válvula
de admisión con el fin de reducir el flujo en la propia admisión, con lo que mantiene
constante la velocidad/carga.
Las dos válvulas de la figura 1.15c controlan dos parámetros: velocidad/carga
y presión de extracción. Corno está configurada, esta unidad no puede controlar
de manera independiente su presión de escape. Si tuviera que impulsar un
generador eléctrico en paralelo con otras, entonces se podrían usar las dos
Introducción 19 
gundo parámetro requiere el uso de un segundo juego de válvulas, y así sucesiva-
mente. En la figura 1.15 se ilustra este hecho. 
En los sistemas modernos de control se usan sensores electrónicos para la 
velocidad y la presión, procesamiento digital y lógico, así como válvulas acciona-
das hidráulicamente. En la figura 1.15 se muestran aparatos mecánicos directos 
para ayudar a la visualización de los principios, no representan la puesta en 
práctica real. De este modo, el control de velocidad está modelado por un 
regulador centrífugo. Un aumento en la velocidad, como respuesta a una 
disminución en la carga, hace que los contrapesos se muevan hacia afuera, con 
lo que actúan para cerrar las válvulas asociadas de vapor. El control de presión 
está modelado por un fuelle mecánico. Un aumento en la presión controlada hace 
que el fuelle se expanda, con lo que se cierran las válvulas de admisión o se abren 
las de extracción, según resulte adecuado para la aplicación. 
En la figura 1.15a se representa una unidad con un regulador sencillo de 
velocidad. La presión de escape se establece independientemente de la turbina, 
por medio de un condensador o cualesquiera otras fuentes de vapor hacia un 
cabezal de escape. Esta disposición tipifica una unidad recta de condensación. Las 
válvulas controlan sólo la velocidad y la carga y la turbina puede operar en una 
aplicación aislada o sincronizada en paralelo con otras unidades generadoras o 
sistemas eléctricos. 
En la figura 1.15b se muestra una unidad que mantiene la presión de escape 
a través de la acción de las válvulas de admisión. (Un regulador asociado de velo-
cidad se encarga del control cuando se sobrepasan los límites de velocidad. El con-
trol de la presión se pierde en el proceso.) Ésta sería una disposición no práctica 
para una carga aislada que requiere una regulación exacta de la velocidad. Traba-
ja bien cuando la turbina impulsa un generador eléctrico que opera en paralelo 
con uno o más generadores, los cuales proporcionan el control de velocidad al sis-
tema. En una condición normal de operación, una válvula regula uno de los pará-
metros: la presión de escape. Esta disposición tipifica la turbina recta sin conden-
sación. Una caída en la presión en el escape de la turbina indica un aumento en 
la demanda para el vapor de escape. El regulador de presión actúa para aumen-
tar el flujo de vapor de arunisión para acoplarse a las necesidades cambiantes en 
el escape. La salida del generador varía con el uso del vapor para proceso. 
En la figura 1.15c se representa una unidad con una sola extracción automá-
tica. El regulador de velocidad responde a los cambios en la velocidad/carga. El 
regulador de presión regula la presión de extracción conforme cambian las 
necesidades del proceso. Cambiar sencillamente la posición de la válvula de 
extracción con una posición constante de la válvula de admisión también 
cambiaría del mismo modo la carga/velocidad. Por lo tanto, los dos sistemas 
interactúan para mantener la carga constante. Por ejemplo, una reducción en las 
necesidades del vapor para el proceso conduce a una reducción en la extracción 
y a una elevación en la presión en ésta. El regulador de presión abre la válvula 
de extracción, con la que se incrementa el flujo hacia la sección de baja presión 
y la potencia. Al mismo tiempo, actúa para cerrar proporcionalmente la válvula 
de admisión con el fin de reducir el flujo en la propia admisión, con lo que mantieneconstante la velocidad/carga. 
Las dos válvulas de la figura 1.15c controlan dos parámetros: velocidad/carga 
y presión de extracción. Como está configurada, esta unidad no puede controlar 
de manera independiente su presión de escape. Si tuviera que impulsar un 
generador eléctrico en paralelo con otras, entonces se podrían usar las dos 
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20 Capítulo uno
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1.3.5 Controles para las de cond
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20 Capítulo uno 
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REGULADOR DE CONTRAPRESIÓN 
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REGULADOR DE VELOCIDAD Y DE PRESiÓN 
DE LA EXTRACCiÓN AUTOMÁTICA 
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Figura 1.15 Diagramas esquemáticos de los reguladores de las turbinas de vapor. (General 
Eleetric Company, Fitchburg, Mass.J 
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(General
Introducción 21
válvulas para regular las presiones de extracción y de escape, con un sobrecontrol
de la velocidad.
1.3.5 Controles para las de condensación con extracción automática
Las turbinas que se muestran en las figuras 1.14b hasta d son de condensación
con extracción automática que por lo general se aplican en plantas industriales
y en sistemas de cogeneración por terceros. Un sistema típico de regulación
permitiría el control simultáneo de la presión de extracción (conflujo variable en
la extracción) en uno o más sistemas de vapor, al mismo tiempo que el regulador
de velocidad está manteniendo la frecuencia, aun cuando puedan estar variando
las necesidades de vapor de extracción y de potencia generada. De este modo, el
sistema de regulación de la turbina para una de condensación con una sola, con
doble o con triple extracción automática puede responder a demandas variables
de vapor en sistemas de vapor de uno, dos o tres procesos, además de responder
a la frecuencia o carga. '
Los mecanismos de distribución por válvulas en la admisión y las extracciones
de la turbina tienen la capacidad para controlar los flujos en las secciones de ésta,
según se requiera para realizar esta multitud de tareas. Esta turbina puede
operar como una unidad aislada o en paralelo (sincronizada) con otras unidades
generadoras o con el enlace a la empresa de servicio. Si la salida requerida de
kilowatts para una unidad aislada nunca debe ser menor que la potencia
producida por el vapor de extracción (más el vapor de enfriamiento del escape de
la turbina), entonces el regulador de velocidad automáticamente disminuiría el
flujo controlado de extracción para mantener la frecuencia del sistema. Entonces
el déficit en el vapor de extracción podría ser compensado por las válvulas
reductoras de la presión que estrangulan el vapor hacia el sistema del proceso,
en paralelo con el vapor de extracción de la turbina.
En consecuencia, los sistemas de control de la turbina de los cuales se dispone
proporcionan una amplia variedad de funciones control del sistema, para
simplificar la operación de la planta e incrementar la confiabilidad del sistema
de energía de esta última.
1.3.6 De transmisión con engranes y de accionamiento directo
Los grupos turbogeneradores de transmisión con engranes y de accionamiento
directo constituyen un medio eficaz respecto al costo, así como flexible para ge-
nerar potencia. Con el actual ambiente económico competitivo, los grupos de
transmisión con engranes, con su costo inicial más bajo y sus niveles competitivos
de eficiencia, están encontrando una extensa aplicación en el rango de 15 000 a
20000 kW. En la figura 1.16 se muestra una turbina integral con transmisión de
engranes. Los conjuntos turbogeneradores de accionamiento directo se pueden
diseñar para capacidades nominales muy grandes. Existen unidades integra-
les de accionamiento directo, como la ilustrada en la figura 1.17, con capacidades
hasta aproximadamente 60 000 kW, dependiendo de las limitaciones de embar-
que asociadas con la longitud de las paletas de la última etapa y el tamaño de la
cubierta del escape.
Losgrupos integrales de equipo ofrecen los beneficios de la responsabilidad de
un solo punto para el montaje del turbogenerador o de cualquier otro paquete
de equipo impulsado, locual incluye todo el equipo importante así como el sistema
Introducción 21 
válvulas para regular las presiones de extracción y de escape, con un sobrecontrol 
de la velocidad. 
1.3.5 Controles para las de condensación con extracción automática 
Las turbinas que se muestran en las figuras 1.14b hasta d son de condensación 
con extracción automática que por lo general se aplican en plantas industriales 
y en sistemas de cogeneración por terceros. Un sistema típico de regulación 
permitiría el control simultáneo de la presión de extracción (con flujo variable en 
la extracción) en uno o más sistemas de vapor, al mismo tiempo que el regulador 
de velocidad está manteniendo la frecuencia, aun cuando puedan estar variando 
las necesidades de vapor de extracción y de potencia generada. De este modo, el 
sistema de regulación de la turbina para una de condensación con una sola, con 
doble o con triple extracción automática puede responder a demandas variables 
de vapor en sistemas de vapor de uno, dos o tres procesos, además de responder 
a la frecuencia o carga. 
Los mecanismos de distribución por válvulas en la admisión y las extracciones 
de la turbina tienen la capacidad para controlar los flujos en las secciones de ésta, 
según se requiera para realizar esta multitud de tareas. Esta turbina puede 
operar como una unidad aislada o en paralelo (sincronizada) con otras unidades 
generadoras o con el enlace a la empresa de servicio. Si la salida requerida de 
kilowatts para una unidad aislada nunca debe ser menor que la potencia 
producida por el vapor de extracción (más el vapor de enfriamiento del escape de 
la turbina), entonces el regulador de velocidad automáticamente disminuiría el 
flujo controlado de extracción para mantener la frecuencia del sistema. Entonces 
el déficit en el vapor de extracción podría ser compensado por las válvulas 
reductoras de la presión que estrangulan el vapor hacia el sistema del proceso, 
en paralelo con el vapor de extracción de la turbina. 
En consecuencia, los sistemas de control de la turbinade los cuales se dispone 
proporcionan una amplia variedad de funciones control del sistema, para 
simplificar la operación de la planta e incrementar la confiabilidad del sistema 
de energía de esta última. 
1.3.6 De transmisión con engranes y de accionamiento directo 
Los grupos turbogeneradores de transmisión con engranes y de accionamiento 
directo constituyen un medio eficaz respecto al costo, así como flexible para ge-
nerar potencia. Con el actual ambiente económico competitivo, los grupos de 
transmisión con engranes, con su costo inicial más bajo y sus niveles competitivos 
de eficiencia, están encontrando una extensa aplicación en el rango de 15 000 a 
20000 kW. En la figura 1.16 se muestra una turbina integral con transmisión de 
engranes. Los conjuntos turbogeneradores de accionamiento directo se pueden 
diseñar para capacidades nominales muy grandes. Existen unidades integra-
les de accionamiento directo, como la ilustrada en la figura 1.17, con capacidades 
hasta aproximadamente 60 000 kW, dependiendo de las limitaciones de embar-
que asociadas con la longitud de las paletas de la última etapa y el tamaño de la 
cubierta del escape. 
Losgrupos integrales de equipo ofrecen los beneficios de la responsabilidad de 
un solo punto para el montaje del turbogenerador o de cualquier otro paquete 
de equipo impulsado, lo cual incluye todo el equipo importante así como el sistema 
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11'14
22 Capítulo uno
Figura 1.16 Grupo turbogenerador de transmisión con engranes (21.5 MW); unidad recta
de condensación, montada por completo sobre una base. (General Electric Company,
Fitchburg, Mass.)
Figura 1.17 Turbina de condensación con una sola extracción automática, con sistema del
aceite montado en la base (24 MW). (General Electric Company, Fitchburg, Mass.)
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S.tIJ~,
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DE Ml}l,jl.
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do se compara con los ciclos
1.3.7 Conceptos sobre diseñ
La filosofia de diseño de los
de vapor reconoce las neces
22 Capítulo uno 
Figura 1.16 Grupo turbogenerador de transmisión con engranes (21.5 MW); unidad recta 
de condensación, montada por completo sobre una base. (General Electric Company, 
Fitchburg, Mass.) 
Figura 1.17 Turbina de condensación con una sola extracción automática, con sistema del 
aceite montado en la base (24 MW). (General Electric Company, Fitchburg, Mass.) 
http://gratislibrospdf.com/
introducción 23
de control, el sistema de lubricación e hidráulico, la placa base así como el diseño,
la fabricación y la integración del sistema total.
Este diseño ofrece el montaje y las pruebas máximos de fábrica para garantizar
una instalación y arranque rápidos y confiables en el campo. La integración en
fábrica incluye la instalación y el alineamiento de la turbina por completo armada,
el sistema de aceite y el engranaje (si es aplicable) en una placa base y el ge-
nerador, el compresor o la bomba en una placa base separable, dependiendo del
tamaño de la unidad. Todos los componentes principales cuentan con los tubos
para el aceite lubricante y de control, según se requiera, la tubería de sellado del
vapor, la tubería y caja estancadora para disipación de las fugas, la instrumenta-
ción y el alambrado de control, todo dentro de los límites de la placa base, o de las
placas bases. Las terminaciones consisten en bridas para conectar tubos ubica-
das en forma conveniente, en el borde de la base, así como las cajas para los em-
palmes eléctricos.
Las placas bases robustas que se usan para integrar el grupo deben diseñarse
para controlar la deflexión y el esfuerzo durante un levantamiento simplificado
en cuatro puntos. En el sitio, este tipo de levantamiento es más confiable y permite
una instalación rápida y confiable de la unidad integral. Este diseño de base evita
el uso de levantamientos en seis puntos, que son costosos y conllevan riesgos, y
permitiría al cliente aplicar un amplio rango de diseños de la cimentación, debido
a su rigidez.
Para unidades cuyas longitudes globales son compatibles con las limitaciones
de embarque y fabricación, se suministra un solo paquete que incluye la turbina,
el engranaje (si es aplicable) y el módulo del sistema de lubricación. De lo contra-
rio, se suministran dos módulos: uno para la turbina montada sobre su base y el
otro para el sistema del aceite lubricante. En la figura 1.18 se muestra un ejemplo
de esta configuración. En este caso, se proporciona el sistema del aceite de lubri-
cación sobre larguero s separados de modo que se pueda colocar de manera con-
veniente cerca de la unidad para interconectarse con la turbina.
En la figura 1.19 se muestra una fotografia de la instalación de un turbogene-
rador real. La turbina es de condensación y su capacidad nominal es de 28 MW.
Su tamaño permite montar tanto la turbina como su sistema combinado de lu-
bricaciónlhidráulico sobre una base común. En la fotografia, se ha fijado la base
de la turbina, mientras que el generador montado en su base se está bajando para
colocarlo en su lugar.
La instalación de los módulos en el campo consiste en el montaje de cada uno
de los módulos sobre su cimentación, calzar las bases del turbogenerador y apli-
carles grout, conectar los acoplamientos, verificar el alineamiento final y limpiar
el sistema del aceite. Una vez que se completan las conexiones eléctricas y se ha-
cen las conexiones del vapor, el agua de servicio y otras diversas, la unidad queda
lista para producir energía eléctrica o para impartir energía a corrientes de flui-
dos. El concepto de unidad integral da por resultado ahorros significativos, cuan-
do se compara con los ciclos más largos de instalación de un diseño no integral.
1.3.7 Conceptos sobre diseño modular
La filosofia de diseño de los fabricantes internacionales importantes de turbinas
de vapor reconoce las necesidades únicas de las aplicaciones industriales. Estas
Introducción 23 
de control, el sistema de lubricación e hidráulico, la placa base así como el diseño, 
la fabricación y la integración del sistema total. 
Este diseño ofrece el montaje y las pruebas máximos de fábrica para garantizar 
una instalación y arranque rápidos y confiables en el campo. La integración en 
fábrica incluye la instalación y el alineamiento de la turbina por completo armada, 
el sistema de aceite y el engranaje (si es aplicable) en una placa base y el ge-
nerador, el compresor o la bomba en una placa base separable, dependiendo del 
tamaño de la unidad. Todos los componentes principales cuentan con los tubos 
para el aceite lubricante y de control, según se requiera, la tubería de sellado del 
vapor, la tubería y caja estancadora para disipación de las fugas, la instrumenta-
ción y el alambrado de control, todo dentro de los límites de la placa base, o de las 
placas bases. Las terminaciones consisten en bridaspara conectar tubos ubica-
das en forma conveniente, en el borde de la base, así como las cajas para los em-
palmes eléctricos. 
Las placas bases robustas que se usan para integrar el grupo deben diseñarse 
para controlar la deflexión y el esfuerzo durante un levantamiento simplificado 
en cuatro puntos. En el sitio, este tipo de levantamiento es más confiable y permite 
una instalación rápida y confiable de la unidad integral. Este diseño de base evita 
el uso de levantamientos en seis puntos, que son costosos y conllevan riesgos, y 
permitiría al cliente aplicar un amplio rango de diseños de la cimentación, debido 
a su rigidez. 
Para unidades cuyas longitudes globales son compatibles con las limitaciones 
de embarque y fabricación, se suministra un solo paquete que incluye la turbina, 
el engranaje (si es aplicable) y el módulo del sistema de lubricación. De lo contra-
rio, se suministran dos módulos: uno para la turbina montada sobre su base y el 
otro para el sistema del aceite lubricante. En la figura 1.18 se muestra un ejemplo 
de esta configuración. En este caso, se proporciona el sistema del aceite de lubri-
cación sobre largueros separados de modo que se pueda colocar de manera con-
veniente cerca de la unidad para interconectarse con la turbina. 
En la figura 1.19 se muestra una fotografia de la instalación de un turbogene-
rador real. La turbina es de condensación y su capacidad nominal es de 28 MW. 
Su tamaño permite montar tanto la turbina como su sistema combinado de lu-
bricaciónlhidráulico sobre una base común. En la fotografia, se ha fijado la base 
de la turbina, mientras que el generador montado en su base se está bajando para 
colocarlo en su lugar. 
La instalación de los módulos en el campo consiste en el montaje de cada uno 
de los módulos sobre su cimentación, calzar las bases del turbogenerador y apli-
carles grout, conectar los acoplamientos, verificar el alineamiento final y limpiar 
el sistema del aceite. Una vez que se completan las conexiones eléctricas y se ha-
cen las conexiones del vapor, el agua de servicio y otras diversas, la unidad queda 
lista para producir energía eléctrica o para impartir energía a corrientes de flui-
dos. El concepto de unidad integral da por resultado ahorros significativos, cuan-
do se compara con los ciclos más largos de instalación de un diseño no integral. 
1.3.7 Conceptos sobre diseño modular 
La filosofia de diseño de los fabricantes internacionales importantes de turbinas 
de vapor reconoce las necesidades únicas de las aplicaciones industriales. Estas 
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'11
24 Capítulo uno
integrarse con una trayectoria d
des específicas de la aplicación.
Con la capitalización de esta a
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diseñado para cubrir un ran
Figura 1.18 Se proporciona una base separada para este módulo de la turbina. (General
Electric Company, Fitchburg, Mass.)
aplicaciones cubren un rango en extremo amplio de parámetros de diseño de las
turbinas, como las condiciones del vapor de admisión, las condiciones de extrac-
ción y de escape y las velocidades de la turbina. El rango más amplio de energías
y las aplicaciones ampliamente diferentes siempre han complicado el proceso nor-
mal de diseño. Este proceso de diseño comprende muchas interacciones entre fac-
tores mecánicos, termodinámicos y de aplicación para lograr un diseño verdade-
ramente óptimo.
Para manejar este proceso, muchos fabricantes dependen del principio de
bloques de construcción. Se diseñan los componentes principales de la turbina con
una estructura bien planeada. En la figura 1.20 se muestra la división de nivel
más alto de la turbina. El pedestal frontal, por ejemplo, consta de una familia de
componentes estándar de tamaño creciente al crecer las cargas sobre los cojinetes.
Otras familias importantes de componentes incluyen los mecanismos de distri-
bución por válvulas de la admisión y la extracción, las carcasas de alta presión,
las cajas de escape y los conjuntos de los cojinetes. Cada uno de estos componentes
tiene rangos de aplicación bien establecidos y se puede identificar con facilidad
la experiencia relacionada con la operación. A partir de estas familias de
componentes, el ingeniero puede seleccionar los componentes óptimos para
Figura 1.19 Grupo turbogenen
Mass.)
24 Capítulo uno 
Figura 1.18 Se proporciona una base separada para este módulo de la turbina. (General 
Electric Company, Fitchburg, Mass.) 
aplicaciones cubren un rango en extremo amplio de parámetros de diseño de las 
turbinas, como las condiciones del vapor de admisión, las condiciones de extrac-
ción y de escape y las velocidades de la turbina. El rango más amplio de energías 
y las aplicaciones ampliamente diferentes siempre han complicado el proceso nor-
mal de diseño. Este proceso de diseño comprende muchas interacciones entre fac-
tores mecánicos, termodinámicos y de aplicación para lograr un diseño verdade-
ramente óptimo. 
Para manejar este proceso, muchos fabricantes dependen del principio de 
bloques de construcción. Se diseñan los componentes principales de la turbina con 
una estructura bien planeada. En la figura 1.20 se muestra la división de nivel 
más alto de la turbina. El pedestal frontal, por ejemplo, consta de una familia de 
componentes estándar de tamaño creciente al crecer las cargas sobre los cojinetes. 
Otras familias importantes de componentes incluyen los mecanismos de distri-
bución por válvulas de la admisión y la extracción, las carcasas de alta presión, 
las cajas de escape y los conjuntos de los cojinetes. Cada uno de estos componentes 
tiene rangos de aplicación bien establecidos y se puede identificar con facilidad 
la experiencia relacionada con la operación. A partir de estas familias de 
componentes, el ingeniero puede seleccionar los componentes óptimos para 
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(General
Introducción 25
integrarse con una trayectoria de vapor establecida para satisfacer las necesida-
des específicas de la aplicación.
Con la capitalización de esta amplia experiencia relacionada con los componen-
tes, acoplándolaconlos desarrollos recientes en el dibujo asistido por computadora,
los fabricantes importantes han ido ampliando las fronteras en el diseño y la
fabricación asistidos por computadora para la industria del equipo pesado. La me-
ta del programa fue proporcionar una estructura firme de la turbina con flexi-
bilidad suficiente para cumplir con las necesidades de la industria, mantenien-
do al mismo tiempo una base fuerte de experiencia con éxito relacionada con la
operación.
La clave para el concepto de estructura fue desarrollar una familia de compo-
nentes con puntos comunes de interfaz, de modo que pudiera diseñarse una turbi-
na con cualquier combinación de condiciones del vapor, capacidades nominales
y configuración para satisfacer las necesidades únicas de cada usuario. Los diver-
sos componentes contenidos dentro de esta estructura son:
• Una familia de pedestales frontales que soporten la carcasa de alta presión y
alojen los cojinetes de empuje y las chumaceras.
• Un arreglo de conjuntos de mecanismos de distribución por válvulas, cada uno
diseñado para cubrir un rango de presiones, temperaturas y flujos regulados.
Figura 1.19 Grupo turbogenerador en instalación. (General Electric company, Fitchburg,
Mass.)
Introducción 25 
integrarse con una trayectoria de vapor establecida para satisfacer las necesida-
des específicas de la aplicación. 
Con la capitalización de esta amplia experiencia relacionada con los componen-
tes, acoplándola con los desarrollos recientes en el dibujoasistido por computadora, 
los fabricantes importantes han ido ampliando las fronteras en el diseño y la 
fabricación asistidos por computadora para la industria del equipo pesado. La me-
ta del programa fue proporcionar una estructura firme de la turbina con flexi-
bilidad suficiente para cumplir con las necesidades de la industria, mantenien-
do al mismo tiempo una base fuerte de experiencia con éxito relacionada con la 
operación. 
La clave para el concepto de estructura fue desarrollar una familia de compo-
nentes con puntos comunes de interfaz, de modo que pudiera diseñarse una turbi-
na con cualquier combinación de condiciones del vapor, capacidades nominales 
y configuración para satisfacer las necesidades únicas de cada usuario. Los diver-
sos componentes contenidos dentro de esta estructura son: 
• Una familia de pedestales frontales que soporten la carcasa de alta presión y 
alojen los cojinetes de empuje y las chumaceras. 
• Un arreglo de conjuntos de mecanismos de distribución por válvulas, cada uno 
diseñado para cubrir un rango de presiones, temperaturas y flujos regulados. 
Figura 1.19 Grupo turbogenerador en instalación. (General Electric company, Fitchburg, 
Mass.) 
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26 Capítulo uno
1"I¡ I
CAJA DEL
ESCAPE
MÉNSULA
DELP
Figura 1.20 Concepto de bloques de construcción de normalización por componentes. (Ge-
neral Electric Company, Fitchburg, Mass.)
• Una familia de carcasas de alta presión.
• Una familia de mecanismos de distribución por válvulas de extracción!
admisión y secciones de patrón asociado.
• Una línea completa de cajas de escape para flujo sencillo y doble tanto para
aplicaciones con condensación como sin condensación.
• Sistemas de control con base en microprocesadores, desde controladores
sencillos, de una sola variable, hasta sistemas de funciones de mando con
redundancia triple, de monitoreo por completo integrado y de control de
variables múltiples.
• Tubería estructurada para el vapor y el aceite considerada para los puntos
estándar de interfaz de los clientes.
• Una trayectoria del vapor, diseñada según especificaciones, coherente con las
necesidades termodinámicas globales.
~ Pedestal
frontal
estructurado
• Cabezal
estructurado
de aHa presión
• Mecanismo
estructurado de
distribución por válvula:
• Trayectoria de
vapor según
especificaciones
• Válvula de
control de .
la extracción
• Uniónvencaí
• Caja del
escape
estrudurada
Figura 1.21 Enfoque estructurado o de bloques de construcción para el diseño de las tur-
binas modernas de vapor. (General Electric Company, Fitchburg, Mass.)
En la figura 1.21 se preser
que las variaciones dentrodeh
de grupos de etapas para cut:
principal para esta estructur:
matriz de toberas, paletas, r
componentes, cada una con:
De esta manera, es pos
experiencia demostrada ~esI
requerida para un amplie rs
26 Capítulo uno 
CAJA DEL 
ESCAPE 
MÉNSULA 
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Figura 1.20 Concepto de bloques de construcción de nonnalización por componentes. (Ge-neral Electric Company, Fitchburg, Mass.) 
• Una familia de carcasas de alta presión. 
• Una familia de mecanismos de distribución por válvulas de extracción! 
admisión y secciones de patrón asociado. 
• Una línea completa de cajas de escape para flujo sencillo y doble tanto para 
aplicaciones con condensación como sin condensación. 
• Sistemas de control con base en microprocesadores, desde controladores 
sencillos, de una sola variable, hasta sistemas de funciones de mando con 
redundancia triple, de monitoreo por completo integrado y de control de 
variables múltiples. 
• Tubería estructurada para el vapor y el aceite considerada para los puntos 
estándar de interfaz de los clientes. 
• Una trayectoria del vapor, diseñada según especificaciones, coherente con las 
necesidades termodinámicas globales. 
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estructurado 
• Cabezal estructurado 
de aha presión 
• Mecanismo estructurado de 
distribución porválvula1 
• Trayectoria de 
vaporsegún 
especificaciones 
• Válvula de 
control de 
la extracción 
• Unión vertical 
• Caja del escape 
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Figura 1.21 Enfoque estructurado o de bloques de construcción para el diseño de las tur-binas modernas de vapor. (General Electric Company, Fitchburg, Mass.) 
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ponentes. (Ge-
extracción!
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a los puntos
rente con las
eño de las tur-
Introducción 27
En la figura 1-21 se presenta un ejemplo de una turbina estructurada. Dado
que las variaciones dentro delmercado industrial hacen imposible la estructuración
de grupos de etapas para cubrir toda aplicación que pueda concebirse, el desafío
principal para esta estructura de la trayectoria del vapor es, en general, crear una
matriz de toberas, paletas, ruedas y secciones, patrón de la carcasa con base en
componentes, cada una con puntos predefinidos de interfaz.
De esta manera, es posible para los fabricantes importantes ofrecer la
experiencia demostrada respecto de los componentes estándar con la flexibilidad
requerida para un amplio rango de aplicaciones industriales.
Introducción 27 
En la figura 1.21 se presenta un ejemplo de una turbina estructurada. D
ado 
que las variaciones dentro del mercado industrial hacen imposible la estructu
ración 
de grupos de etapas para cubrir toda aplicación que pueda concebirse, el d
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principal para esta estructura de la trayectoria del vapor es, en general, cre
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matriz de toberas, paletas, ruedas y secciones, patrón de la carcasa con b
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componentes, cada una con puntos predefinidos de interfaz. 
De esta manera, es posible para los fabricantes importantes ofrece
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experiencia demostrada respecto de los componentes estándar con la flexib
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requerida para un amplio rango de aplicaciones industriales. 
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Las turbinas de vapor de trar
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Para fines de claridad en 1
forma colectiva, bajo el enca
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2.1 Diseño de la carcasa
Con base en la experiencia e
para carcasas y la construcci
de admisión, en los diseños:
Estas dos configuraciones d
acumulado años de operacir
http://gratislibrospdf.com/
'.""" - to:- - • -"" -" - - "- -- - - - -------
Capítulo
2
Carcasas de las turbinas y
componentes estacionarios
importantes
Las turbinas de vapor de transmisión mecánica para compresores y bombas, así
como para grupos turbogeneradores para cogeneración, se pueden diseñar para
condiciones del vapor de admisión que van desde un máximo de 1800 psig/1000°F
(124 bar/538°C) hasta presiones casi atmosféricas con temperaturas de admisión
de saturación. Estas turbinas también pueden contar con múltiples provisiones
para la admisión o la extracción del vapor para diversos usos en procesos. A
menudo se usan extracciones no controladas de vapor para el calentamiento del
agua de alimentación, en donde la presión y la energía del vapor extraído son
aproximadamente proporcionales al flujo de vapor a través de la turbina. Cuan-
do se requieren presión o flujo controlados del vapor, se proporcionan dentro de
las carcasas de las turbinas conjuntos de mecanismos de distribución por válvulas
para extracción, controlados automáticamente, para mantener una presión o
flujo constantes en el punto de extracción.
Es obvio que los diversos esquemas de admisión y escape del vapor exigen dife-
rentes configuraciones de la carcasa. Asociadas con las carcasas existen varias
configuraciones geométricas diferentes de las válvulas, paredes divisorias esta-
cionarias o álabes de guía quedirigen el flujo del vapor hacia los álabes rotatorios,
etcétera.
Para fines de claridad en la presentación, en este texto se trata este aspecto en
forma colectiva, bajo el encabezado componentes estacionarios, que les sirve de
sombrilla, como contraste al rotor de la turbina, el cual gira.
2.1 Diseño de la carcasa
Con base en la experiencia de fabricantes capaces en el desarrollo de materiales
para carcasas y la construcción de las mismas para elevadas condiciones del vapor
de admisión, en los diseños se emplea una construcción de casco sencillo o doble.
Estas dos configuraciones de cascos se han usado en muchas aplicaciones y han
acumulado años de operación. Estos métodos de construcción facilitan la absor-
29
Capítulo 
2 
Carcasas de las turbinas y 
componentes estacionarios 
importantes 
Las turbinas de vapor de transmisión mecánica para compresores y bombas, así 
como para grupos turbogeneradores para cogeneración, se pueden diseñar para 
condiciones del vapor de admisión que van desde un máximo de 1800 psig/1000°F 
(124 bar/538°C) hasta presiones casi atmosféricas con temperaturas de admisión 
de saturación. Estas turbinas también pueden. contar con múltiples provisiones 
para la admisión o la extracción del vapor para diversos usos en procesos. A 
menudo se usan extracciones no controladas de vapor para el calentamiento del 
agua de alimentación, en donde la presión y la energía del vapor extraído son 
aproximadamente proporcionales al flujo de vapor a través de la turbina. Cuan-
do se requieren presión o flujo controlados del vapor, se proporcionan dentro de 
las carcasas de las turbinas conjuntos de mecanismos de distribución por válvulas 
para extracción, controlados automáticamente, para mantener una presión o 
flujo constantes en el punto de extracción. 
Es obvio que los diversos esquemas de admisión y escape del vapor exigen dife-
rentes configuraciones de la carcasa. Asociadas con las carcasas existen varias 
configuraciones geométricas diferentes de las válvulas, paredes divisorias esta-
cionarias o álabes de guía que dirigen el flujo del vapor hacia los álabes rotatorios, 
etcétera. 
Para fines de claridad en la presentación, en este texto se trata este aspecto en 
forma colectiva, bajo el encabezado componentes estacionarios, que les sirve de 
sombrilla, como contraste al rotor de la turbina, el cual gira. 
2.1 Diseño de la carcasa 
Con base en la experiencia de fabricantes capaces en el desarrollo de materiales 
para carcasas y la construcción de las mismas para elevadas condiciones del vapor 
de admisión, en los diseños se emplea una construcción de casco sencillo o doble. 
Estas dos configuraciones de cascos se han usado en muchas aplicaciones y han 
acumulado años de operación. Estos métodos de construcción facilitan la absor-
29 
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30 Capítulo dos
ción de los esfuerzos térmicos transitorios y dan lugar a un diseño que resiste el
agrietamiento del casco y los cambios en el alineamiento durante la operación.
La construcción de casco doble impide que el vapor inicial entre en contacto
directo con la unión exterior de la carcasa. En la figura 2.1 se muestra una turbina
de contrapresión con casco doble para altas condiciones del vapor de admisión.
El ajuste de los dispositivos permite que todas las partes de la turbina se
alineen entre sí y que la propia turbina se alinee con la cimentación, sin necesidad
de calzas para la máquina, etcétera.
Las partes de la turbina que controlan la posición de los componentes rotatorios
en relación con los componentes fijos están soportadas y colocadas precisamente
a la altura de la flecha; se mueven en forma independiente entre sí. En las carcasas
de las turbinas grandes, la distorsión no se puede transmitir hacia los cojinetes.
En estas turbinas, los cojinetes están soportados sobre dispositivos de ajuste, en
pedestales fijos para ellos, por completo separados de la carcasa de las mismas
Figura 2.1 Turbina de reacción de alta presión de admisión, del tipo de contrapresión.
(Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis. y Erlangen, Alemania)
Careasas de las turb
I
(al
.jI¡,
(el
Figura 2.2 Dispositivos de ajr
la turbina: a) pasador de exeént
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Erlangen, Alemania)
que lleva el vapor. Este hect
diseños especiales ocasion
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ción confiable, sin fugas, coi
de la humedad y múltiple¡
Para obtener informació
humedad, consúltese la se
30 Capítulo dos 
ción de los esfuerzos térmicos transitorios y dan lugar a un diseño que resiste el 
agrietamiento del casco y los cambios en el alineamiento durante la operación. 
La construcción de casco doble impide que el vapor inicial entre en contacto 
directo con la unión exterior de la carcasa. En la figura 2.1 se muestra una turbina 
de contrapresión con casco doble para altas condiciones del vapor de admisión. 
El ajuste de los dispositivos permite que todas las partes de la turbina se 
alineen entre sí y que la propia turbina se alinee con la cimentación, sin necesidad 
de calzas para la máquina, etcétera. 
Las partes de la turbina que controlan la posición de los componentes rotatorios 
en relación con los componentes fijos están soportadas y colocadas precisamente 
a la altura de la flecha; se mueven en forma independiente entre sí. En las carcasas 
de las turbinas grandes, la distorsión no se puede transmitir hacia los cojinetes. 
En estas turbinas, los cojinetes están soportados sobre dispositivos de ajuste, en 
pedestales fijos para ellos, por completo separados de la carcasa de las mismas 
Figura 2.1 Turbina de reacción de alta presión de admisión, del tipo de contrapresión. 
(Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis. y Erlangen, Alemania) 
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Careasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 31
(b)
(a)
.;6..,
(e)
Figura 2.2 Dispositivos de ajuste para la ubicación exacta de los componentes internos de
la turbina: a) pasador de excéntrica para alinear los componentes internos; b) pasador de ex-
céntrica ajustado; e) direcciones de ajuste. (Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis. y
Erlangen, Alemania)
que lleva el vapor. Este hecho se ilustra en la figura 2.2. Excepto para unos cuantos
diseños especiales ocasionales, las carcasas de las turbinas en general se en-
cuentran partidas horizontalmente y están diseñadas para dar lugar a una opera-
ción confiable, sin fugas, con uniones metal con metal, provisiones para el drenaje
de la humedad y múltiples aberturas para revisión.
Para obtener información adicional sobre las provisiones para el drenaje de la
humedad, consúltese la sección 12.5, sobre Erosión.
Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 31 
(b) 
(a) 
(e) 
Figura 2.2 Dispositivos de ajuste para la ubicación exacta de los componentes internos de 
la turbina: a) pasador de excéntrica para alinear los componentes internos; b) pasador de ex-
céntrica ajustado; e) direcciones de ajuste. (Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis. y 
Erlangen, Alemania) 
que lleva el vapor. Este hecho se ilustra en la figura 2.2. Excepto para unos cuantos 
diseños especiales ocasionales, las carcasas de las turbinas en general se en-
cuentran partidas horizontalmente y están diseñadas para dar lugar a una opera-
ción confiable, sin fugas, con uniones metal con metal, provisiones para el drenaje 
de la humedad y múltiples aberturas para revisión. 
Para obtener información adicional sobre las provisiones para el drenaje de la 
humedad, consúltese la sección 12.5, sobre Erosión. 
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32 Capítulo dos
Flg':lra 2.3 Mecanismode levantamiento por varilla dispuesto para la apertura secuencial
de.CInCOválvulas de admisión de suspensiónlibre. (Siemens Power Corporation, Milwaukee,
Wts. y ErlaTllfen,-Alemania)
Figura 2.4 Válvula de control (válvula de admisión) con accionamiento por leva. (Asea
Brown Boueri, Baden, Suiza)
Careas as de las turt
2.2 Secciones de admisión
Como el término lo implica, el
a través de una o más válvul
levantamiento por varilla o p
respectivamente.
El mecanismo de distribuc
se muestra en la figura 2.3 es:
lanca que sube o baja la varilh
vapor. Las válvulas regulador
longitud de su vástago está aj
diseño, típicamente se tiene!
La capacidad de flujo de es
lb/h (273 ton métrica/h). Se (
ciones de flujo elevado para i
en torno a su eje y se desgas
de la figura 2.5 se muestra,
la acción de la válvula en u
ea esferoidal en el vástago de
la varilla de levantamiento.
quier movimiento lateral d
flexión en el vástago de ésts
El mecanismo de levanta.
nes siguientes se usa para f1
se les puede dar forma ¡:
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32 Capítulo dos 
Figura 2.3 Mecanismo de levantamiento por varilla dispuesto para la apertura secuencial 
de cinco válvulas de admisión de suspensión libre. (Siemens Power Corporation, Milwaukee, 
Wis. y Erlal'll!en, Alemania) 
Figura 2.4 Válvula de control (válvula de admisión) con accionamiento por leva. (Asea 
Brown Boveri, Baden, Suiza) 
http://gratislibrospdf.com/
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secuencial
n,Milwaukee,
or leva. (Asea
Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 33
2.2 Secciones de admisión del vapor
Como el término lo implica, el vapor entra a la turbina en la sección de admisión,
a través de una o más válvulas reguladoras. Son comunes las disposiciones de
levantamiento por varilla o por leva. Éstas se muestran en las figuras 2.3 y 2.4,
respectivamente.
El mecanismo de distribución por válvulas con levantamiento por varilla que
se muestra en la figura 2.3 es relativamente sencillo. Un servomotor acciona la pa-
lanca que sube obaja la varilla horizontal que se encuentra encerrada en la caja de
vapor. Las válvulas reguladoras están suspendidas libremente sobre la varilla y la
longitud de su vástago está ajustada para que abran en forma secuencial. En este
diseño, típicamente se tienen cinco válvulas, pero se han utilizado hasta siete.
La capacidad de flujo de este tipo de diseño está limitada a más omenos 600 000
lb/h (273 ton métrica/h). Se deben aplicar precauciones especiales en las aplica-
ciones de flujo elevado para impedir que estas válvulas de suspensión libre giren
en torno a su eje y se desgasten en servicio. En el esquema de una sola válvula
de la figura 2.5 se muestra una característica de diseño con la que se minimiza
la acción de la válvula en un flujo turbulento de vapor. El diseño con la tuer-
ca esferoidal en el vástago de la válvula se apoya en un asiento de forma cónica en
la varilla de levantamiento. Con este diseño no sólo se reduce la fricción en cual-
quier movimiento lateral de la válvula sino también se reduce el esfuerzo de
flexión en el vástago de ésta.
El mecanismo de levantamiento por leva que se muestra en las dos ilustracio-
nes siguientes se usa para flujo o presiones muy elevados. A las levas, figura 2.6,
se les puede dar forma para obtener el mejor balance de las fuerzas de
levantamiento y de las características de recorrido del flujo. La carga por resor-
te en la parte superior de cada vástago de válvula es para oponerse a la fuerza
de expulsión ejercida por ese vástago cuando la válvula correspondiente está
abierta por completo. También se usa esta fuerza de resorte como una medi-
da de seguridad para ayudar a asegurarse de que las válvulas se cierren en el caso
de una descarga de urgencia de la turbina.
En la figura 2.7 se muestra una disposición en la que se usa un mecanismo de
distribución por válvulas con levantamiento por varilla y admisión dual hacia la
caja de vapor. La admisión dual tiene la ventaja de reducir la velocidad del vapor
en la caja, reduciéndose de este modo la probabilidad de desgaste de las válvu-
las con un conjunto dado de condiciones de admisión. Nótese también que la dis-
Figura 2.5 La forma geométrica perfi-
lada reduce la fricción y el esfuerzo de
flexión en el vástago de la válvula. (IMO
Industries, Ine., DeLaval Steam Turbine
Division, Trenton, N.J.)
Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 33 
2.2 Secciones de admisión del vapor 
Como el ténnino lo implica, el vapor entra a la turbina en la sección de admisión, 
a través de una o más válvulas reguladoras. Son comunes las disposiciones de 
levantamiento por varilla o por leva. Éstas se muestran en las figuras 2.3 y 2.4, 
respectivamente. 
El mecanismo de distribución por válvulas con levantamiento por varilla que 
se muestra en la figura 2.3 es relativamente sencillo. Un servomotor acciona la pa-
lanca que sube o baja la varilla horizontal que se encuentra encerrada en la caja de 
vapor. Las válvulas reguladoras están suspendidas libremente sobre la varilla y la 
longitud de su vástago está ajustada para que abran en fonna secuencial. En este 
diseño, típicamente se tienen cinco válvulas, pero se han utilizado hasta siete. 
La capacidad de flujo de este tipo de diseño está limitada a más o menos 600 000 
lb/h (273 ton métrica/h). Se deben aplicar precauciones especiales en las aplica-
ciones de flujo elevado para impedir que estas válvulas de suspensión libre giren 
en torno a su eje y se desgasten en servicio. En el esquema de una sola válvula 
de la figura 2.5 se muestra una característica de diseño con la que se minimiza 
la acción de la válvula en un flujo turbulento de vapor. El diseño con la tuer-
ca esferoidal en el vástago de la válvula se apoya en un asiento de fonna cónica en 
la varilla de levantamiento. Con este diseño no sólo se reduce la fricción en cual-
quier movimiento lateral de la válvula sino también se reduce el esfuerzo de 
flexión en el vástago de ésta. 
El mecanismo de levantamiento por leva que se muestra en las dos ilustracio-
nes siguientes se usa para flujo o presiones muy elevados. A las levas, figura 2.6, 
se les puede dar fonna para obtener el mejor balance de las fuerzas de 
levantamiento y de las características de recorrido del flujo. La carga por resor-
te en la parte superior de cada vástago de válvula es para oponerse a la fuerza 
de expulsión ejercida por ese vástago cuando la válvula correspondiente está 
abierta por completo. También se usa esta fuerza de resorte como una medi-
da de seguridad para ayudar a asegurarse de que las válvulas se cierren en el caso 
de una descarga de urgencia de la turbina. 
En la figura 2.7 se muestra una disposición en la que se usa un mecanismo de 
distribución por válvulas con levantamiento por varilla y admisión dual hacia la 
caja de vapor. La admisión dual tiene la ventaja de reducir la velocidad del vapor 
en la caja, reduciéndose de este modo la probabilidad de desgaste de las válvu-
las con un conjunto dado de condiciones de admisión. Nótese también que la dis-
Figura 2.5 La forma geométrica perfi-
lada reduce la fricción y el esfuerzo de 
flexión en el vástago de la válvula. (IMO 
Industries, Ine., DeLaval Steam Turbine 
Division, Trenton, N.J.) 
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34 Capítulo dos
Figura 2.6 Detalle delmecanismo de levantamien-
tode la válvula. (IMO 1ndustries, 1ne., DeLaval Steam
Turbine Division, Trenton, N.J.)
Figura 2.7 Mecanismo de distribución por válvulas de levantamiento por varilla con
admisión dual a la caja de vapor. (Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis. y Erlangen,
Alemania)
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34 Capítulo dos 
Figura 2.6 Detalle del mecanismo de levantamien-
to de la válvula. (IMO Industries, 1 ne., DeLaval Steam 
Turbine Division, Trenton, N.J.) 
Figura 2.7 Mecanismo de distribución por válvulas de levantamiento por varilla con 
admisión dual a la caja de vapor. (Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis. y Erlangen, 
Alemania) 
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Steam
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Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 35
posición de válvulas duales de disparo posibilitaría la prueba de una de éstas
mientras se deja la segunda en operación. Ésta podría ser una tarea importante
de aseguramiento de la confiabilidad.
En la figura 1.6, en páginas anteriores, se mostró una válvula de accionamien-
to manual en una turbina de una sola etapa. En algunas turbinas de una sola eta-
pa, pueden haber hasta tres válvulas de accionamiento manual más una válvula
reguladora. A menudo se utilizan las válvulas de accionamiento manual para
obtener un mejor rendimiento del vapor con carga parcial. Estas válvulas deben
estar cerradas o abiertas por completo. No se usan para estrangular el vapor. En
la figura 2.8 se muestra su efecto.
Haciendo una vez más referencia a la sección de admisión de las turbinas
grandes de vapor con válvulas múltiples, se observa que con frecuencia se surten
las válvulas de paro de emergencia, también llamadas válvulas príncipales de
corte ode estrangulación y disparo (figura 2.9, concepto 2),concoladeras de vapor,
concepto 5, que se construyen en el interior de la caja de vapor, concepto 1. Por
lo general se pueden quitar sin tener que desarmar la tubería. En la figura 2.9 se
muestran estas válvulas de control accionadas por servomotores, concepto 12.
En todas las partes móviles que están dentro del paso del vapor se dejan
grandes intersticios, de modo que los depósitos no puedan impedir su movimien-
to libre. Anillos de sección angular odisposiciones especiales del eslabonamiento
proporcionan una conexión cinemática entre la carcasa exterior y la cámara de
vapor. Por lo común, las toberas que preceden la etapa de regulación se pueden
reemplazar, aun cuando a menudo están soldadas, y no atornilladas, en su sitio.
La etapa de regulación de una turbina, sea de reacción o de acción, se diseña como
una rueda de acción.
En una turbina de etapas múltiples, una etapa consta tanto de álabes rotatorios
como estacionarios. Los álabes estacionarios pueden ser parte de un aro de tobe-
ras, figura 2.10, arriba, o de un diafragma, figura 2.10, abajo. En cualquiera de
1
DOS VÁLVULAS MANUALES CERRADAS
TURBINA DE VÁLVULAS MÚLTIPLES
TURBINA DE UNA SOLA VÁLVULA
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---------------- UNA VÁLVULA MANUAL CERRADA
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---SALIDA DE POTENCIA -
Figura 2.8 Mejora en el rendimiento con carga parcial (aumento en la eficiencia) lograda
al cerrar válvulas manuales. (Coppus-Murray Turbomachinery Corporation, Burlington,
Iowa)
Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 35 
posición de válvulas duales de disparo posibilitaría la prueba de una de éstas 
mientras se deja la segunda en operación. Ésta podría ser una tarea importante 
de aseguramiento de la confiabilidad. 
En la figura 1.6, en páginas anteriores, se mostró una válvula de accionamien-
to manual en una turbina de una sola etapa. En algunas turbinas de una sola eta-
pa, pueden haber hasta tres válvulas de accionamiento manual más una válvula 
reguladora. A menudo se utilizan las válvulas de accionamiento manual para 
obtener un mejor rendimiento del vapor con carga parcial. Estas válvulas deben 
estar cerradas o abiertas por completo. No se usan para estrangular el vapor. En 
la figura 2.8 se muestra su efecto. 
Haciendo una vez más referencia a la sección de admisión de las turbinas 
grandes de vapor con válvulas múltiples, se observa que con frecuencia se surten 
las válvulas de paro de emergencia, también llamadas válvulas principales de 
corte o de estrangulación y disparo (figura 2.9, concepto 2), con coladeras de vapor, 
concepto 5, que se construyen en el interior de la caja de vapor, concepto 1. Por 
lo general se pueden quitar sin tener que desarmar la tubería. En la figura 2.9 se 
muestran estas válvulas de control accionadas por servomotores, concepto 12. 
En todas las partes móviles que están dentro del paso del vapor se dejan 
grandes intersticios, de modo que los depósitos no puedan impedir su movimien-
to libre. Anillos de sección angular o disposiciones especiales del eslabonamiento 
proporcionan una conexión cinemática entre la carcasa exterior y la cámara de 
vapor. Por lo común, las toberas que preceden la etapa de regulación se pueden 
reemplazar, aun cuando a menudo están soldadas, y no atornilladas, en su sitio. 
La etapa de regulación de una turbina, sea de reacción o de acción, se diseña como 
una rueda de acción. 
En una turbina de etapas múltiples, una etapa consta tanto de álabes rotatorios 
como estacionarios. Los álabes estacionarios pueden ser parte de un aro de tobe-
ras, figura 2.10, arriba, o de un diafragma, figura 2.10, abajo. En cualquiera de 
1 
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TURBINA DE VÁLVULAS MÚLTIPLES 
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UNA VÁLVULA MANUAL CERRADA 
DOS VÁLVULAS MANUALES CERRADAS 
---SALIDA DE POTENCIA -
Figura 2.8 Mejora en el rendimiento con carga parcial (aumento en la eficiencia) lograda 
al cerrar válvulas manuales. (Coppus-Murray Turbomachinery Corporation, Burlington, 
Iowa) 
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36 Capítulo dos
= Cubiertadeválvulas
:: Cono de Iaválvula principal de paro
:: Válvula de lacarreradecebado para la
válvula principal deparo
4 :: Husillo de la válvula con cono de la carrera
decebado
12
16
1 J 2
:: Coladera del vapor
:: Asiento de la válvula con difusor
:: Servomotorpara laválvulaprincipalde paro
:: Válvula de control de asiento sencillo con
control piloto
9 :: Husillo de la válvula con cono de la carrera
decebado
10 :: Difusor
11 :: Enderezadordelllujo
12 :: Servomotorparalaválvuladeconlrol
13:: Tubosoldadodelvaporvivo
14 :: Tuboerrbridadodelvaporvivo
15 = Conexión a la rmad dellondo de la
carcasadelaturbina
16 :: Tubo de conexión alaparte superior de
la carcasade laturbina
1J
Figura 2.9 Conjunto de la cubierta de válvulas (caja de válvulas). (Asea Brown Boueri,
Baden, Suiza)
los dos casos, su función es dirigir el vapor para que incida sobre los álabes rota-
torios, con lo que se hace girar el rotor y se produce trabajo mecánico.
Existen varios métodos de fabricación para los aros de toberas. Elliott es una
de las varias compañías cuyos aros de toberas de la primera etapa a menudo se
fabrican al fresar los pasos del vapor en bloques de acero inoxidable, los cuales,
a continuación, se sueldan entre sí (Fig. 2.10).
Las toberas de las etapas de presión intermedia se forman a partir de secciones
de toberas de acero inoxidable y bandas exteriores e interiores. Entonces, éstas
se sueldan a una sección central redonda y a un aro exterior.
A veces, los diafragmas de baja presión de las turbinas de condensación se
fabrican al colar las secciones de toberas de acero inoxidable directamente en el
interior de hierro fundido de alta resistencia. Este diseño incluye uncaptador de
la humedad para atrapar las gotitas de condensado y evitar que reingresen a la
trayectoria del vapor. Estos diafragmas también se pueden fabricar por completo.
2.3 Diafragmas y empaquetadura de laberinto de las turbinas de vapor
En una turbina de acción, un diafragma es una partición estacionaria colocada
entre cada rueda rotatoria y que:
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Anillos de
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Figura 2.10 Los aros de tobe
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• Separa la turbina enva!
baja.
• Contiene las toberas qu
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• Retiene la empaquetad
ruedas de cada etapa.
Las toberas contenidas
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36 Capítulo dos 
::: Cubiertadeválvulas 
::: Cona de laválvula principal de paro 
::: Válvula de lacarreradecebado para la 
válvula principal de paro 
4 ::: Husillo de la válvulaconcono de la carrera 
decebado 
::: Coladera del vapor 
::: Asientode la valvulacon difusor 
::: Servomotor para laválvulaprincipalde paro 
::: Válvula de control de asiento sencillo con 
control piloto 
9 ::: Husillo de la válvula con cono de la carrera 13 
decebado 
10 ::: Difusor 
11 ::: Enderezadordelllujo 
12 ::: Servomotorparalaválvuladeconlrol 
13::: Tubosoldadodetvaporvivo 
14 ::: Tuboentlridadodelvaporvivo 
15 = Conexión a la rri1ad del fondo de la 
carcasadelaturbina 
16 ::: Tubo de conexión a la parle superior de 
la carcasa de laturbina 
12 
16 
Figura 2.9 Conjunto de la cubierta de válvulas (caja de válvulas). (Asea Brown Boueri, 
Baden, Suiza) 
los dos casos, su función es dirigir el vapor para que incida sobre los álabes rota-
torios, con lo que se hace girar el rotor y se produce trabajo mecánico. 
Existen varios métodos de fabricación para los aros de toberas. Elliott es una 
de las varias compañías cuyos aros de toberas de la primera etapa a menudo se 
fabrican al fresar los pasos del vapor en bloques de acero inoxidable, los cuales, 
a continuación, se sueldan entre sí (Fig. 2.10). 
Las toberas de las etapas de presión intermedia se forman a partir de secciones 
de toberas de acero inoxidable y bandas exteriores e interiores. Entonces, éstas 
se sueldan a una sección central redonda y a un aro exterior. 
A veces, los diafragmas de baja presión de las turbinas de condensación se 
fabrican al colar las secciones de toberas de acero inoxidable directamente en el 
interior de hierro fundido de alta resistencia. Este diseño incluye un captador de 
la humedad para atrapar las gotitas de condensado y evitar que reingresen a la 
trayectoria del vapor. Estos diafragmas también se pueden fabricar por completo. 
2.3 Diafragmas y empaquetadura de laberinto de las turbinas de vapor 
En una turbina de acción, un diafragma es una partición estacionaria colocada 
entre cada rueda rotatoria y que: 
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Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 37
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Figura 2.10 Los aros de toberas y diafragmas dirigen el vapor para que incida sobre los
álabes (paletas) rotatorios de una turbina. (Elliott Company, Jeannette, Pa.)
• Separa la turbina en varias etapas de presión, con presión sucesivamente más
baja.
• Contiene las toberas que aceleran y dirigen el chorro de vapor hacia el empa-
letado, y a través de éste, de la subsiguiente rueda rotatoria.
• Retiene la empaquetadura a través de la cual pasa la flecha que contiene las
ruedas de cada etapa.
Las toberas contenidas en los diafragmas tienen tamaño y área del paso que
varían de etapa a etapa, con el fin de manejar en forma eficiente el volumen de va-
por que se encuentra a los diversos niveles de presión de un lado a otro de la
turbina.
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Diafragmas 
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Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 37 
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Figura 2.10 Los aros de toberas y diafragmas dirigen el vapor para que incida sobre los 
álabes (paletas) rotatorios de una turbina. (Elliott Company, Jeannette, Pa.) 
• Separa la turbina en varias etapas de presión, con presión sucesivamente más 
baja. 
• Contiene las toberas que aceleran y dirigen el chorro de vapor hacia el empa-
letado, y a través de éste, de la subsiguiente rueda rotatoria. 
• Retiene la empaquetadura a través de la cual pasa la flecha que contiene las 
ruedas de cada etapa. 
Las toberas contenidas en los diafragmas tienen tamaño y área del paso que 
varían de etapa a etapa, con el fin de manejar en forma eficiente el volumen de va-
por que se encuentra a los diversos niveles de presión de un lado a otro de la 
turbina. 
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38 Capítulo dos
Con unas cuantas excepciones, los diafragmas modernos, en el estado actual
de la técnica, suelen fabricarse en cuatro estilos o configuraciones tipo: fundi-
dos convencionalmente, fundidos con revestimiento, fresados y soldados, y de
rayos.
Los diafragmas fundidos convencionalmente en general constan de secciones
preformadas de álabes de toberas, de acero inoxidable 405 laminado en frío,
cortadas a la longitud correspondiente a la altura apropiada de las toberas. Las
secciones separadas de toberas se colocan en posición, en el lugar adecuado, y se
cuela hierro fundido dúctil (ASTMA-536, Gr. 80-55-06) para formar el diafragma;
la trayectoria resultante para el vapor no es por completo de construcción de acero
inoxidable.
El diafragma de fundición convencional queda limitado a aplicaciones de baja
temperatura (500°F y menos)y caídas de presión por etapa de aproximadamente
25 psig. Su frecuencia de uso está disminuyendo y está siendo desplazado
gradualmente por los otros tipos básicos de diafragmas, en especial en el rango
de altura pequeña de tobera. Si bien el diafragma básico es menos caro que los
otros tipos, algunas áreas problemas están asociadas con los diafragmas de
fundición convencional:
• El área real de la tobera es dificil de controlar. En muchos casos, se requiere
un limado manual caro para quitar la arena de los machos de los pasos de las
toberas y obtener las áreas adecuadas.
• Los índices de desperdicio son elevados. La calidad de la pieza fundida que se
obtiene a partir de este método es dificil de controlar, en particular en el orificio.
Los diafragmas fundidos con revestimiento constan de bloques separados de
toberas de material con 17%de cromo (17-4 PH) (Fig, 2.11), montados en los aros
interior y exterior de acero (ASTM A-283 Gr. D) y soldados entre sí por el proce-
so de soldadura por arco sumergido (Fig. 2.12). Obsérvese entonces que este
bloque de tobera tiene las paredes laterales incluidas, lo que da por resultado, con
el proceso de fundición con revestimiento, una trayectoria total para el vapor de
acero inoxidable. Los bloques de toberas se pueden producir con una tolerancia
mucho más estrecha y con un acabado más liso que con los métodos de fundición
convencional.
Con la construcción total de acero, la temperatura permisible en la etapa es de
750°F (400°C) y la caída de presión admisible a través de los diafragmas no es una
limitación grave, porque se puede incrementar el espesor real hasta lo que se
requiera.
El diámetro interior de las toberas de una familia de diafragmas, con aproxi-
madamente el mismo diámetro de paso, permanece constante, de modo que el
diámetroexterior de la rueda también es constante. Muchas veces, esto conduce
a que sea posible el uso de una rueda estándar de turbina.
Usos recientes de los diafragmas fundidos con revestimiento incluyen una
turbina de condensación de 12.5 MW, con altura de tobera de 13.0 in (330 mm)
y con un diámetro de paso de 53.25 in (1353 mm), Los diafragmas fundidos con
revestimiento han probado ser superiores a los de fundición convencional (control
más estrecho del área, acabado más liso, paredes laterales) y, con modificaciones
Carcasas de las tur
Figura 2.11 Diafragma fund
N.Y.J
en el diseño mecánico, pu
fresado y soldado.
El diafragma fresado J
montados y soldados entre
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Figura 2.12 Bloque de tobi
Company, Wellsville, N.Y.)
38 Capítulo dos 
Con unas cuantas excepciones, los diafragmas modernos, en el estado actual 
de la técnica, suelen fabricarse en cuatro estilos o configuraciones tipo: fundi-
dos convencionalmente, fundidos con revestimiento, fresados y soldados, y de 
rayos. 
Los diafragmas fundidos convencionalmente en general constan de secciones 
preformadas de álabes de toberas, de acero inoxidable 405 laminado en frío, 
cortadas a la longitud correspondiente a la altura apropiada de las toberas. Las 
secciones separadas de toberas se colocan en posición, en el lugar adecuado, y se 
cuela hierro fundido dúctil (ASTM A-536, Gr. 80-55-06) para formar el diafragma; 
la trayectoria resultante para el vapor no es por completo de construcción de acero 
inoxidable. 
El diafragma de fundición convencional queda limitado a aplicaciones de baja 
temperatura (500°F y menos)y caídas de presión por etapa de aproximadamente 
25 psig. Su frecuencia de uso está disminuyendo y está siendo desplazado 
gradualmente por los otros tipos básicos de diafragmas, en especial en el rango 
de altura pequeña de tobera. Si bien el diafragma básico es menos caro que los 
otros tipos, algunas áreas problemas están asociadas con los diafragmas de 
fundición convencional: 
• El área real de la tobera es dificil de controlar. En muchos casos, se requiere 
un limado manual caro para quitar la arena de los machos de los pasos de las 
toberas y obtener las áreas adecuadas. 
• Los índices de desperdicio son elevados. La calidad de la pieza fundida que se 
obtiene a partir de este método es dificil de controlar, en particular en el orificio. 
Los diafragmas fundidos con revestimiento constan de bloques separados de 
toberas de material con 17% de cromo (17-4 PH) (Fig. 2.11), montados en los aros 
interior y exterior de acero (ASTM A-283 Gr. D) y soldados entre sí por el proce-
so de soldadura por arco sumergido (Fig. 2.12). Obsérvese entonces que este 
bloque de tobera tiene las paredes laterales incluidas, lo que da por resultado, con 
el proceso de fundición con revestimiento, una trayectoria total para el vapor de 
acero inoxidable. Los bloques de toberas se pueden producir con una tolerancia 
mucho más estrecha y con un acabado más liso que con los métodos de fundición 
convencional. 
Con la construcción total de acero, la temperatura permisible en la etapa es de 
750°F (400°C) y la caída de presión admisible a través de los diafragmas no es una 
limitación grave, porque se puede incrementar el espesor real hasta lo que se 
requiera. 
El diámetro interior de las toberas de una familia de diafragmas, con aproxi-
madamente el mismo diámetro de paso, permanece constante, de modo que el 
diámetro exterior de la rueda también es constante. Muchas veces, esto conduce 
a que sea posible el uso de una rueda estándar de turbina. 
Usos recientes de los diafragmas fundidos con revestimiento incluyen una 
turbina de condensación de 12.5 MW, con altura de tobera de 13.0 in (330 mm) 
y con un diámetro de paso de 53.25 in (1353 mm). Los diafragmas fundidos con 
revestimiento han probado ser superiores a los de fundición convencional (control 
más estrecho del área, acabado más liso, paredes laterales) y, con modificaciones 
http://gratislibrospdf.com/
de secciones
ado en frío,
toberas. Las
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Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 39
Figura 2.11 Diafragma fundido con revestimiento. (Dresser-Rand Company, Wellsville,
N. Y.)
en el diseño mecánico, pueden dar un rendimiento comparable al del diseño
fresado y soldado.
El diafragma fresado y soldado consta de bloques separados de toberas
montados y soldados entre sí, de modo semejante a los diafragmas fundidos con
revestimiento. La diferencia más significativa se encuentra en el propio bloque
,.
Figura2.12 Bloque de tobera en el proceso de soldadura por arco sumergido. (Dresser-Rand
Company, Wellsville, N. Y.)
Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 39 
Figura 2.11 Diafragma fundido con revestimiento. (Dresser-Rand Company, Wellsuille, 
N.Y.J 
en el diseño mecánico, pueden dar un rendimiento comparable al del diseño 
fresado y soldado. 
El diafragma fresado y soldado consta de bloques separados de toberas 
montados y soldados entre sí, de modo semejante a los diafragmas fundidos con 
revestimiento. La diferencia más significativa se encuentra en el propio bloque 
Figura 2.12 Bloque de tobera en el proceso de soldadura por arco sumergido. (Dresser-Rand 
Company, Wellsuille, N.Y.) 
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40 Capítulo dos
de tobera. La tobera se fresa para darle la configuración adecuada a partir de un
bloque sólido de acero inoxidable (405 ASTM A-276 laminado en caliente, figura
2.13). El resultado es una trayectoria total del vapor de acero inoxidable. A
continuación, las toberas separadas se colocan en posición con los aros interior y
exterior (ASTM A-283, Gr. D) y se sueldan entre sí por el proceso de soldadura
por arco sumergido. En la figura 2.14 se muestra el conjunto acabado.
El límite de temperatura en la etapa para este tipo de diafragma es de 750°F
(400°C), pero se puede incrementar con el uso de materiales adecuados para los
aros interior y exterior. La caída permisible en la presión a través del diafragma
fresado y soldado es la misma que para los diafragmas de fundición con
revestimiento.
Las ventajas de los diafragmas del tipo fresado y soldado incluyen el logro de
un espaciamiento estrecho paleta-tobera (tanto a la entrada como a la salida)
junto con el uso de diámetros de paso constantes de etapa a etapa. Esto da por
resultado una "captación de velocidad residual", lo cual mejora todavía más la
eficiencia de la etapa y se conoce como construcción flugelizada.
Se pueden maquinar un amplio rango de alturas de toberas a partir de un
tamaño estándar de bloque.
Suele usarse el diafragma de rayos (es decir, como los rayos en una rueda,
figura 2.15) cuando se requieren alturas de toberas más grandes (mayores que
3.25 in, o sea, 83 mm), Los álabes de las toberas (Fig, 2.16) se fabrican de acero
inoxidable 405 (fundidos en molde de arena, de placa fresada o preformados), o
bien, de fundición con revestimiento 17-4 PR.
Los álabes de las toberas se ajustan a los aros interior y exterior (ASTMA-283,
Gr. D), colocados en posición adecuada por medio de resaltes en los aros y
pasadores. Entonces el conjunto se suelda por puntos y los resaltes se quitan por
maquinado. En seguida, cada álabe de tobera se suelda en todos los bordes por el
método de soldadura manual de arco eléctrico protegido.
Figura 2.13 Toberas para turbina de vapor de acción fresadas a partir de bloques macizos
de acero inoxidable. (Mitsubishi Heavy Industries, Ltd., Hiroshima, Japón)
Careas as de las turb
aleta radial de seU,
banda de refuerzo sol
Figura 2.14 Conjunto de diafra¡
de refuerzo). (Mitsubishi Heavy 1
La construcción es costos:
manual.
Cualquier unidad quecump
Institute (API 612) (lnstitub
paquetadura de laberinto pa
critas a continuaciónse centi
rinto:
Figura 2.15 Diafragma de ra:
40 Capítulo dos 
de tobera. La tobera se fresa para darle la configuración adecuada a partir de un 
bloque sólido de acero inoxidable (405 ASTM A-276 laminado en caliente, figura 
2.13). El resultado es una trayectoria total del vapor de acero inoxidable. A 
continuación, las toberas separadas se colocan en posición con los aros interior y 
exterior (ASTM A-283, Gr. D) y se sueldan entre sí por el proceso de soldadura 
por arco sumergido. En la figura 2.14 se muestra el conjunto acabado. 
El límite de temperatura en la etapa para este tipo de diafragma es de 750°F 
(400°C), pero se puede incrementar con el uso de materiales adecuados para los 
aros interior y exterior. La caída permisible en la presión a través del diafragma 
fresado y soldado es la misma que para los diafragmas de fundición con 
revestimiento. 
Las ventajas de los diafragmas del tipo fresado y soldado incluyen el logro de 
un espaciamiento estrecho paleta-tobera (tanto a la entrada como a la salida) 
junto con el uso de diámetros de paso constantes de etapa a etapa. Esto da por 
resultado una "captación de velocidad residual", lo cual mejora todavía más la 
eficiencia de la etapa y se conoce como construcción flugelizada. 
Se pueden maquinar un amplio rango de alturas de toberas a partir de un 
tamaño estándar de bloque. 
Suele usarse el diafragma de rayos (es decir, como los rayos en una rueda, 
figura 2.15) cuando se requieren alturas de toberas más grandes (mayores que 
3.25 in, o sea, 83 mm). Los álabes de las toberas (Fig. 2.16) se fabrican de acero 
inoxidable 405 (fundidos en molde de arena, de placa fresada o preformados), o 
bien, de fundición con revestimiento 17-4 PH. 
Los álabes de las toberas se ajustan a los aros interior y exterior (ASTM A-283, 
Gr. D), colocados en posición adecuada por medio de resaltes en los aros y 
pasadores. Entonces el conjunto se suelda por puntos y los resaltes se quitan por 
maquinado. En seguida, cada álabe de tobera se suelda en todos los bordes por el 
método de soldadura manual de arco eléctrico protegido. 
Figura 2.13 Toberas para turbina de vapor de acción fresadas a partir de bloques macizos 
de acero inoxidable. (Mitsubishi Heavy Industries, Ltd., Hiroshima, Japón) 
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Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 41
artirdeun
nte, figura
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interior y
soldadura
aleta radial de sello
"". do"""'" '.d"\
Figura 2.14 Conjuntodediafragma soldadopara turbina devapor (diafragmaconbanda
de refuerzo).(Mitsubishi Heavy Industries, Ltd., Hiroshima, Japón)
La construcción es costosa en virtud de la extensa operación de soldadura
manual.
Cualquier unidad que cumpla conlas normas aplicables delAmerican Petroleum
Institute (API 612) (Instituto Americano del Petróleo) requerirá el uso de em-
paquetadura de laberinto para el sellado entre etapas. Las características des-
critas a continuación se centrarán en torno al uso de la empaquetadura de labe-
rinto:
macizos
Figura 2.15 Diafragma de rayos. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N.Y)
Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 41 
aleta radial de sello 
banda de refuerzo soldada 
Figura 2.14 Conjunto de diafragma soldado para turbina de vapor (diafragma con banda 
de refuerzo). (Mitsubishi Heavy Industries, Ltd., Hiroshima, Japón) 
La construcción es costosa en virtud de la extensa operación de soldadura 
manual. 
Cualquier unidad que cumpla con las normas aplicables del American Petroleum 
Institute (API 612) (Instituto Americano del Petróleo) requerirá el uso de em-
paquetadura de laberinto para el sellado entre etapas. Las características des-
critas a continuación se centrarán en torno al uso de la empaquetadura de labe-
rinto: 
Figura 2.15 Diafragma de rayos. (Dresser·Rand Company, Wellsville, N.Y.) 
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42 Capítulo dos Careas as de las tu
Figura 2.16 Álabes de toberas para el diafragma de rayos. (Dresser-Rand Company,
Wellsville, N Y.)
• Los diafragmas se parten horizontalmente y se sujetan con cuña, sirviendo la
cuña principalmente como un sello pero también como un dispositivo de
referencia axial para las mitades superior e inferior (Fig. 2.17). Obsérvese
también la espiga de referencia. Las espigas de referencia se montan en la
hendedura del diafragma para garantizar la simetría del agujero central de
la empaquetadura.
• La mitad inferior del diafragma se asegura a la carcasa, después de calzar
mediante el uso de tornillos prisioneros (Fig. 2.18).
• El diámetro exterior es
diámetro interior de la e
con el fin de fijar los int
• Al levantar la mitad sUI
diafragma se caiga med
carcasa. En el ajuste no]
de modo que la mitad SI
Figura 2.17 Línea de hendedura del diafragma en la que se muestra el cuñero y la espiga
de referencia. (Dresser-Rand Company, Wellsville, NY.) CONJUNTO" D1AEBAGMACCNr~
42 Capítulo dos 
Figura 2.16 Álabes de toberas para el diafragma de rayos. (Dresser-Rand Company, 
Wellsville, N. Y.) 
• Los diafragmas se parten horizontalmente y se sujetan con cuña, sirviendo la 
cuña principalmente como un sello pero también como un dispositivo de 
referencia axial para las mitades superior e inferior (Fig. 2.17). Obsérvese 
también la espiga de referencia. Las espigas de referencia se montan en la 
hendedura del diafragma para garantizar la simetría del agujero central de 
la empaquetadura. 
• La mitad inferior del diafragma se asegura a la carcasa, después de calzar 
mediante el uso de tornillos prisioneros (Fig. 2.18). 
Figura 2.17 Línea de hendedura del diafragma en la que se muestra el cuñero y la espiga 
de referencia. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N.Y.) 
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Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 43
Figura2.18 Mitad inferior de la
carcasa mostrando los diafragmas
asegurados con tornillos prisione-
ros. (Dresser-Rand Company,
Wellsville, N. y')
, sirviendola
ispositivode
). Obsérvese
ontan en la
ro central de
• El diámetro exterior es aproximadamente 0.060 in (l.5 mm) menor que el
diámetro interior de la carcasa para permitir que la mitad inferior sea calzada
con el fin de fijar los intersticios laberinto a rotor (Fig, 2.19).
• Al levantar la mitad superior de la carcasa, se evita que la mitad superior del
diafragma se caiga mediante el uso de topes colocados en la hendedura de la
carcasa. En el ajuste normal, existe un intersticio entre el tope y el diafragma,
de modo que la mitad superior se pueda apoyar sobre su espiga de referencia.
CONJUNTO' pIAERAGMACCM;MPAOLlETAQURADE LABERINTO
Figura 2.19 Aspectos geométricos
del contorno del diafragma. (Dresser-
Rand Company, Wellsville, N. Y.)
ero y la espiga
Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 43 
Figura 2.18 Mitad inferior de la 
carcasa mostrando los diafragmas 
asegurados con tornillos prisione-
ros. (Dresser-Rand Company, 
Wellsville, N. Y.) 
• El diámetro exterior es aproximadamente 0.060 in (1.5 mm) menor que el 
diámetro interior de la carcasa para permitir que la mitad inferior sea calzada 
con el fin de fijar los intersticios laberinto a rotor (Fig. 2.19). 
• Al levantar la mitad superior de la carcasa, se evita que la mitad superior del 
diafragma se caiga mediante el uso de topes colocados en la hendedura de la 
carcasa. En el ajuste normal, existe un intersticio entre el tope y el diafragma, 
de modo que la mitad superior se pueda apoyar sobre su espiga de referencia. 
CONJUNTO' pIAEBAGMACC.Nf;MPAQUETApUBADE LABERINTO 
Figura 2.19 Aspectos geométricos 
del contorno del diafragma. (Dresser-
Rand Company, Wellsville, N. Y.) 
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44 Capítulo dos
• Todos los diafragmas se ¡
colocadas a corta dístancí:
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además de la extracción ¿
• En una disposición especi
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mejor patrón de los tornil
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las aplicaciones de metal
Carcasas de las nn
En las siguientes seis ilu
clasesde empaquetaduras (
macizos de empaquetadura
alojamiento de la empaquetadura de laberinto
Figura 2.20 Protecciones contra la fricción del aire colocadas a corta distancia de la perife-
ria de la rueda. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N. Y.)
empaquetadura de laberinto
resorte
Figura 2.21 Conjunto de la empaquetadura de laberinto. (Mitsubishi Heavy Industries,
Ltd., Hiroshima, Japón)
Figura 2.22 Sello de laberi
44 Capítulo dos 
Figura 2.20 Protecciones contra la fricción del aire colocadas a corta distancia de la perife-
ria de la rueda. (Dresser-Rand Company, Wellsuille, N. Y.) 
alojamiento de la empaquetadura de laberinto 
empaquetadura de laberinto 
Figura 2.21 Conjunto de la empaquetadura de laberinto. (Mitsubishi Heauy Industries, 
Ltd., Hiroshima, Japón) 
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de la perife-
Industries,
Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 45
• Todos los diafragmas se ajustan con protecciones contra la fricción del aire
colocadas a corta distancia del diámetro exterior de la rueda. Estas proteccio-
nes también sirven como protección adicional para la carcasa (Fig. 2.20),
además de la extracción de la humedad de la etapa.
• En una disposición especial del diafragma, semejante a la usada en el servicio
a alta temperatura, las mitades del diafragma se atornillan entre sí. Con esto
se elimina la necesidad de los topes de la mitad superior y permite tener un
mejor patrón de los tornillos de la carcasa con bridas horizontales; es decir, la
línea de tornillos más cercana a la fuente de presión interna, preocupación en
las aplicaciones de metal con metal.
En las siguientes seis ilustraciones, figuras 2.21 a 2.26, se muestran varias
clases de empaquetaduras (sellos) usadas en las turbinas de vapor. En los anillos
macizos de empaquetadura se incorpora una disposición de resorte que empuja
Figura 2.22 Sello de laberinto. (Elliott Company, Jeannette, Pa.)
Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 45 
• Todos los diafragmas se ajustan con protecciones contra la fricción del aire 
colocadas a corta distancia del diámetro exterior de la rueda. Estas proteccio-
nes también sirven como protección adicional para la carcasa (Fig. 2.20), 
además de la extracción de la humedad de la etapa. 
• En una disposición especial del diafragma, semejante a la usada en el servicio 
a alta temperatura, las mitades del diafragma se atornillan entre sí. Con esto 
se elimina la necesidad de los topes de la mitad superior y permite tener un 
mejor patrón de los tornillos de la carcasa con bridas horizontales; es decir, la 
línea de tornillos más cercana a la fuente de presión interna, preocupación en 
las aplicaciones de metal con metal. 
En las siguientes seis ilustraciones, figuras 2.21 a 2.26, se muestran varias 
clases de empaquetaduras (sellos) usadas en las turbinas de vapor. En los anillos 
macizos de empaquetadura se incorpora una disposición de resorte que empuja 
Figura 2.22 Sello de laberinto. (Elliott Company, Jeannette, Pa.) 
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AIRE
ATMOS-
FÉRICO
~
Figura 2_23 Los segmentos de laberinto con resorte reduce la fuga de vapor hacia la
atmósfera. (Transamerica DeLaval, Engineering Handbook, McGraw-Hill, 1983)
Figura 2_24 En las turbinas de reacción, se usan tiras selladoras (tiras en J) en la parte
estacionaria de las casquillas de empaquetadura. Estas tiras sobresalen hacia las ranuras
que se encuentran en la flecha del rotar. (Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wiss. y
Erlangen, Alemania)
46
Carcasas de las turi
J Figura 2.25 Tiras selladoras 1:
de turbinas de reacción. (Siemen
nia)
esa empaquetadura hacia:
pequeño reborde en el portal
la flecha. Si la flecha llega i
térmicos o de otro tipo, se e¡
primiendo de este modo los
muestran dos vistas de emps
tiras selladoras en la carcasa
en las puntas del empaletad
Figura 2.26 Segmentos de err
de carbón. (Dresser-Rand Com.
AIRE 
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FÉRICO 
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Figura 2.23 Los segmentos de laberinto con resorte reduce la fuga de vapor hacia la 
atmósfera. (Transamerica DeLaval, Engineering Handbook, McGraw-Hill, 1983) 
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Figura 2_24 En las turbinas de reacción, se usan tiras selladoras (tiras en J) en la parte 
estacionaria de las casquillas de empaquetadura. Estas tiras sobresalen hacia las ranuras 
que se encuentran en la flecha del rotor. (Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wiss. y 
Erlangen, Alemania) 
46 
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AIRE
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en la parte
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Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 47
Portador de los
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Rotor
'Figura 2.25 Tiras selladoras laminadas en el portador de los álabes de guía y en el rotor
de turbinas de reacción. (Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis. y Erlangen, Alema·
nia)
esa empaquetadura hacia la flecha. La empaquetadura se apoya sobre un
pequeño reborde en el portaempaquetadura que, normalmente, le impide tocar
la flecha. Si la flecha llega a tocar esta empaquetadura, debido a los cambios
térmicos o de otro tipo, se espera que esta última se mueva radialmente, com-
primiendo de este modo los resortes de carga. En las figuras 2.24 y 2.25 se
muestran dos vistas de empaquetadura que se produce mediante el laminado de
tiras selladoras en la carcasa oel rotor. Este tipo de diseño de sello es de uso común
en las puntas del empaletado en las turbinas de reacción.
Figura 2.26 Segmentos de empaquetadura de anillo
de carbón. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N.Y.)
Carcasas de las turbinas y componentes estacionarios importantes 47 
Portador de los 
álabes de gula 
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de gula 
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Rotor 
' Figura 2.25 Tiras selladoras laminadas en el portador de los álabes de guía y en el rotor 
de turbinas de reacción. (Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis. y Erlangen, Alema-
nia) 
esa empaquetadura hacia la flecha. La empaquetadura se apoya sobre un 
pequeño reborde en el portaempaquetadura que, normalmente, le impide tocar 
la flecha. Si la flecha llega a tocar esta empaquetadura, debido a los cambios 
térmicos o de otro tipo, se espera que esta última se mueva radialmente, com-
primiendo de este modo los resortes de carga. En las figuras 2.24 y 2.25 se 
muestran dos vistas de empaquetadura que se produce mediante el laminado de 
tiras selladoras en la carcasa o el rotor. Este tipo de diseño de sello es de uso común 
en las puntas del empaletado en las turbinas de reacción. 
Figura 2.26 Segmentos de empaquetadura de anillo 
de carbón. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N. Y.) 
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48 Capítulo dos
c::::::D Baja presión
c=::::o Alta presión
Figura 2.27 Disipación de las fugas de vapor y principio de sellado. (Dresser-Rand
Company, Wellsuille, N.YJ
En la última ilustración, figura 2.26, se tiene una empaquetadura de carbón
(véase también la figura 1.5, en páginas anteriores). En este diseño, se montan
anillos flotantes de carbón a la flecha, con holgura muy estrecha. El conjunto de
la empaquetadura se mantiene en su lugar y contra una superficie selladora por
medio de un resorte circular que recorre los 3600 alrededor del conjunto.
Aun cuando los anillos de carbón se pueden diseñar y fabricar para tener fugas
mínimas, requieren un mantenimiento más intensivo que cualquiera de los otros
dos diseños de sello: de laberinto o de gas seco. En relación con una descripción
detallada de los sellos de gas seco, véase un texto actualizado sobre tecnología de
los compresores.
Por último, en la figura 2.27 se tiene un esquema del método de sellado del vapor
que suele emplearse con los tamaños de turbinas de vapor más grandes (de 1000
hp y más). La fuga de vapor se conduce hacia regiones de presión sucesivamente
más baja en la turbina o, al final, a un condensador de vapor de caja estancadora.
3.1 Chumaceras para la t
Los diseños de chumaceras
tipos de turbomaquinaria i.J
vapor y los compresores din
tipos de cojinetesencontrad
• Cilíndrica simple
• De ranuras axiales
• Con dique de presión
• De agujero central de lín
• De pivote descentrado
• De tres lóbulos
• De cuatro lóbulos
• De zapatas basculantes
La razón para una selecció
tiene características única
aplicación que para otra.
Los parámetros geométi
diámetro, el ángulo del an
y el juego de funcionamien
48 Capítulo dos 
Figura 2.27 Disipación de las fugas de vapor y principio de sellado. (Dresser-Rand 
Company, Wellsville, N.Y.) 
En la última ilustración, figura 2.26, se tiene una empaquetadura de carbón 
(véase también la figura 1.5, en páginas anteriores). En este diseño, se montan 
anillos flotantes de carbón a la flecha, con holgura muy estrecha. El conjunto de 
la empaquetadura se mantiene en su lugar y contra una superficie selladora por 
medio de un resorte circular que recorre los 3600 alrededor del conjunto. 
Aun cuando los anillos de carbón se pueden diseñar y fabricar para tener fugas 
mínimas, requieren un mantenimiento más intensivo que cualquiera de los otros 
dos diseños de sello: de laberinto o de gas seco. En relación con una descripción 
detallada de los sellos de gas seco, véase un texto actualizado sobre tecnología de 
los compresores. 
Por último, en la figura 2.27 se tiene un esquema del método de sellado del vapor 
que suele emplearse con los tamaños de turbinas de vapor más grandes (de 1000 
hp y más). La fuga de vapor se conduce hacia regiones de presión sucesivamente 
más baja en la turbina o, al final, a un condensador de vapor de caja estancadora. 
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e carbón
montan
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dora por
el vapor
de 1000
amente
cadora.
Capítulo
3
Cojinetes para las turbinas
de transmisión mecánica
3.1 Chumaceras para la turbomaquinaria industrial
Los diseños de chumaceras descritos en este capítulo son comunes para muchos
tipos de turbomaquinaria industrial, incluyendo, por supuesto, las turbinas de
vapor y los compresores dinámicos así como los de desplazamiento positivo. Los
tipos de cojinetes encontrados más comúnmente en la turbomaquinaria incluyen:
• Cilíndrica simple
• De ranuras axiales
• Con dique de presión
• De agujero central de limón
• De pivote descentrado
• De tres lóbulos
• De cuatro lóbulos
• De zapatas basculantes
La razón para una selección tan larga de cojinetes es que cada uno de estos tipos
tiene características únicas de operación que lo hacen más adecuado para una
aplicación que para otra.
Los parámetros geométricos fundamentales para todas las chumaceras son el
diámetro, el ángulo del arco de la zapata, la relación de la longitud al diámetro
y el juego de funcionamiento. Para los tipos de cojinetes que constan de zapatas
49
Capítulo 
3 
Cojinetes para las turbinas 
de transmisión mecánica 
3.1 Chumaceras para la turbomaquinaria industrial 
Los diseños de chumaceras descritos en este capítulo son comunes para muchos 
tipos de turbomaquinaria industrial, incluyendo, por supuesto, las turbinas de 
vapor y los compresores dinámicos así como los de desplazamiento positivo. Los 
tipos de cojinetes encontrados más comúnmente en la turbomaquinaria incluyen: 
• Cilíndrica simple 
• De ranuras axiales 
• Con dique de presión 
• De agujero central de limón 
• De pivote descentrado 
• De tres lóbulos 
• De cuatro lóbulos 
• De zapatas basculantes 
La razón para una selección tan larga de cojinetes es que cada uno de estos tipos 
tiene características únicas de operación que lo hacen más adecuado para una 
aplicación que para otra. 
Los parámetros geométricos fundamentales para todas las chumaceras son el 
diámetro, el ángulo del arco de la zapata, la relación de la longitud al diámetro 
y el juego de funcionamiento. Para los tipos de cojinetes que constan de zapatas 
49 
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50 Capítulo tres
múltiples, también se tienen variaciones en el número de zapatas, precarga,
ángulo de excentricidad del pivote de la zapata y orientación del cojinete (sobre
las zapatas o entre éstas), Además de los parámetros geométricos, existen varios
parámetros importantes de operación. Los parámetros claves de operación son la
viscosidad del aceite, la densidad del aceite, la velocidad de rotación, la carga de
gravedad en el cojinete y las cargas externas aplicadas. Las cargas en espiral en
las bombas y las cargas por encastramiento en las cajas de engranes son ejemplos
de cargas externas.
El cojinete simple, mostrado en la figura 3.1, es la chumacera hidrodinámica
más básica. Como el nombre lo implica, este cojinete tiene un agujero cilíndrico
simple. En la figura 3.2 se ilustra una flecha girando en un cojinete simple. La
flecha excéntrica rotatoria desarrollará un perfil de presiones de la película de
aceite, como se muestra en la figura 3.2. Si este perfil de presiones se integra en
torno al cojinete, resulta ~a fuerza neta resistente que se opone a la carga im-
puesta, W. La posición en la que existe un equilibrio entre la carga impuesta y la
fuerza hidrodinámica se llama posición de equilibrio. La excentricidad de la fle-
cha, e, es la distancia entre la flecha desplazada en el equilibrio y el centro del
cojinete. En la, turbomaquinaria horiiontal, las cargas impuestas al cojinete se
deben al peso gravítacíonal del ro'tóh Además, de la carga de gravedad, pueden
haber cargas externas sobre el cojinete, como se mencionó con anterioridad.
'El cojinete 'con' cuatro 'raIiuras~:~a,~~s, ilustrado en la figura 3.3, es otra
variación de una chumacera simple. Este diseño incorpora cuatro ranuras
axiales, separadas 90°, las cuales normalmente se ubican a 45° respecto del eje
vertical. Para algunas aplicaciones, este diseño es más estable que la chumacera
simple.
En la figura 3.4 se muestra la chumacera con dique de presión. Este cojinete
también es similar al simple, excepto en que incorpora un recorte circunferencial
en relieve, conprofundidad d, en la mitad superior. El relieve finaliza abruptamen-
te en un escalón, a cierto ángulo es respecto de la línea divisoria horizontal, como
se muestra en la figura 3.4. La diferencia de presión antes y después del escalón
crea una carga neta que impulsa al muñón hacia abajo, hacia la mitad inferior del
Figura 3.1 Chumacera simple. (Salamone Turbo Engineering, Houston, Tex.)
Cojir
d CENTRO DEL COJINE'
o "DE LA FLECHA
PRESiÓN DE
LA PELÍCULA P
Figura 3.2 Perfil de presiones
Houston, Tex.)
cojinete y puede incremer
variación de este cojinete s
la mitad inferior. Esta rant
incrementa la carga unitar
Figura 3.3 Chumacera conct
Tex,)
50 Capítulo tres 
múltiples, también se tienen variaciones en el número de zapatas, precarga, 
ángulo de excentricidad del pivote de la zapata y orientación del cojinete (sobre 
las zapatas o entre ést~). Además de los parámetros geométricos, existen varios 
parámetros importantes de operación. Los parámetros claves de operación son la 
viscosidad del aceite, la densidad del aceite, la velocidad de rotación, la carga de 
gravedad en el cojinete y las cargas externas aplicadas. Las cargas en espiral en 
las bombas y las cargas por encastramiento en las cajas de engranes son ejemplos 
de cargas externas. 
El cojinete simple, mostrado en la figura 3.1, es la chumacera hidrodinámica 
más básica. Como el nombre lo implica, este cojinete tiene un agujero cilíndrico 
simple. En la figura 3.2 se ilustra una flecha girando en un cojinete simple. La 
flecha excéntrica rotatoria desarrollará un perfil de presiones de la película de 
aceite, como se muestra e~ la figura 3.2. Si este perfil de presiones se integra en 
torno al cojinete, resulta Una fuerza neta resistente que se opone a la carga im-
puesta, W. La posición en la que existe un equilibrio entre la carga impuesta y la 
fuerza hidrodinámica s~ llama pbsición de equilibrio. La excentricidad de la fle-
cha, e, es la distanCia entre la flecha desplazada en el equilibrio y el centro del 
cojinete. En la, túrbomaquinaria horizontal, las cargas impuestas al cojinete se 
deben al peso gravitacional del rotor·: Además, de la carga de gravedad, pueden 
haber cargasexternas sobre el cojinet~, como se mencionó con anterioridad. 
El cojinete c on ' cUatro ·raIiúras).<ruqa,l~s, ilustrado en la figura 3.3, es otra 
variación de una chumacera simple. Este diseño incorpora cuatro ranuras 
axiales, separadas 90°, las cuales normalmente se ubican a 45° respecto del eje 
vertical. Para algunas aplicaciones, este diseño es más estable que la chumacera 
simple. 
En la figura 3.4 se muestra la chumacera con dique de presión. Este cojinete 
también es similar al simple, excepto en que incorpora un recorte circunferencial 
en relieve, con profundidad d, en la mitad superior. El relieve finaliza abruptamen-
te en un escalón, a cierto ángulo es respecto de la línea divisoria horizontal, como 
se muestra en la figura 3.4. La diferencia de presión antes y después del escalón 
crea una carga neta que impulsa al muñón hacia abajo, hacia la mitad inferior del 
Figura 3.1 Chumacera simple. (Salamone Turbo Engineering, Houston, Tex.) 
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, precarga,
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Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 51
y
d CENTRO DEL COJINETE
o t. DE LA FLECHA
x---
PRESiÓN DE
LA PELíCULA P
p.••.•
Figura 3.2 Perfil de presiones de un cojinete hidrodinámico. (Salamone Turbo Engineering,
Houston, Tex.)
cojinete y puede incrementar en forma significativa la estabilidad. En otra
variación de este cojinete se incorpora una ranura circunferencial de relieve en
la mitad inferior. Esta ranura reduce el área unitaria del cojinete y, por lo tanto,
incrementa la carga unitaria sobre éste.
Figura 3.3 Chumacera concuatro ranuras axiales. (Salamone Turbo Engineering, Houston,
Tex.)
Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 51 
d CENTRO DEL COJINETE 
o i DE LA FLECHA 
PRESiÓN DE 
LA PELíCULA P 
y 
x 
p ..... 
Figura 3.2 Perfil de presiones de un cojinete hidrodinámico. (Salamone Turbo Engineering, 
Houston, Tex.) 
cojinete y puede incrementar en forma significativa la estabilidad. En otra 
variación de este cojinete se incorpora una ranura circunferencial de relieve en 
la mitad inferior. Esta ranura reduce el área unitaria del cojinete y, por lo tanto, 
incrementa la carga unitaria sobre éste. 
Figura 3.3 Chumacera con cuatro ranuras axiales. (Salamone Turbo Engineering, Houston, 
Tex.) 
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52 Capítulo tres
Figura 3.4 Chumacera con dique de presión. (Salamone Turbo Engineering, Houston, Tex.)
Los diseños de cojinetes descritos podrían clasificarse como variaciones de la
chumacera simple, porque el agujero del babbitt es concéntrico con el muñón,
cuando éste se encuentra centrado en el cojinete. El resto de los diseños de co-
jinetes que se van a analizar son más complejos, porque constan de dos agujeros
(el agujero de ajuste del cojinete y el agujero maquinado en las zapatas). La
combinación de estos dos agujeros determina un parámetro no dimensional co-
nocido comoprecarga. En la figura 3.5 se muestran una zapata de cojinete con un
radio del agujero maquinado Rp, con centro en Op, y un radio del agujero de ajus-
teRb, con centro en el centro verdadero O¿del cojinete. Si Opcoincide con Op,enton-
ces Rp = Rb Yla precarga es cero. En este caso, si el muñón se centra en el cojine-
te, el arco de la zapata será concéntrico con la superficie del propio muñón. Si el
agujero correspondiente a las zapatas es mayor que el de ajuste, los centros de cur-
vatura no coincidirán, como se muestra en la figura 3.5. El radio del agujero de
ajuste es la distancia desde el centro verdadero del cojinete hasta la superficie
de la zapata, en el punto de juego mínimo respecto de la flecha centrada. El ra-
dio del agujero de ajuste también se puede describir como el radio del mandril más
grande que se podría introducir en el cojinete montado. Si el agujero maquinado
de las zapatas se mantiene en un valor fijo, la precarga se incrementa al mover
la zapata radialmente hacia adentro, hacia la flecha. El valor extremo de la pre-
carga se produce cuando la zapata entra en contacto con la flecha. En esta
condición, el juego del ajuste es cero y la precarga es igual a la unidad. La precar-
CASCO DEL
COJINffi
R¡= RADIO DEL MUÑÓN
R, = RADIO DEL AGUJERO MAQUINADO EN LAS ZAPATAS
R, = RADIO DEL AGUJERO DE AJUSTE DEL COJINETE
C,= R ,-R ¡
C,=R,-R¡
C,
M = 1- - = PRECARGA
C,
Figura 3.5 Precarga del cojinete. (Salamone Turbo Engineering, Houston, Tex.)
Cojir
ga fuerza al aceite a convergei
medio de la misma, en donde
con el juego incorporado. El
El cojinete de agujero centr
geométrica de dos zapatas fij
muestra en la figura 3.6. Se
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Figura 3.6 Chumacera de agi
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En la figura 3.7 se mues1
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Figura 3.7 Chumacera part
Tex.)
52 Capítulo tres 
Figura 3.4 Chumacera con dique de presión. (Salamone Turbo Engineering, Houston, Tex.) 
Los diseños de cojinetes descritos podrían clasificarse como variaciones de la 
chumacera simple, porque el agujero del babbitt es concéntrico con el muñón, 
cuando éste se encuentra centrado en el cojinete. El resto de los diseños de co-
jinetes que se van a analizar son más complejos, porque constan de dos agujeros 
(el agujero de ajuste del cojinete y el agujero maquinado en las zapatas). La 
combinación de estos dos agujeros determina un parámetro no dimensional co-
nocido como precarga. En la figura 3.5 se muestran una zapata de cojinete con un 
radio del agujero maquinado Rp, con centro en Op, y un radio del agujero de ajus-
teRb, con centro en el centro verdadero Ob del cojinete. Si Op coincide con Op, enton-
ces Rp = Rb Y la precarga es cero. En este caso, si el muñón se centra en el cojine-
te, el arco de la zapata será concéntrico con la superficie del propio muñón. Si el 
agujero correspondiente a las zapatas es mayor que el de ajuste, los centros de cur-
vatura no coincidirán, como se muestra en la figura 3.5. El radio del agujero de 
ajuste es la distancia desde el centro verdadero del cojinete hasta la superficie 
de la zapata, en el punto de juego mínimo respecto de la flecha centrada. El ra-
dio del agujero de ajuste también se puede describir como el radio del mandril más 
grande que se podría introducir en el cojinete montado. Si el agujero maquinado 
de las zapatas se mantiene en un valor fijo, la precarga se incrementa al mover 
la zapata radialmente hacia adentro, hacia la flecha. El valor extremo de la pre-
carga se produce cuando la zapata entra en contacto con la flecha. En esta 
condición, el juego del ajuste es cero y la precarga es igual a la unidad. La precar-
7 
CASCO DEL 
COJINffi 
R¡ = RADIO DEL MUÑÓN 
R, = RADIO DEL AGUJERO MAQUINADO EN LAS ZAPATAS 
R, = RADIO DEL AGUJERO DE AJUSTE DEL COJINETE 
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Figura 3.5 Precarga del cojinete. (Salamone Turbo Engineering, Houston, Tex. ) 
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Houston, Tex.)
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lAS ZAPATAS
OJINETE
Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 53
ga fuerza al aceite a converger en cada zapata, debido aljuego reducido en el punto
medio de la misma, en donde se produciría el contacto con el mandril de tamaño
con el juego incorporado. El resultado es un efecto de cuña del aceite.
El cojinete de agujero central de limón (elíptico) es un cojinetecon configuración
geométrica de dos zapatas fijas que se precargan en la dirección vertical, como se
muestra en la figura 3.6. Se puede fabricar este cojinete al introducir una calza
en la línea divisoria antes de mandrilar. Al quitar la calza, el juego vertical será
menor que el horizontal. Nótese, en la figura 3.6, que los centros de curvatura de
las mitades superior e inferior no coinciden con el centro verdadero del cojinete.
Figura 3.6 Chumacera de agujero central de limón. (Salamone Turbo Engineering, Hous-
ton, Tex.)
En la figura 3.7 se muestra el cojinete partido y descentrado. Este cojinete se
precarga en la dirección horizontal. Se fabrica al descentrar las mitades antes de
dar el mandrilado de acabado de modo que, cuando se acoplan las mitades, los
centros de las zapatas quedarán horizontalmente descentrados. En este cojinete,
el juego horizontal es menor que el vertical. El juego vertical es igual aljuego del
maquinado de las zapatas. El juego diametral horizontal es igual al juego
diametral del maquinado de las zapatas, menos el doble del descentrado radial.
Figura 3.7 Chumacera partida y descentrada. (Salamone Turbo Engineering, Houston,
Tex.)
Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 53 
ga fuerza al aceite a converger en cada zapata, debido aljuego reducido en el punto 
medio de la misma, en donde se proauciría el contacto con el mandril de tamaño 
con el juego incorporado. El resultado es un efecto de cuña del aceite. 
El cojinete de agujero central de limón (elíptico) es un cojinete con configuración 
geométrica de dos zapatas fijas que se precargan en la dirección vertical, como se 
muestra en la figura 3.6. Se puede fabricar este cojinete al introducir una calza 
en la línea divisoria antes de mandrilar. Al quitar la calza, el juego vertical será 
menor que el horizontal. Nótese, en la figura 3.6, que los centros de curvatura de 
las mitades superior e inferior no coinciden con el centro verdadero del cojinete. 
Figura 3.6 Chumacera de agujero central de limón. (Salamone Turbo Engineering, Hous-
ton, Tex.) 
En la figura 3.7 se muestra el cojinete partido y descentrado. Este cojinete se 
precarga en la dirección horizontal. Se fabrica al descentrar las mitades antes de 
dar el mandrilado de acabado de modo que, cuando se acoplan las mitades, los 
centros de las zapatas quedarán horizontalmente descentrados. En este cojinete, 
eljuego horizontal es menor que el vertical. El juego vertical es igual al juego del 
maquinado de las zapatas. El juego diametral horizontal es igual al juego 
diametral del maquinado de las zapatas, menos el doble del descentrado radial. 
Figura 3.7 Chumacera partida y descentrada. (Salamone Turbo Engineering, Houston, 
Tex.) 
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54 Capítulo tres
Figura 3.8 Chumacera de tres lóbulos. (Salamone Turbo Engineering, Houston, Tex.)
Los cojinetes de tres lóbulos (Fig. 3.8) Yde cuatro lóbulos (Fig, 3.9) pertenecen
a una clase llamada cojinetes de lóbulos múltiples. Respecto a su concepción, estos
cojinetes son semejantes a los de agujero central de limón (es decir, un agujero
maquinado en las zapatas y uno de ajuste del cojinete, por separado). Obsérvese
que los centros de los arcos de las zapatas, para cada uno de los lóbulos, forman
un círculo, conocido como círculo de precarga. Por lo tanto, se puede tener un
amplio rango de precargas al cambiar los agujeros de las zapatas y el de ajuste.
Hasta este punto, el análisis se ha enfocado hacia varios estilos de cojinetes de
configuración geométrica fija o de zapatas fijas. Cada uno de estos cojinetes tiene
ventajas específicas en diferentes aplicaciones, pero todos tienen una caracterís-
tica llamada rigidez de acoplamiento cruzado, la cual crea una fuerza fuera de fase
respecto al desplazamiento y se acopla a las ecuaciones del movimiento para los
grados de libertad laterales. En ciertas condiciones, este acoplamiento cruzado
puede hacer que el cojinete sea inestable y se producirá un remolino de aceite. En
esencia, el remolino de aceite equivale a la rotación de la cuña de aceite, con una
frecuencia muy aproximadamente igual a la mitad de las r/min de la flecha.
La chumacera de zapatas basculantes consta de varias zapatas separadas que
pueden pivotar en el agujero de un retén. El cojinete de zapatas basculantes es
Figura 3.9 Chumacera de cuatro lóbulos. (Salamone Turbo Engineering, Houston, Tex.)
Coji
como uno de lóbulos múltiple
de zapatas basculantes se le
tienen un agujero central en1
lograr un agujero particulai
diseño es que cada una de 1
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De hecho, si se desprecia la
métrico en torno al eje veri
miento cruzado. El número
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más comunes de este tipo d
ras 3.10 y 3.11 se ilustran la
rico. El diseño de oscilaciór
el retén del cojinete. Como E
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rico tiene la capacidad adi
flechas;
3.2 Parámetros claves d
El análisis de la precarga (
centrales de los cojinetes. J
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y las de dique de presión s
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La diferencia entre el rad
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Figura 3.10 Chumacera d,
Engineering, Houston, Tex.)
54 Capítulo tres 
Figura 3.8 Chumacera de tres lóbulos. (Salamone Turbo Engineering, Houston, Tex.) 
Los cojinetes de tres lóbulos (Fig. 3.8) Y de cuatro lóbulos (Fig. 3.9) pertenecen 
a una clase llamada cojinetes de lóbulos múltiples. Respecto a su concepción, estos 
cojinetes son semejantes a los de agujero central de limón (es decir, un agujero 
maquinado en las zapatas y uno de ajuste del cojinete, por separado). Obsérvese 
que los centros de los arcos de las zapatas, para cada uno de los lóbulos, forman 
un círculo, conocido como drculo de precarga. Por lo tanto, se puede tener un 
amplio rango de precargas al cambiar los agujeros de las zapatas y el de ajuste. 
Hasta este punto, el análisis se ha enfocado hacia varios estilos de cojinetes de 
configuración geométrica fija o de zapatas fijas. Cada uno de estos cojinetes tiene 
ventajas específicas en diferentes aplicaciones, pero todos tienen una caracterís-
tica llamada rigidez de acoplamiento cruzado, la cual crea una fuerza fuera de fase 
respecto al desplazamiento y se acopla a las ecuaciones del movimiento para los 
grados de libertad laterales. En ciertas condiciones, este acoplamiento cruzado 
puede hacer que el cojinete sea inestable y se producirá un remolino de aceite. En 
esencia, el remolino de aceite equivale a la rotación de la cuña de aceite, con una 
frecuencia muy aproximadamente igual a la mitad de las r/min de la flecha. 
La chumacera de zapatas basculantes consta de varias zapatas separadas que 
pueden pivotar en el agujero de un retén. El cojinete de zapatas basculantes es 
Figura 3.9 Chumacera de cuatro lóbulos. (Salamone Turbo Engineering, Houston, Tex.) 
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Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 55
comouno de lóbulos múltiples, en el que los lóbulos, ozapatas, pivotan. Al cojinete
de zapatas basculantes se le aplica el mismo concepto de precarga. Las. zapatas
tienen un agujero central entre ellas maquinado y se pueden fijar en un retén para
lograr un agujero particular de ajuste del cojinete. La ventaja primaria de este
diseño es que cada una de las zapatas puede pivotar de manera independien-
te para desarrollar su propio perfil de presiones. Esta característica de pivoteo
independiente reduce en forma significativa la rigidez de acoplamiento cruzado.
De hecho, si se desprecia la inercia de cabeceo de las zapatas y el cojinete es-si-
métrico en torno al eje vertical, se eliminan los términos de rigidez de acopla-
miento cruzado. El número de zapatas utilizadas en el cojinete de zapatas bas-
culantes puede ser de tres, cuatro, cinco o siete. Sin embargo, las disposiciones
más comunes de este tipo de cojinetes tienen cuatroo cinco zapatas. En las figu-
ras 3.10 Y3.11 se ilustran las disposiciones de pivote de oscilación yde piv.oteesfé-
rico. El diseño de oscilación tiene un pivote de contacto lineal entre la zapata Y.
el retén del cojinete. Como el nombre lo implica, el diseño esférico tiene un pivote
de contacto sobre una superficie semiesférica. Estos dos diseños permiten que las
zapatas cabeceen de la manera convencional. Sin embargo, el diseño semiesfé-
rico tiene la capacidad adicional de poder absorber el desalineamiento de las
flechas;
ton, Tex.)
ertenecen
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3.2 Parámetros claves de diseño
El análisis de la precarga condujo a establecer una distinción entre dos agujeros
centrales de los cojinetes. Éstos son el agujero maquinado en las zapatas y el de
ajuste del cojinete. Obsérvese que las chumaceras simples, las de ranuras axiales
y las de dique de presión sólo tienen un agujero central (el de ajuste es 'el mismo
que el maquinado en las zapatas). La diferencia entre el radio del agujero
maquinado en las zapatas y el del muñón es el juego de las zapatas maquinadas.
La diferencia entre el radio del agujero de ajuste del cojinete y el del muñón es
el juego de ajuste del cojinete. El juego de ajuste es el mismo que el juego de
funcionamiento, el cual a menudo se especifica como una .relación de juegos
de mils (milipulgadas) por pulgada de diámetro del muñón. Algunos valores
típicos de relación de juegos se encuentran entre 1.5 y 2.0 mils/in. Es obvio que
existen algunas aplicaciones en donde estos valores no pueden aplicarse. El
Figura 3.10 Chumacera de zapatas oscilantes con pivote de oscilación. (Salamone Turbo
Engineering, Houston, Tex.)
Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 55 
como uno de lóbulos múltiples, en el que los lóbulos, o zapatas, pivotan. Al cojinete 
de zapatas basculantes se le aplica el mismo concepto de precarga. Las. zapatas 
tienen un agujero central entre ellas maquinado y se pueden fijar en un retén para 
lograr un agujero particular de ajuste del cojinete. La ventaja primaria de este 
diseño es que cada una de las zapatas puede pivotar de manera independien-
te PFU"a desarrollar su propio perfil de presiones. Esta característica de pivoteo 
independiente reduce en forma significativa la rigidez de acoplamiento cruzado. 
De hecho, si se desprecia la inercia de cabeceo de las zapatas y el cojinete es' si-
métrico en torno al eje vertical, se eliminan los términos de rigidez de acopla-
miento cruzado. El número de zapatas utilizadas en el cojinete de zapatas bas-
culantes puede ser de tres, cuatro, cinco o siete. Sin embargo, las disposiciones 
más comunes de este tipo de cojinetes tienen cuatro o cinco zapatas. En las figu-
ras 3.10 Y 3.11 se ilustran las disposiciones de pivote de oscilación y !le pivote esfé-
rico. El diseño de oscilación tiene un pivote de contacto lineal entre la zapata y . 
el retén del cojinete. Como el nombre lo implica, el diseño esférico tiene un pivote 
de contacto sobre una superficie semiesférica. Estos dos diseños permiten que las 
zapatas cabeceen de la manera convencional. Sin embargo, el diseño semiesfé-
rico tiene la capacidad adicional de poder absorber el desalineamient6 de las 
flechas ; 
3.2 Parámetros claves de diseño 
El análisis de la precarga condujo a establecer una distinción entre dos agujeros 
centrales de los cojinetes. Éstos son el agujero maquinado en las zapatas y el de 
ajuste del cojinete. Obsérvese que las chumaceras simples, las de ranuras axiales 
y las de dique de presión sólo tienen un agujero central (el de ajuste es 'el mismo 
que el maquinado en las zapatas). La diferencia entre el radio del agujero 
maquinado en las zapatas y el del muñón es el juego de las zapatas maquinadas. 
La diferencia entre el radio del agujero de ajuste del cojinete y el del muñón es 
el juego de ajuste del cojinete. El juego de ajuste es el mismo que el juego de 
funcionamiento, el cual a menudo se especifica como una ,relación de jtiegos 
de mils (milipulgadas) por pulgada de diámetro del muñón. Algunos valores 
típicos de relación de juegos se encuentran entre 1.5 y 2.0 mils/in. Es :obvio que 
existen algunas aplicaciones en donde estos valores no pueden aplicarse. El 
Figura 3.10 Chumacera de zapatas oscilantes con pivote de oscilación. (Salamone Turbo 
Engineering, Houston, Tex.) 
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56 Capítulo tres
Figura 3.11 Chumacera de zapatas oscilantes con pivote esférico. (Salamone Turbo Engi-
neering, Houston, Tex.)
fabricante especificará los juegos recomendados para la aplicación del cojinete en
particular.
La relación de esbeltez también se menciona como relación LID. Ésta es
la relación de la longitud del cojinete al diámetro de la flecha. Típicamente, esta
relación varía entre 0.2 y 1.0. Sin embargo, algunas chumaceras simples
tienen relaciones de esbeltez superiores a 1.0. La longitud del cojinete influye
sobre la rigidez y las características de amortiguamiento del propio cojinete. En
la selección de una longitud de cojinete, se debe considerar la carga unitaria sobre
el mismo. La carga unitaria es la carga sobre el cojinete dividida entre el producto
de la longitud del propio cojinete y el diámetro de la flecha; por lo tanto, las
unidades son psi. Valores típicos de la carga unitaria se encuentran entre 150 y
250 psi (10 a 17 kg/cm"),
3.3 Cojinetes de empuje para turbomaquinaria
El cojinete de empuje tiene dos funciones en una turbomáquina: constituye el
punto axial de referencia para localizar el rotar en la carcasa y soporta el empuje
axial (Fig. 3.12).
El empuje axial se puede originar a partir del empuje del vapor generado por
las partes del rotar sujetas a la presión de ese vapor, obien, a partir de las fuerzas
de empuje desarrolladas en los acoplamientos flexibles (acoplamientos de dien-
tes de engranes o de diafragma).
Siempre se puede esperar un empuje del acoplamiento cuando se conectan dos
flechas, cada una de las cuales está ubicada por un cojinete axial, a través de un
acoplamiento flexible. Si uno de los rotores o los dos cambian su longitud debido
a los cambios en la temperatura, se desarrollan fuerzas en el acoplamiento que
contrarrestan el movimiento térmico. Con los acoplamientos de dientes de
engranes, tiene que absorberse la fricción entre los dientes; con los acoplamientos
de diafragma, entra en juego la fuerza elástica de ese diafragma deflector.
El cojinete de empuje de muchas turbinas industriales modernas consta del co-
llarín del cojinete (parte integral de la flecha) y de dos anillos de zapatas de ese
cojinete, cada una de las cuales cuenta con un borde de basculamiento (Fig. 3.13).
Al bascular las zapatas, se puede formar un hueco con forma de cuña entre el
Cojln
cojinete de empuje
pedestal frontal
Figura 3.12 Ubica~iónde~coj
la turbina de reacción. (Sieme
mania)
collarín y las propias zapa
na con aceite.
Debido a su viscosidad,
rotatorio hacia el hueco COl
En virtud de que elaceite
te de flujo en el hueco con f
la presión del aceite en eSE
fuerza axial del rotar, a tn
Por lo tanto, el cojine
hidrodinámicamente gene
constante, el espesor de 1
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Como consecuencia, del
debe disminuir el espesor
Dentro del rango norm:
con metal entre el collarír
56 Capítulo tres 
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Figura 3.11 Chumacera de zapatas oscilantes con pivote esférico. (Salamone Turbo Engi-
neering, Houston, Tex.) 
fabricante especificará los juegos recomendados para la aplicación del cojinete en 
particular. 
La relación de esbeltez también se menciona como relación LID. Ésta es 
la relación de la longitud del cojinete al diámetro de la flecha. Típicamente, esta 
relación varía entre 0 .2 y 1.0. Sin embargo, algunas chumaceras simples 
tienen relaciones de esbeltez superiores a 1.0. La longitud del cojinete influye 
sobre la rigidez y las características de amortiguamientodel propio cojinete. En 
la selección de una longitud de cojinete, se debe considerar la carga unitaria sobre 
el mismo. La carga unitaria es la carga sobre el cojinete dividida entre el producto 
de la longitud del propio cojinete y el diámetro de la flecha; por lo tanto, las 
unidades son psi. Valores típicos de la carga unitaria se encuentran entre 150 y 
250 psi (10 a 17 kg/cm2). 
3.3 Cojinetes de empuje para turbomaquinaria 
El cojinete de empuje tiene dos funciones en una turbomáquina: constituye el 
punto axial de referencia para localizar el rotor en la carcasa y soporta el empuje 
axial (Fig. 3.12). 
El empuje axial se puede originar a partir del empuje del vapor generado por 
las partes del rotor suj etas a la presión de ese vapor, o bien, a partir de las fuerzas 
de empuje desarrolladas en los acoplamientos flexibles (acoplamientos de dien-
tes de engranes o de diafragma). 
Siempre se puede esperar un empuje del acoplamiento cuando se conectan dos 
flechas, cada una de las cuales está ubicada por un cojinete axial, a través de un 
acoplamiento flexible . Si uno de los rotores o los dos cambian su longitud debido 
a los cambios en la temperatura, se desarrollan fuerzas en el acoplamiento que 
contrarrestan el movimiento térmico. Con los acoplamientos de dientes de 
engranes, tiene que absorberse la fricción entre los dientes; con los acoplamientos 
de diafragma, entra en juego la fuerza elástica de ese diafragma deflector. 
El cojinete de empuje de muchas turbinas industriales modernas consta del co-
llarín del cojinete (parte integral de la flecha) y de dos anillos de zapatas de ese 
cojinete, cada una de las cuales cuenta con un borde de basculamiento (Fig. 3.13). 
Al bascular las zapatas, se puede formar un hueco con forma de cuña entre el 
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Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 57
TurboEngi-
cojinete de empuje
1cojineteen
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pedestal frontal alojamiento frontal de los cojinetes
Figura 3.12 Ubicación del cojinete de empuje en el alojamiento frontal de los cojinetes de
la turbina de reacción. (Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis. y Erlangen, Ale-
mania)
collarín y las propias zapatas. El espacio entre el collarín y las zapatas se lle-
na con aceite.
Debido a su viscosidad, el aceite es impulsado de la superficie del collarín
rotatorio hacia el hueco con forma de cuña.
En virtud de que el aceite es prácticamente incompresible, la sección decrecien-
te de flujo en el hueco con forma de cuña debe tener como efecto un aumento en
la presión del aceite en ese hueco. Esta presión del aceite es equilibrada por la
fuerza axial del rotor, a través del collarín.
Por lo tanto, el cojinete es uno de empuje con una película de aceite,
hidrodinámicamente generada, de apoyo de la carga. Con una carga axial
constante, el espesor de la película de aceite se incrementa al aumentar la
velocidad, por el efecto hidrodinámico sobre el lado cargado.
Como consecuencia, debido al juego axial constante del collarín del cojinete,
debe disminuir el espesor de la película de aceite sobre el lado no cargado.
Dentro del rango normal de velocidades de la turbina, no hay contacto metal
con metal entre el collarín del cojinete y las zapatas. Siempre que se use aceite
Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 57 
cojinete de empuje 
pedestal frontal alojamiento frontal de los cojinetes 
Figura 3.12 Ubicación del cojinete de empuje en el alojamiento frontal de los cojinetes de 
la turbina de reacción. (Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis. y Erlangen, Ale-
mania) 
collarín y las propias zapatas. El espacio entre el collarín y las zapatas se lle-
na con aceite. 
Debido a su viscosidad, el aceite es impulsado de la superficie del collarín 
rotatorio hacia el hueco con forma de cuña. 
En virtud de que el aceite es prácticamente incompresible, la sección decrecien-
te de flujo en el hueco con forma de cuña debe tener como efecto un aumento en 
la presión del aceite en ese hueco. Esta presión del aceite es equilibrada por la 
fuerza axial del rotor, a través del collarín. 
Por lo tanto, el cojinete es uno de empuje con una película de aceite, 
hidrodinámicamente generada, de apoyo de la carga. Con una carga axial 
constante, el espesor de la película de aceite se incrementa al aumentar la 
velocidad, por el efecto hidrodinámico sobre el lado cargado. 
Como consecuencia, debido al juego axial constante del collarín del cojinete, 
debe disminuir el espesor de la película de aceite sobre el lado no cargado. 
Dentro del rango normal de velocidades de la turbina, no hay contacto metal 
con metal entre el collarín del cojinete y las zapatas. Siempre que se use aceite 
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lado no cargado
Coji58 Capítulo tres
zapatas del cojinete
se duplique el espesor mínirr
carga de los cojinetes grand
circunferenciales iguales.
No obstante, con espesor I
éste en el hueco en forma
circunferencial, demodoque
(puntoAde la figura 3.14).P
mayor, se aplica la curva 2 1
ra máxima de la película de
El espesor de la película
circunferencial, ya que la ca
diente a un espesor constar
Para los cojinetes de emj
permitida para un espesor (
carga fijado por el límite d
al límite de temperatura. P
zapatas
del cojinete
película hidrodinámica de
aceite de apoyo de la carga
lado cargado
Figura 3.13 Representaciónfuncionaldelcojinetedeempujedezapatas basculantes usa-
do en la turbomaquinaria más grande. (Siemens Pouier, Cotporation, Miluiauhéer Wis. y
Erlangen, Alemania)
1. El espesor mínimo permisible de la película de aceite entre el collarín y.las
zapatas.
2. La temperatura máxima de la superficie recubierta de babbitt de las zapatas.
3. La presión superficial máxima permisible con respecto al límite de fatiga del
metal babbitt.
P,
lubricante limpio, no se produce desgaste. en el cojinete. El 'contacto metal con
metal sólo es posible en el arranque. Sin embargo, en esta etapa, las fuer-
zas axiales del rotar son muy bajas. Con el fin de evitar el dañó mecánico a las
superficies del cojinete de empuje también en la condición de contaeto.de metal
con metal, deben seleccionarse metales adecuados para el collarín del cojinete y
el revestimiento de las zapatas basculantes. Tanto en la construcción de turbinas
como de compresores, el uso de acero al carbono de baja aleación para la flecha
(collarín del cojinete) y metal babbitt para las superficies de las zapatas
basculantes ha probado tener mucho éxito.
El límite de carga de un cojinete de empuje se define ppr tres criterios:
cojinete grande
de empuje
cojinete I
de empu
A la velocidad normal de operación, el espesor de la película de aceité no debe
caer por debajo de cierto valor mínimo, para evitar el contacto metal con metal '
debido a deformación marginal o a sobrecarga de las-zapatas.
El espesor de la película de aceite es función de la velocidad circunferencial
y de la fuerza axial del collarín. Si se estipula un espesor particular de la película
de aceite, una fuerza axial permisible y una carga superficial .media están
relacionadas con cada velocidad circunferencial. Entre mayor seaala-velocidad
circunferencial, mayor es la carga permisible para un espesor dado de la película
de aceite.
Estas condiciones se ilustran mediante la curva límite 1 de la figura 3.14.
Debido a que un cojinete de empuje con dimensiones duplicadas no requiere que
o
(j) Espesor de la película de
aceñe = constante = espel
mín.
® Temperatura del metal ba
constante = temperatura r
permisible del metal babb
@ Carga por unidad de área
constante = carga máx.
permisible por unidad de ¡
Figura 3.14 ParámetrostíI
quinaria. (Siemens Power Co
58 Capítulo tres 
lado no cargado 
zapatas del cojinete 
zapatas 
del cojinete 
película hidrodinámica de 
aceite de apoyo de la carga 
lado cargado 
Figura 3.13 Representación funcional del cojinete de empuje-de zapatas basculantes usa-
do en la turbomaquinariamás grande. (Siemens Power. CDvporation, Milwaukeei' Wis. y 
Erlangen, Alemania) 
lubricante limpio, no se produce desgaste_ en el cojinete. El contacto metal con 
metal sólo es posible en el arranque. Sin embargo, en esta etapa, las fuer-
zas axiales del rotor son muy bajas. Con el fin de evitar el daño mecánico a las 
superficies del cojinete de empuje también en la condición de contado.de metal 
con metal, deben seleccionarse metales adecuados para el collarín del cojinete y 
el revestimiento de las zapatas basculantes. Tanto en la construcción de turbinas 
como de compresores, el uso de acero al carbono de baja aleación para la flecha 
(collarín del cojinete) y metal babbitt para las superficies de las zapatas 
basculantes ha probado tener mucho éxito. 
El límite de carga de un cojinete de empuje se define ppr tres criterios: 
1. El espesor mínimo permisible de la película de aceite entre el collarín y, las 
zapatas. 
2. La temperatura máxima de la superficie recubierta de babbitt de las zapatas. 
3. La presión superficial máxima permisible con resl'l.ecto al límite de fatiga del 
metal babbitt. 
A la velocidad normal de operación, el espesor de la películ;¡ de aceite no debe 
caer por debajo de cierto valor mínimo, para evitar el contacto metal con metal ' 
debido a deformación marginal o a sobrecarga de las-zapatas. 
El espesor de la película de aceite es función de la velocidad circunferencial 
y de la fuerza axial del collarín. Si se estipula un espesor particular de la película 
de aceite, una fuerza axial permisible y una carga superficial ,media están 
relacionadas con cada velocidad circunferencial. Entre mayor sea:1á:· velocidad 
circunferencial, mayor es la carga permisible para un espesor dado de la película 
de aceite. 
Estas condiciones se ilustran mediante la curva límite 1 de la figura 3.14. 
Debido a que un cojinete de empuje con dimensiones -duplicadas no requiere que 
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metal con
a, las fuer-
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llarín y.las
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velocidad
lapelícula
Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 59
se duplique el espesor mínimo permisible de la película de aceite; la capacidad de
carga de los cojinetes grandes es mayor que la de los pequeños con velocidades
circunferenciales iguales.
No obstante, con espesor constante de la película de aceite, la temperatura de
éste en el hueco en forma de cuña se incrementa al aumentar la velocidad
circunferencial, de modo que se alcanza el límite de temperatura del metal babbitt
(punto A de la figura 3.14). Por lo tanto, con una velocidad circunferencial todavía
mayor, se aplica la curva 2 para la carga permisible, para la cual la temperatu-
ra máxima de la película de aceite es igual al límite de temperatura.
El espesor de la película de aceite aumenta al incrementarse la velocidad
circunferencial, ya que la carga permisible ahora está por debajo de la correspon-
diente a un espesor constante de esa película.
Para los cojinetes de empuje con diámetro medio de 250 mm y más, la carga
permitida para un espesor constante de la película de aceite alcanza el límite de
carga fijado por el límite de fatiga del metal babbitt, antes de aproxiinarse
al límite de temperatura. Por lo tanto, al aumentar la velocidad circunferencial,
P,
t----r---~---P"""
cojinete pequeño
de empuje
o
(j) Espesor de la película de
aceite = constante = espesor
mín.
® Temperatura del metal babbitt =
constante = temperatura máx,
permisible del metal babbttl
® Carga por unidad de área =
constante = carga máx.
permisible por unidad de área
u
La pendiente de CD es función del
tamaño del cojinete
U = Velocidadcircunferencial
del collarín del cojinete
Pz = Carga media permisible por
unidad de área del cojinete
de empuje
Figura 3.14 Parámetros típicos de operación para los cojinetes de empuje de la turboma-
quinaria. (Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis. y Erlangen, Alemania)
Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 59 
se duplique el espesor mínimo permisible de la película de aceite; la capacidad de 
carga de los cojinetes grandes es mayor que la de los pequeños con velocidades 
circunferenciales iguales. 
No obstante, con espesor constante de la película de aceite, la temperatura de 
éste en el hueco en forma de cuña se incrementa al aumentar la velocidad 
circunferencial, de modo que se alcanza el límite de temperatura del metal babbitt 
(punto A de la figura 3.14). Por lo tanto, con una velocidad circunferencial todavía 
mayor, se aplica la curva 2 para la carga permisible, para la cual la temperatu-
ra máxima de la película de aceite es igual al límite de temperatura. 
El espesor de la película de aceite aumenta al incrementarse la velocidad 
circunferencial, ya que la carga permisible ahora está por debajo de la correspon-
diente a un espesor constante de esa película. 
Para los cojinetes de empuje con diámetro medio de 250 mm y más, la carga 
permitida para un espesor constante de la película de aceite alcanza el límite de 
carga fijado por el límite de fatiga del metal babbitt, antes de aproxiinarse 
al límite de temperatura. Por lo tanto, al aumentar la velocidad circunferencial, 
P, 
o 
cojinete pequeño 
de empuje 
CD Espesor de la película de 
acette = constante = espesor 
mín. 
® Temperatura del metal babbttl = 
constante = temperatura mIDc 
permisible del metal babbttl 
® Carga por unidad de área = 
constante = carga máx. 
permisible por unidad de área 
u 
La pendiente de (j) es función del 
tamaño del cojinete 
U = Velocidad circunferencial 
del collarín del cojinete 
P z = Carga media permisible por; 
unidad de área del cojinete 
de empuje 
Figura 3.14 Parámetros típicos de operación para los cojinetes de empuje de la turboma-
quinaria. (Siemens Power Corporation, Milwaukee, Wis. y Erlangen, Alemania) 
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- - --~ ------ - -- - - ~ . - - -
60 Capítulo tres
la carga debe mantenerse constante (curva límite 3 de la figura 3.14). Ahora se
incrementará el espesor de la película de aceite y la temperatura se eleva.
Nuevamente se alcanza el límite de temperatura en el punto A del diagrama. De
aquí en adelante una vez más se aplica la curva límite 2 y la carga decrece hasta
un valor por debajo del límite de fatiga.
En teoría, la superficie de babbitt puede soportar temperaturas hasta de apro-
ximadamente 145°e (293°F). Si se selecciona una temperatura máxima de ope-
ración de nooe (230°F), el margen de seguridad hasta 145°e (293°F) correspon-
dería a un incremento adicional en la carga del 100%.
Empero, la experiencia demuestra que las tolerancias de fabricación de las
zapatas de los cojinetes así como deformaciones menores del alojamiento del
cojinete de empuje producen una carga diferente de las zapatas por separado.
Esto puede conducir a posibles diferencias de temperatura de los puntos más
calientes de las zapatas por separado de aproximadamente :!:20oe (36°F). Por
tanto, fabricantes de tanta experiencia como Siemens han asignado un límite de
temperatura de 900e (194°F) al punto más caliente del revestimiento de babbitt
de los cojinetes de empuje que usan. A menudo, la carga permisible se define para
esta temperatura conservadora.
Por consiguiente, la especificación de diseño para los cojinetes de empuje tiene
como propósito mantener la temperatura máxima del revestimiento de babbitt
tan baja como sea posible. Del mismo modo, el diseño del cojinete debe ser tan
rígido como para hacer que toda deformación que conduzca a una distribución
desigual de la carga sea tan pequeña como se pueda.
La elevación de la temperatura del aceite en el cojinete de empuje, es decir, la
diferencia en la temperatura del aceite en la entrada y la salida debe ser más o
menos de 15°e (27°F). A altas velocidades e intensas fuerzas axiales se genera una
fricción considerable y, de este modo, se requiere una gran cantidad de flujode
aceite. Al operar a bajas velocidades, un flujo reducido de aceite resulta adecuado
para la diferencia de temperatura de 15°e (27°F). El flujo requerido de aceite para
producir esta elevación en la temperatura se obtiene al tapar un número
apropiado de agujeros de drenaje de ese aceite. Una elevación demasiado baja en
la temperatura da lugar a una fricción innecesariamente elevada, debido a un
pronunciado incremento en la viscosidad del aceite a bajas temperaturas. El
aceite que está demasiado caliente causa temperaturas excesivas en el babbitt.
Dar las dimensiones exactas al juego axial entre el collarín del cojinete y los dos
anillos de zapatas basculante s también es en extremo importante: demasiado
juego ubicará de manera incorrecta la flecha y puede producir vibración axial del
rotor con una inversión del empuje.
Por otra parte, unjuego pequeño en demasía produce tanto una fricción como
cargas sobre el cojinete de empuje innecesariamente elevadas. Si se hace
funcionar un cojinete de empuje de doble acción sin la presencia de una fuerza
axial, las películas de aceite entre el collarín del cojinete y los dos anillos de
zapatas tienen el mismo espesor. El collarín del cojinete se coloca por sí mismo
exactamente en el centro del juego que se le haya asignado. Sin embargo, las
películas de aceite ya generan fuerzas hidrodinámicas contra las dos caras del
collarín del cojinete. Estas fuerzas son iguales y se equilibran mutuamente. Las
mismas ya constituyen una carga para el cojinete axial y se genera calor por
fricción. Entre menor sea eljuego axial seleccionado, menor se hará el espesor de
Cojir
la película de aceite en la op
bre las zapatas que ya se enci
fricción sin carga también es
de zapatas a una carga axial
la de aceite en el lado cargad
aumenten hasta que se logrt
Simultáneamente, aumer
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Un cojinete de empuje SE
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no puede indicar el sobreca
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con el calor total por fricció
detecte la elevación de la ten
te del cojinete. Con un ter
monitorear la temperatura
de empuje.
Por último, algunas obser
je en las turbinas: Estos coj
Zapata basculante con pivote
Zapata basculante convenci
Figura 3.15 a) Principios del,
de oscilación y la zapata basct
empuje convencional de zapal
Pad™. (KMe, Ine., West Green
60 Capítulo tres 
la carga debe mantenerse constante (curva límite 3 de la figura 3.14). Ahora se 
incrementará el espesor de la película de aceite y la temperatura se eleva. 
Nuevamente se alcanza el límite de temperatura en el punto A del diagrama. De 
aquí en adelante una vez más se aplica la curva límite 2 y la carga decrece hasta 
un valor por debajo del límite de fatiga. 
En teoría, la superficie de babbitt puede soportar temperaturas hasta de apro-
ximadamente 145°e (293°F). Si se selecciona una temperatura máxima de ope-
ración de HOoe (230°F), el margen de seguridad hasta 145°e (293°F) correspon-
dería a un incremento adicional en la carga del 100%. 
Empero, la experiencia demuestra que las tolerancias de fabricación de las 
zapatas de los cojinetes así como deformaciones menores del alojamiento del 
cojinete de empuje producen una carga diferente de las zapatas por separado. 
Esto puede conducir a posibles diferencias de temperatura de los puntos más 
calientes de las zapatas por separado de aproximadamente ±20oe (36°F). Por 
tanto, fabricantes de tanta experiencia como Siemens han asignado un límite de 
temperatura de 900 e (194°F) al punto más caliente del revestimiento de babbitt 
de los cojinetes de empuje que usan. A menudo, la carga permisible se define para 
esta temperatura conservadora. 
Por consiguiente, la especificación de diseño para los cojinetes de empuje tiene 
como propósito mantener la temperatura máxima del revestimiento de babbitt 
tan baja como sea posible. Del mismo modo, el diseño del cojinete debe ser tan 
rígido como para hacer que toda deformación que conduzca a una distribución 
desigual de la carga sea tan pequeña como se pueda. 
La elevación de la temperatura del aceite en el cojinete de empuje, es decir, la 
diferencia en la temperatura del aceite en la entrada y la salida debe ser más o 
menos de 15°e (27°F). A altas velocidades e intensas fuerzas axiales se genera una 
fricción considerable y, de este modo, se requiere una gran cantidad de flujo de 
aceite. Al operar a bajas velocidades, un flujo reducido de aceite resulta adecuado 
para la diferencia de temperatura de 15°e (27°F). El flujo requerido de aceite para 
producir esta elevación en la temperatura se obtiene al tapar un número 
apropiado de agujeros de drenaje de ese aceite. Una elevación demasiado baja en 
la temperatura da lugar a una fricción innecesariamente elevada, debido a un 
pronunciado incremento en la viscosidad del aceite a bajas temperaturas. El 
aceite que está demasiado caliente causa temperaturas excesivas en el babbitt. 
Dar las dimensiones exactas al juego axial entre el collarín del cojinete y los dos 
anillos de zapatas basculante s también es en extremo importante: demasiado 
juego ubicará de manera incorrecta la flecha y puede producir vibración axial del 
rotor con una inversión del empuje. 
Por otra parte, unjuego pequeño en demasía produce tanto una fricción como 
cargas sobre el cojinete de empuje innecesariamente elevadas. Si se hace 
funcionar un cojinete de empuje de doble acción sin la presencia de una fuerza 
axial, las películas de aceite entre el collarín del cojinete y los dos anillos de 
zapatas tienen el mismo espesor. El collarín del cojinete se coloca por sí mismo 
exactamente en el centro del juego que se le haya asignado. Sin embargo, las 
películas de aceite ya generan fuerzas hidrodinámicas contra las dos caras del 
collarín del cojinete. Estas fuerzas son iguales y se equilibran mutuamente. Las 
mismas ya constituyen una carga para el cojinete axial y se genera calor por 
fricción. Entre menor sea el juego axial seleccionado, menor se hará el espesor de 
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aciónde las
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puntos más
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Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 61
la película de aceite en la operación sin carga y cargas elevadas actuarán so-
bre las zapatas que ya se encuentran operando sin carga. En ese caso, el calor por
fricción sin carga también es muy alto. Si ahora se sujeta uno de los dos anillos
de zapatas a una carga axial externa, se hace disminuir el espesor de la pelícu-
la de aceite en el lado cargado. Esto hace que las fuerzas axiales hidrodinámicas
aumenten hasta que se logre el equilibrio con la fuerza axial externa.
Simultáneamente, aumenta el espesor de la película de aceite en el lado no
cargado (espesor de la película de aceite = juego axial- espesor de la película de
aceite en el lado cargado), de modo que, en este lado, decrecen las fuerzas
hidrodinámicas y, en consecuencia, las fuerzas de fricción.
Un cojinete de empuje se puede monitorear de modo satisfactorio sólo por
sensores de temperatura (termopar, termómetro de resistencia) cerca del
revestimiento de babbitt, en el área de las temperaturas más elevadas de la
película de aceite. Un termómetro en la descarga del aceite del cojinete de empuje
no puede indicar el sobrecalentamiento de una zapata, debido a que el calor
adicional por fricción generado por la zapata en peligro es tan pequeño en relación
con el calor total por fricción del cojinete de empuje que no es probable que se
detecte la elevación de la temperatura en las primeras etapas de la falla incipien-
te del cojinete. Con un termómetro en la descarga del aceite sólo se puede
monitorear la temperatura de la masa de la alimentación deaceite del cojinete
de empuje.
Por último, algunas observaciones sobre la aplicación de los cojinetes de empu-
je en las turbinas: Estos cojinetes bien diseñados desde el punto de vista de la
Zapata basculante con pivote de oscilación Zapata basculante Flexure Pivot 1M
(a)
~
-'-------" -----
1.. __ ---
Zapata basculante convencional Zapata basculante Defleclion Pad 1M
(b)
Figura 3.15 a) Principios del cojinete radial convencional de zapatas basculantes con pivote
de oscilación y la zapata basculante moderna Flexure Pívot'": b) principios del cojinete de
empuje convencional de zapatas basculantes y la zapata basculante moderna Deflection
Pad™. (KMe, Inc., West Greenunch, R.I.)
Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 61 
la película de aceite en la operación sin carga y cargas elevadas actuarán so-
bre las zapatas que ya se encuentran operando sin carga. En ese caso, el calor por 
fricción sin carga también es muy alto. Si ahora se sujeta uno de los dos anillos 
de zapatas a una carga axial externa, se hace disminuir el espesor de la pelícu-
la de aceite en el lado cargado. Esto hace que las fuerzas axiales hidrodinámicas 
aumenten hasta que se logre el equilibrio con la fuerza axial externa. 
Simultáneamente, aumenta el espesor de la película de aceite en el lado no 
cargado (espesor de la película de aceite = juego axial- espesor de la película de 
aceite en el lado cargado), de modo que, en este lado, decrecen las fuerzas 
hidrodinámicas y, en consecuencia, las fuerzas de fricción. 
Un cojinete de empuje se puede monitorear de modo satisfactorio sólo por 
sensores de temperatura (termopar, termómetro de resistencia) cerca del 
revestimiento de babbitt, en el área de las temperaturas más elevadas de la 
película de aceite. Un termómetro en la descarga del aceite del cojinete de empuje 
no puede indicar el sobrecalentamiento de una zapata, debido a que el calor 
adicional por fricción generado por la zapata en peligro es tan pequeño en relación 
con el calor total por fricción del cojinete de empuje que no es probable que se 
detecte la elevación de la temperatura en las primeras etapas de la falla incipien-
te del cojinete. Con un termómetro en la descarga del aceite sólo se puede 
monitorear la temperatura de la masa de la alimentación de aceite del cojinete 
de empuje. 
Por último, algunas observaciones sobre la aplicación de los cojinetes de empu-
je en las turbinas: Estos cojinetes bien diseñados desde el punto de vista de la 
Zapata basculante con pivote de oscilación 
(a) 
Zapata basculante convencional 
(b) 
Zapata basculante Flexure Pivot 1M 
-----
1.. __ -- -
~
- --- - - ---" 
Zapata basculante Defleclion Pad 1M 
Figura 3.15 a) Principios del cojinete radial convencional de zapatas basculantes con pivote 
de oscilación y la zapata basculante moderna Flexure Pivot™; b) principios del cojinete de 
empuje convencional de zapatas basculantes y la zapata basculante moderna Deflection 
Pad™. (KMe, ¡ne., West Greenwieh, R.!.) 
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62 Capítulo tres
ingeniería a menudo son simples y robustos y es posible que incorporen un mínimo
de piezas móv.iles. En la figura 3.15a y b, en la cual se comparan los cojinetes
convencionales de zapatas basculantes con pivote de oscilación con las configu-
raciones del Flexure Pivot ™ de la KMC, se ve la mejor prueba de esta afirmación.
Se ve que en los primeros tipos se crea una cuña convergente mediante el movi-
miento de oscilación del soporte de pivote de la zapata, en los últimos se forma
una cuña por la flexión del soporte de poste, eliminando de este modo el desgas-
te del pivote y los elevados esfuerzos de contacto. Los mismos principios se en-
cuentran englobados en la combinación de cojinetes de zapatas basculante s ra-
dial/de empuje con pivote de flexión (Flexure Pivot) que se ilustra en la figura 3.16.
En muchas turbinas de reacción, el alojamiento de los cojinetes está soportado
sobre elementos de ajuste que se encuentran en un pedestal que, a su vez, está
atornillado rígidamente a la cimentación de concreto. Este alojamiento está co-
nectado a la turbina simplemente por dos barras de empuje. Con la expansión
térmica de la carcasa exterior de la turbina, el alojamiento de los cojinetes se
desplaza sobre el pedestal. Al hacerlo, es guiado de modo que se deslice sin que
se levante o tuerza. La propia carcasa exterior es soportada por sus ménsulas
sobre el pedestal. Cualquier deflexión de esta carcasa no influye sobre la posición
del alojamiento de los cojinetes.
Para este tipo de montaje, no se requieren cojinetes de empuje con zapatas
basculantes autoigualadoras (por ejemplo, Kingsbury). Sin embargo, para los
diseños de turbinas en donde el alojamiento de los cojinetes es afectado para la
expansión térmica de la carcasa, oen donde la compensación se logra por la flexión
de "placas oscilantes", los cojinetes de empuje Kingsbury representan una mejor
solución. En la figura 3.17 se ilustra un cojinete Kingsbury el cual absorbe una
cantidad considerable de desalineamiento. Este tipo de cojinete se encuentra a
menudo en las turbinas de acción y los compresores centrífugos.
Figura 3.16 Cojinetes de zapatas basculantes radial/de empuje con pivote de flexión com-
binados. (KMC, Ine., West Greenwich, R.I.)
Cojir
Tomillop¡
Figura 3.17 Cojinete de empi
de la tecnología. (Elliott Comp
3.4 Cojinetes magnético
Los cojinetes magnéticos a
que suspenden las partes
nético. Pueden soportar gr
go de los cojinetes convem
diados de 1994, unas cuan
7000 hp, es decir, más o n
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equi padocon estos cojinete
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cidades de carga sobrepar
bientes fueron desde -18i
62 Capítulo tres 
ingeniería a menudo son simples y robustos y es posible que incorporen un mínimo 
de piezas móv.iles. En la figura 3.15a y b, en la cual se comparan los cojinetes 
convencionales de zapatas basculantes con pivote de oscilación con las configu-
raciones del Flexure Pivot ™ de la KMC, se ve la mejor prueba de esta afirmación. 
Se ve que en los primeros tipos se crea una cuña convergente mediante el movi-
miento de oscilación del soporte de pivote de la zapata, en los últimos se forma 
una cuña por la flexión del soporte de poste, eliminando de este modo el desgas-
te del pivote y los elevados esfuerzos de contacto. Los mismos principios se en-
cuentran englobados en la combinación de cojinetes de zapatas basculante s ra-
dial/de empuje con pivote de flexión (Flexure Pivot) que se ilustra en la figura 3.16. 
En muchas turbinas de reacción, el alojamiento de los cojinetes está soportado 
sobre elementos de ajuste que se encuentran en un pedestal que, a su vez, está 
atornillado rígidamente a la cimentación de concreto. Este alojamiento está co-
nectado a la turbina simplemente por dos barras de empuje. Con la expansión 
térmica de la carcasa exterior de la turbina, el alojamiento de los cojinetes se 
desplaza sobre el pedestal. Al hacerlo, es guiado de modo que se deslice sin que 
se levante o tuerza. La propia carcasa exterior es soportada por sus ménsulas 
sobre el pedestal. Cualquier deflexión de esta carcasa no influye sobre la posición 
del alojamiento de los cojinetes. 
Para este tipo de montaje, no se requieren cojinetes de empuje con zapatas 
basculantes autoigualadoras (por ejemplo, Kingsbury). Sin embargo, para los 
diseños de turbinas en donde el alojamiento de los cojinetes es afectado para la 
expansión térmica de la carcasa, o en donde la compensación se logra por la flexión 
de "placas oscilantes", los cojinetes de empuje Kingsbury representan una mejor 
solución. En la figura 3.17 se ilustra un cojinete Kingsbury el cual absorbe una 
cantidad considerable de desalineamiento. Este tipo de cojinete se encuentra a 
menudo en las turbinas de acción y los compresores centrífugos. 
Figura 3.16 Cojinetes de zapatas basculantes radial/de empuje con pivote de flexión com-
binados. (KMC, [ne., West Greenwich, R.I.) 
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un mínimo
los cojinetes
las configu-afirmación,
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figura 3.16.
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cuentra a
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Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 63
Tornillo para metales
Tope \
Anillo de base (quitado en \l
la ilustración de abajo) "(
lapatas
Placas Anillo de base Calzas
Placas niveladoras ~
niveladoras inferiores _
supenores ~tZ"§---.
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YQJ~ ,~,,;
Peiír.üla
de aceite
Collarín
Películú rotatorio de.~/~,.
/~ (parte del rotar)
Reténde
lachumacera
Figura 3.17 Cojinete de empuje Kingsbury en una turbina de acción según el estado actual
de la tecnología. (Elliott Company, Jeannette, Pa.)
3.4 Cojinetes magnéticos activos
Los cojinetes magnéticos activos (AMB) son cojinetes sin fricción, no lubricados,
que suspenden las partes móviles de la maquinaria en un campo electromag-
nético. Pueden soportar grandes cargas a velocidades bastante más allá del ran-
go de los cojinetes convencionales, sin desgaste y casi sin vibración. Desde me-
diados de 1994, unas cuantas docenas de turbomáquinas muy grandes (hasta de
7000 hp, es decir, más o menos 5000 kW) y varios cientos de bombas con moto-
res eléctricos provistos de diafragma y máquinas semejantes para fluidos se han
equipado con estos cojinetes. Los rangos de los agujeros centrales alcanzaron 1470
mm (58 in), la velocidad quedó comprendida entre 400 y 120000 r/min, las capa-
cidades de carga sobrepasaron los 80000 N (17 600 lb) y las temperaturas am-
bientes fueron desde -185 hasta 480°C (-300 hasta 900°F).
Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 63 
Tomillo para metales 
Tope \ 
Anillo de base (quitado en \l 
la ilustración de abajo) y 
Placas 
niveladcras 
Anillo de base Calzas 
Figura 3.17 Cojinete de empuje Kingsbury en una turbina de acción según el estado actual 
de la tecnología. (Elliott Company, Jeannette, Pa.) 
3.4 Cojinetes magnéticos activos 
Los cojinetes magnéticos activos (AMB) son cojinetes sin fricción, no lubricados, 
que suspenden las partes móviles de la maquinaria en un campo electromag-
nético. Pueden soportar grandes cargas a velocidades bastante más allá del ran-
go de los cojinetes convencionales, sin desgaste y casi sin vibración. Desde me-
diados de 1994, unas cuantas docenas de turbomáquinas muy grandes (hasta de 
7000 hp, es decir, más o menos 5000 kW) y varios cientos de bombas con moto-
res eléctricos provistos de diafragma y máquinas semejantes para fluidos se han 
equipado con estos cojinetes. Los rangos de los agujeros centrales alcanzaron 1470 
mm (58 in), la velocidad quedó comprendida entre 400 y 120000 r/min, las capa-
cidades de carga sobrepasaron los 80000 N (17 600 lb) y las temperaturas am-
bientes fueron desde -185 hasta 480°C (-300 hasta 900°F). 
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- ~-~ ~ .-~ --; ----------
64 Capítulo tres
Conforme se bajen los costos y se adquiera más experiencia, es indudable que
en el futuro se verán más aplicaciones de los AMB. Las razones para esta
tendencia se resumen mejor en la tabla 3.1. Para obtener información adicional,
por favor consúltese la sección sobre Cojinetes magnéticos en el volumen que
acompaña a este texto: Guía práctica para la tecnología de los compresores.
El principio de operación de un AMB es sencillo: una flecha rotatoria se rodea
por bobinas electromagnéticas que ejercen la fuerza magnética para mantener
TABLA 3.1 Comparación de los cojinetes magnéticos contra los hidrodinámicos
Requisito Cojinetes magnéticos
Cojinetes
hidrodinámicos
1. Cargas elevadas
2. Altas velocidades
3. Sellado
.4. Respuesta al
desbalanceo
5. Cargas dinámicas
6. Pérdidas
7. Monitoreo de las
condiciones
8. Confiabilidad y
facilidad de
mantenimiento
Capacidad de carga baja, pero el
área de apoyo se podría hacer
mayor que con los cojinetes
convencionales (véase el concepto
3 más adelante)
Limitadas principalmente por la
velocidad de rotura de la flecha;
la respuesta del sistema a la
perturbación se debe considerar
con cuidado
No es necesario lubricante para
sellar y el cojinete suele poder
operar en el fluido del proceso
Se puede hacer que la flecha gire
en torno al centro de inercia, de
modo que no se transmite carga
dinámica al armazón
Se puede sintonizar el amortigua-
miento, pero es posible que no
se tenga la respuesta adecuada
a alta frecuencia
Pérdidas muy bajas por la rotación
en la flecha y consumo bajo de
energía en los electroimanes y los
dispositivos electrónicos
La posición del rotor y las cargas
sobre el cojinete se pueden obtener
del sistema de control
Los electroimanes y los trans-
ductores no entran en contacto
con la flecha de modo que son
improbables los daños de operación;
los dispositivos electrónicos se
pueden situar en cualquier posición
conveniente
Alta capacidad de
carga (excepto a
bajas velocidades)
Las pérdidas por
esfuerzo cortante
se pueden volver
significativas
Deben suministrarse
sellos
La vibración síncrona
es inevitable
El amortiguamiento
debido a los efectos
de compresión es
elevado y casi instan-
táneo en su efecto
Las pérdidas hidro-
dinámicas y por
bombeo pueden ser
significativas, en
particular a altas
velocidades
Se puede añadir
instrumentación para
la vibración y la
temperatura
Muy confiables con
pocas necesidades de
mantenimiento
FUENTE: MTI, Inc., Latham, N.Y.
Cojir
suspendida esa flecha. A dife
magnéticos no requieren luh
El AMB suele incluir un es
de la flecha rotatoria y serode
se separa en cuatro sectores.
creando un flujo dentro de cae
ca en cada sector que se puec
permite un control y una sep
Cada sector (dos polos)ejer
dos sectores opuestos de polo:
las cuales se pueden hacer Val
y control de amortiguamient
Entret
Configuración o
Elementos bl
Figura 3.18 Configuraciónbás
64 Capítulo tres 
Conforme se bajen los costos y se adquiera más experiencia, es indudable que 
en el futuro se verán más aplicaciones de los AMB. Las razones para esta 
tendencia se resumen mejor en la tabla 3.1. Para obtener información adicional, 
por favor consúltese la sección sobre Cojinetes magnéticos en el volumen que 
acompaña a este texto: Guía práctica para la tecnología de los compresores. 
El principio de operación de un AMB es sencillo: una flecha rotatoria se rodea 
por bobinas electromagnéticas que ejercen la fuerza magnética para mantener 
TABLA 3.1 Comparación de los cojinetes magnéticos contra los hidrodinámicos 
Requisito 
1. Cargas elevadas 
2. Altas velocidades 
3. Sellado 
. 4. Respuesta al 
desbalanceo 
5. Cargas dinámicas 
6. Pérdidas 
7. Monitoreo de las 
condiciones 
8. Confiabilidad y 
facilidad de 
mantenimiento 
Cojinetes magnéticos 
Capacidad de carga baja, pero el 
área de apoyo se podría hacer 
mayor que con los cojinetes 
convencionales (véase el concepto 
3 más adelante) 
Limitadas principalmente por la 
velocidad de rotura de la flecha; 
la respuesta del sistema a la 
perturbación se debe considerar 
con cuidado 
No es necesario lubricante para 
sellar y el cojinete suele poder 
operar en el fluido del proceso 
Se puede hacer que la flecha gire 
en torno al centro de inercia, de 
modo que no se transmite carga 
dinámica al armazón 
Se puede sintonizar el amortigua-
miento, pero es posible que no 
se tenga la respuesta adecuada 
a alta frecuencia 
Pérdidas muy bajas por la rotación 
en la flecha y consumo bajo de 
energía en los electroimanes y los 
dispositivos electrónicos 
La posición del rotor y las cargas 
sobre el cojinete se pueden obtener 
del sistema de control 
Los electroimanes y los trans-
ductores no entran en contllcto 
con la flecha de modo que son 
improbables los daños de operación; 
los dispositivos electrónicos se 
pueden situar en cualquier posición 
conveniente 
F UENTE: MTI, Inc., Latham, N.Y. 
Cojinetes 
hidrodinámicos 
Alta capacidad de 
carga (excepto a 
bajas velocidades) 
Las pérdidas por 
esfuerzo cortante 
se puedenvolver 
significativas 
Deben suministrarse 
sellos 
La vibración síncrona 
es inevitable 
El amortiguamiento 
debido a los efectos 
de compresión es 
elevado y casi instan-
táneo en su efecto 
Las pérdidas hidro-
dinámicas y por 
bombeo pueden ser 
significativas, en 
particular a altas 
velocidades 
Se puede añadir 
instrumentación para 
la vibración y la 
temperatura 
Muy confiables con 
pocas necesidades de 
mantenimiento 
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dableque
para esta
adicional,
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ir
6npara
a
Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 65
suspendida esa flecha. A diferencia de los cojinetes convencionales, los cojinetes
magnéticos no requieren lubricantes, sellos, bombas o válvulas.
El AMB suele incluir un estator y un muñón. El muñón se monta en una parte
de la flecha rotatoriay se rodea por el estator. En un diseño de ochopolos, el estator
se separa en cuatro sectores. La corriente circula hacia cada bobina magnética,
creando un flujo dentro de cada sector del cojinete. Esto crea una fuerza magnéti-
ca en cada sector que se puede hacer variar sin afectar los otros sectores, lo que
permite un control y una separación fisica independientes.
Cada sector (dos polos) ejerce una fuerza de atracción sobre el muñón. Se usan
dos sectores opuestos de polos en cada eje para centrar el muñón. Estas fuerzas,
las cuales se pueden hacer variar mediante la corriente, dan la estabilidad, rigidez
y control de amortiguamiento al cojinete.
Configuración del cojinete magnético activo de ocho polos
Ajuste de la 13 ,
de polarización
Elementos básicos del cojinete magnético activo
Figura 3.18 Configuración básica delcojinete magnético activo. (MTI, Inc., Latham, N.y')
Cojinetes para las turbinas de transmisión mecánica 65 
suspendida esa flecha. A diferencia de los cojinetes convencionales, los cojinetes 
magnéticos no requieren lubricantes, sellos, bombas o válvulas. 
El AMB suele incluir un estator y un muñón. El muñón se monta en una parte 
de la flecha rotatoria y se rodea por el estator. En un diseño de ocho polos, el estator 
se separa en cuatro sectores. La corriente circula hacia cada bobina magnética, 
creando un flujo dentro de cada sector del cojinete. Esto crea una fuerza magnéti-
ca en cada sector que se puede hacer variar sin afectar los otros sectores, lo que 
permite un control y una separación física independientes. 
Cada sector (dos polos) ejerce una fuerza de atracción sobre el muñón. Se usan 
dos sectores opuestos de polos en cada eje para centrar el muñón. Estas fuerzas, 
las cuales se pueden hacer variar mediante la corriente, dan la estabilidad, rigidez 
y control de amortiguamiento al cojinete. 
Configuración del cojinete magnético activo de ocho polos 
Ajuste de la 13 I 
de polarización 
Elementos básicos del cojinete magnético activo 
Figura 3.18 Configuración básica del cojinete magnético activo. (MTI, Ine., Latham, N. Y.) 
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66 Capítulo tres
Tanto el estator cornoelmuñón se construyen de laminaciones ferromagnéticas
apiladas. Los materiales laminados reducen las corrientes parásitas que causa-
rían pérdida de potencia y degradarían el rendimiento del cojinete.
La operación básica en un cojinete magnético activo es:
, . ( corriente )2Fuerza magnética oc hientre erro
Aun cuando ésta es una relación no lineal, se puede lograr la linealización de la
dinámica del cojinete si el entrehierro es grande, con relación al recorrido en el
muñón, y la corriente de estado estacionario alimentada a través de cada sector
es grande, en comparación con la corriente de control dinámico. Esta corriente
de estado estacionario o de polarización produce la pérdida P.R, la pérdida
primaria de potencia en un cojinete magnético activo. En virtud de la resistencia
total de las bobinas y debido a que la trayectoria de corriente es bastante pequeña,
la pérdida global de potencia es insignificante al compararla con la de los cojinetes
convencionales.
Un muñón que flota en un campo magnético producido únicamente por
corrientes' de polarización no es estable. Para garantizar la estabilidad, el
movimiento- del muñón se debe monitorear en forma continua y corregirse de
inmediato'mediante la superposición de una pequeña corriente de control sobre
cada c¿rriente d~polarización.
En la figura 3.18 se ilustra la configuración básica del cojinete magnético activo,
mostrando los sénsores y los circuitos de control requeridos en combinación con
los elementos del cojinete. Si el muñón se mueve hacia arriba, respecto de su
posición centrada, la corriente en el sector superior se reduce en i.La corriente
en el sector de.abajo se incrementa en la misma cantidad. La corriente de control
produce una fu~r'za neta hacia abajo que tira del muñón para regresarlo al centro.
En los cojinetes magnéticos activos de empuje se incorpora una versión modifi-
cada de este principio de operación.
En el volumen que acompaña a este texto, Guía práctica paro; la tecnologia de
los compresores, se da una cobertura adicional del terna de los cojinetes mag-
néticos.
Rotores par
Aun cuando los rotores para
en tamaño físico, diámetro:
tic as de construcción, todas
tres categorías básicas:
1.Rotores ensamblados:
das sobre una flecha (Fi
2. Rotores macizos: Aque
nan a partir de una sols
3. Rotores macizos y ensan
las ruedas son integrales
Existen varios factores qUE
cualquier aplicación partir
estos factores son:
1. Experiencia de operacir
2. Diámetro de paso
3. Velocidad máxima de o
4. Temperatura del vapor
4.1 Experiencia de Opel
A menudo, sobre este fac
basadas en criterios de fa
seño. En una especificad
titute se expresa:
66 Capítulo tres 
Tanto el estator corno el muñón se construyen de laminaciones ferromagnéticas 
apiladas. Los materiales laminados reducen las corrientes parásitas que causa-
rían pérdida de potencia y degradarían el rendimiento del cojinete. 
La operación básica en un cojinete magnético activo es: 
, . ( corriente )2 
Fuerza magnetlca oc hi 
entre erro 
Aun cuando ésta es una relación no lineal, se puede lograr la linealización de la 
dinámica del cojinete si el entrehierro es grande, con relación al recorrido en el 
muñón, y la corriente de estado estacionario alimentada a través de cada sector 
es grande, en comparación con la corriente de control dinámico. Esta corriente 
de estado estacionario o de polarización produce la pérdida P.R, la pérdida 
primaria de potencia en un cojinete magnético activo. En virtud de la resistencia 
total de las bobinas y debido a que la trayectoria de corriente es bastante pequeña, 
la pérdida global de potencia es insignificante al compararla con la de los cojinetes 
convencionales. 
Un muñón que flota en un campo magnético producido únicamente por 
corrientes' de polarización no es estable. Para garantizar la estabilidad, el 
movimiento· del muñón se debe monitorear en forma continua y corregirse de 
inmedIato'mediante la superposición de una pequeña corriente de control sobre 
cada c¿rriente d~ polarización. 
En la figura 3.18 se ilustra la configuración básica del cojinete magnético activo, 
mostrando los sensores y los circuitos de control requeridos en combinación con 
los elementos d~l cojinete. Si el muñón se mueve hacia arriba, respecto de su 
posición centrada, la corriente en el sector superior se reduce en i. La corriente 
en el sector de.abajo se incrementa en la misma cantidad. La corriente de control 
produce una fuerZa neta hacia abajo que tira del muñón para regresarlo al centro. 
En los cojifietes magnéticos activos de empuje se incorpora una versión modifi-
cada de este principio de operación. 
En el volumen que acompaña a este texto, Guía práctica para; la tecrwlogfa de 
los compresores, se da una cobertura adicional del terna de los cojinetes mag-
néticos. 
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magnéticas
que causa-
Capítulo
4
Rotores para las turbinas de acción
aciónde la
rrido en el
adasector
corriente
la pérdida
resistencia
pequeña,
scojinetes
Auncuando los rotores para las turbinas de vapor de acción exhiben gran variedad
en tamaño físico, diámetros de las ruedas, número de ruedas y otras caracterís-
ticas de construcción, todas pueden clasificarse de manera conveniente en una de
tres categorías básicas:ticoactivo,
acióncon
to de su
corriente
decontrol
al centro.
ón modifi-
1. Rotores ensamblados: Aquellos rotores que se construyen al zunchar las rue-
das sobre una flecha (Fig, 4.1).
2. Rotores macizos: Aquellos rotores en los que las ruedas y la flecha se maqui-
nan a partir de una sola pieza forjada, integral (Fig. 4.2).
3. Rotores macizos y ensamblados combinados: Aquellos rotores en algunas de
las ruedas son integrales con la flecha y algunas se zunchan sobre ésta (Fig. 4.3).log{ade
etes mag-
Existen varios factores que determinan el tipo de construcción que se utiliza para
cualquier aplicación particular de un rotor de turbina. Los más significativos de
estos factores son:
1. Experíencia de operación de largo plazo
2. Diámetro de paso
3. Velocidad máxima de operación
4. Temperatura del vapor
4.1 Experiencia de operación de largo plazo
A menudo, sobre este factor de selección influyen las preferencias del usuario
basadas en criterios de facilidad de mantenimiento o el conservadurismo del di-
seño. En una especificación (API 612) aplicable del American Petroleum Ins-
titute se expresa:
67
Capítulo 
4 
Rotores para las turbinas de acción 
Aun cuando los rotores para las turbinas de vapor de acción exhiben gran variedad 
en tamaño fisico, diámetros de las ruedas, número de ruedas y otras caracterís-
ticas de construcción, todas pueden clasificarse de manera conveniente en una de 
tres categorías básicas: 
1. Rotores ensamblados: Aquellos rotores que se construyen al zunchar las rue-
das sobre una flecha (Fig. 4.1). 
2. Rotores macizos: Aquellos rotores en los que las ruedas y la flecha se maqui-
nan a partir de una sola pieza fOIjada, integral (Fig. 4.2). 
3. Rotores macizos y ensamblados combinados: Aquellos rotores en algunas de 
las ruedas son integrales con la flecha y algunas se zunchan sobre ésta (Fig. 4.3). 
Existen varios factores que determinan el tipo de construcción que se utiliza para 
cualquier aplicación particular de un rotor de turbina. Los más significativos de 
estos factores son: 
1. Experíencia de operación de largo plazo 
2. Diámetro de paso 
3. Velocidad máxima de operación 
4. Temperatura del vapor 
4.1 Experiencia de operación de largo plazo 
A menudo, sobre este factor de selección influyen las preferencias del usuario 
basadas en criterios de facilidad de mantenimiento o el conservadurismo del di-
seño. En una especificación (API 612) aplicable del American Petroleum Ins-
titute se expresa: 
67 
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68 Capítulo cuatro
Figura 4.1 Rotor ensamblado. Para las velocidades más baj~s de operación, a men~do las
turbinas se surten con rotores ensamblados en los cuales los dISCOSse zunchan y se fijan con
cuñas a la flecha forjada de acero de aleación. A los discos se les da el perfil para mantener
los esfuerzos en un mínimo. (Elliott Company, Jeannette, Pa.)
Se requiere la aprobación del comprador para los rotores ensamblados, cuando la
velocidad en la punta de los álabes sea mayor que 825 ft/s, a la velocidad máxima
continua, o cuando la temperatura de admisión a la etapa sea mayor que 825°F.
El conservadurismo en el diseño se relaciona con el diámetro de paso, la velocidad
de operación y la temperatura del vapor.
4.2 Diámetro de paso y velocidad
Una regla empírica de uso común en la industria para determinar si la
construcción ensamblada resulta adecuada para una aplicación particular es
cuando el producto de las r/min y el diámetro de paso no es mayor que 160 000.
Figura 4.2 Rotor macizo de turbina. Las ruedas (discos) y la flecha se maquinan a partir
de una sola pieza forjada, integral. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N. Y.)
Figura 4.3 Rotor macizo y er
N. Y.}
Esto se tiene presente cc
(diámetro de paso de 20 ÍI
máxima de más o menos:
te a una limitación para la '
a 244 mis), lo cual es infer
4.3 Temperaturadel va~
Debido a que la necesida
facilidad con la velocidad
precaución especial para
factores antes enumerado:
vapor y la eficacia de las
mantienen en su lugar po
rueda calentada se coloca
tura de la flecha. Mientra:
mantiene el ajuste desear
durante cualquier condici
positiva en las temperatu
deseada e, incluso, se pue
rueda gire en torno de 1
axialmente con resultado
peligro de incurrir en uns
y la flecha se vuelve más
a la que se sujete la rueds
que la temperatura máx
temperatura de admisión
peraturas en las etapas d
68 Capítulo cuatro 
Figura 4.1 Rotor ensamblado. Para las velocidades más bajas de operación, a menudo las 
turbinas se surten con rotores ensamblados en los cuales los discos se zunchan y se fijan con 
cuñas a la flecha forjada de acero de aleación. A los discos se les da el perfil para mantener 
los esfuerzos en un mínimo. (Elliott Company, Jeannette, Pa.) 
Se requiere la aprobación del comprador para los rotores ensamblados, cuando la 
velocidad en la punta de los álabes sea mayor que 825 ftls, a la velocidad máxima 
continua, o cuando la temperatura de admisión a la etapa sea mayor que 825°F. 
El conservadurismo en el diseño se relaciona con el diámetro de paso, la velocidad 
de operación y la temperatura del vapor. 
4.2 Diámetro de paso y velocidad 
Una regla empírica de uso común en la industria para determinar si la 
construcción ensamblada resulta adecuada para una aplicación particular es 
cuando el producto de las r/min y el diámetro de paso no es mayor que 160 000. 
Figura 4.2 Rotor macizo de turbina. Las ruedas (discos) y la flecha se maquinan a partir 
de una sola pieza forjada, integral. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N . y.) 
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Rotores para las turbinas de acción 69
Figura 4.3 Rotormacizoy ensambladocombinado.(Dresser-Rand Company, Wellsville,
N. Y.)
Esto se tiene presente con facilidad al recordar que las ruedas zunchadas
(diámetro de paso de 20 in, o sea 508 mm) son adecuadas para una velocidad
máxima de más o menos 8000 r/min (20 x 8000 = 160000). Esto es equivalen-
te a una limitación para la velocidad en la punta en el rango de 700 a 800 ft/s (213
a 244 mis), lo cual es inferior al requisito de la API 612.
, lavelocidad
4.3 Temperatura del vapor
Debido a que la necesidad por la construcción maciza se relaciona con tanta
facilidad con la velocidad en la punta (r/min y diámetro de paso), se requiere
precaución especial para asegurarse que no se ignora el último de los cuatro
factores antes enumerados: la temperatura. La relación entre la temperatura del
vapor y la eficacia de las ruedas zunchadas es bastante directa. Las ruedas se
mantienen en su lugar por un ajuste de interferencia, el cual se logra cuando la
rueda calentada se coloca en posición y se deja enfriar hasta la misma tempera-
tura de la flecha. Mientras la rueda y la flecha estén a la misma temperatura, se
mantiene el ajuste deseado de interferencia o por contracción. Sin embargo, si
durante cualquier condición transitoria en operación se produce una diferencia
positiva en las temperaturas entre la rueda y la flecha, se reduce la contracción
deseada e, incluso, se puede perder por completo. Si esto sucede, se evita que la
rueda gire en torno de la flecha por medio de la cuña, pero puede moverse
axialmente con resultados más bien desastrosos. Debe resultar evidente que el
peligro de incurrir en una diferencia grande en las temperaturas entre la rueda
y la flecha se vuelve más real a medida que aumenta la temperatura del vapor
a la que se sujete la rueda. Por esta razón, se utiliza una rueda integral siempre
que la temperatura máxima para la etapa sobrepase 750°F (400°C), o bien, la
temperatura de admisión a la etapa sea mayor que 825°F (440°C).Como las tem-
peraturas en las etapas disminuyen progresivamente de la primera etapa hasta
Rotores para las turbinas de acción 69 
Figura 4.3 Rotor macizo y ensambladocombinado. (Dresser·Rand Company, Wellsville, 
N. Y.) 
Esto se tiene presente con facilidad al recordar que las ruedas zunchadas 
(diámetro de paso de 20 in, o sea 508 mm) son adecuadas para una velocidad 
máxima de más o menos 8000 r/min (20 x 8000 = 160000). Esto es equivalen-
te a una limitación para la velocidad en la punta en el rango de 700 a 800 ftls (213 
a 244 mis), lo cual es inferior al requisito de la API 612. 
4.3 Temperatura del vapor 
Debido a que la necesidad por la construcción maciza se relaciona con tanta 
facilidad con la velocidad en la punta (r/min y diámetro de paso), se requiere 
precaución especial para asegurarse que no se ignora el último de los cuatro 
factores antes enumerados: la temperatura. La relación entre la temperatura del 
vapor y la eficacia de las ruedas zunchadas es bastante directa. Las ruedas se 
mantienen en su lugar por un ajuste de interferencia, el cual se logra cuando la 
rueda calentada se coloca en posición y se deja enfriar hasta la misma tempera-
tura de la flecha. Mientras la rueda y la flecha estén a la misma temperatura, se 
mantiene el ajuste deseado de interferencia o por contracción. Sin embargo, si 
durante cualquier condición transitoria en operación se produce una diferencia 
positiva en las temperaturas entre la rueda y la flecha, se reduce la contracción 
deseada e, incluso, se puede perder por completo. Si esto sucede, se evita que la 
rueda gire en torno de la flecha por medio de la cuña, pero puede moverse 
axialmente con resultados más bien desastrosos. Debe resultar evidente que el 
peligro de incurrir en una diferencia grande en las temperaturas entre la rueda 
y la flecha se vuelve más real a medida que aumenta la temperatura del vapor 
a la que se sujete la rueda. Por esta razón, se utiliza una rueda integral siempre 
que la temperatura máxima para la etapa sobrepase 750°F (400°C), o bien, la 
temperatura de admisión a la etapa sea mayor que 825°F (440°C). Como las tem-
peraturas en las etapas disminuyen progresivamente de la primera etapa hasta 
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70 Capítulocuatro
la de escape de una turbina de etapas múltiples, con frecuencia se encuentra una
situación en la que las temperaturas en las etapas determinan la necesidad de
ruedas integrales en algunas de las etapas del extremo del cabezal, pero se
vuelven suficientemente bajas como para permitir el uso de las ruedas zunchadas
en las etapas posteriores. Esta situación es la que de manera más común conduce
a la construcción del rotor del tipo macizo y ensamblado combinado. Este tipo de
construcción parece ser adaptable a las condiciones que se encuentran en forma
más común en las aplicaciones de grandes accionamientos de condensación para
generadores.
4.4 Construcción ensamblada
Ahora que se han analizado las categorías básicas de construcción de los rotores
de turbinas de vapor, así como los usos de cada una, quizá se puedan señalar de
la mejor manera, algunas de las diferencias en la fabricación de los diversos tipos
al intentar seguir con mucha brevedad una secuencia muy aproximada de
fabricación paso a paso para cada uno de los estilos de rotores.
Después de recibirse, el maquinado de la pieza forjada en bruto para un rotor
ensamblado se inicia en un torno común, en donde se realizan todas las ope-
raciones de refrentado y torneado. En el torneado de cualesquiera diámetros
críticos de la flecha, como los muñones, extremos de la flecha y diámetros debajo
de las ruedas, se dejan alrededor de 0.015 a 0.020 in (0.35 a 0.5 mm)para rectificar
hasta dejar las dimensiones finales. Se toman providencias para la colocación de
las ruedas al maquinar ranuras circunferenciales en la flecha. Estas ranuras
angostas para aros que se ajustarán por contracción se ubican axialmente a los
dos lados de cada lugar que se pretenda sea el cubo de una rueda. Una vez com-
pletadas las operaciones de torneado y rectificado de acabado, el paso siguiente
en la secuencia de maquinado suele ser la terminación de todas las operaciones
necesarias de fresado. Éstas incluyen el fresado de los cuñeros para cada una de
las ruedas y para cualesquiera otros componentes del rotor que se fijen con cuñas,
como los acoplamientos, los collarines de empuje y los engranajes de tornillo sin
fin impulsores del regulador.
Simultáneamente al maquinado de la flecha del rotor, las ruedas de la turbina
y el empaletado también se encuentran en el proceso de fabricación. La pieza
forjada en bruto de la rueda se maquina para darle el perfil deseado y se comple-
ta el maquinado del agujero central. Después de un desbaste final del aro de la
rueda, en éste se maquina la ranura circunferencial a cola de milano que va a
recibir las raíces de las paletas. Se necesita un cuidado especial para lograr el
ajuste requerido de la cola de milano de la rueda con la del álabe (Fig, 4.4). Después
de completar el maquinado de las superficies aerodinámicas de las paletas y de
los remaches, las raíces de un juego de paletas se maquinan según especifica-
ciones expresamente para ajustarse a la ranura de la rueda en particular que va
a recibir los álabes. Esto es necesario para lograr las estrechas tolerancias que
se requieren para garantizar un grado satisfactorio de distribución de la carga
entre los cuatro enclavamientos de las paletas. Los álabes se montan en la rueda
al introducir cada uno de ellos por separado a través de una ranura radial que se
fresa en un punto de la rueda para que la raíz de la paleta tenga acceso a la ranura
Figura 4.4 El maquinado de 1
nura de la rueda y los detallE
inspección sonímportantea pan
gurar la confiabilidad de la tur1
(Dresser-Rand Company, N.y.
a cola de milano. Una vez E
hasta llevarla a su posicié
apilan en ambas direccionE
La paleta final que debepor
to. Esta paleta tiene una 1
la ranura de accesoradial
su posición. Esta misma ps
por medio de una espiga
agujero taladrado y rimac
y por ambos lados del aro d
Figura 4.5 Paleta de encl
Wellsville, N.Y.)
70 Capítulo cuatro 
la de escape de una turbina de etapas múltiples, con frecuencia se encuentra una 
situación en la que las temperaturas en las etapas determinan la necesidad de 
ruedas integrales en algunas de las etapas del extremo del cabezal, pero se 
vuelven suficientemente bajas como para permitir el uso de las ruedas zunchadas 
en las etapas posteriores. Esta situación es la que de manera más común conduce 
a la construcción del rotor del tipo macizo y ensamblado combinado. Este tipo de 
construcción parece ser adaptable a las condiciones que se encuentran en forma 
más común en las aplicaciones de grandes accionamientos de condensación para 
generadores. 
4.4 Construcción ensamblada 
Ahora que se han analizado las categorías básicas de construcción de los rotores 
de turbinas de vapor, así como los usos de cada una, quizá se puedan señalar de 
la mejor manera, algunas de las diferencias en la fabricación de los diversos tipos 
al intentar seguir con mucha brevedad una secuencia muy aproximada de 
fabricación paso a paso para cada uno de los estilos de rotores. 
Después ·de recibirse, el maquinado de la pieza fOIjada en bruto para un rotor 
ensamblado se inicia en un torno común, en donde se realizan todas las ope-
raciones de refrentado y torneado. En el torneado de cualesquiera diámetros 
críticos de la flecha, como los muñones, extremos de la flecha y diámetros debajo 
de las ruedas, se dejan alrededor de O. O 15 a O .020 in (O .35 a 0.5 mm) para rectificar 
hasta dejar las dimensiones finales. Se toman providencias para la colocación de 
las ruedas al maquinar ranuras circunferenciales en la flecha. Estas ranuras 
angostas para aros que se ajustarán por contracción se ubican axialmente a los 
dos lados de cada lugar que se pretenda sea el cubo de una rueda. Una vez com-
pletadas las operaciones de torneado y rectificado de acabado, el paso siguiente 
en la secuencia de maquinado suele ser la terminación de todas las operaciones 
necesarias de fresado. Éstas incluyen el fresado de los cuñeros para cada unade 
las ruedas y para cualesquiera otros componentes del rotor que se fijen con cuñas, 
como los acoplamientos, los collarines de empuje y los engranajes de tornillo sin 
fin impulsores del regulador. 
Simultáneamente al maquinado de la flecha del rotor, las ruedas de la turbina 
y el empaletado también se encuentran en el proceso de fabricación. La pieza 
forjada en bruto de la rueda se maquina para darle el perfil deseado y se comple-
ta el maquinado del agujero central. Después de un desbaste final del aro de la 
rueda, en éste se maquina la ranura circunferencial a cola de milano que va a 
recibir las raíces de las paletas. Se necesita un cuidado especial para lograr el 
ajuste requerido de la cola de milano de la rueda con la del álabe (Fig. 4.4). Después 
de completar el maquinado de las superficies aerodinámicas de las paletas y de 
los remaches, las raíces de un juego de paletas se maquinan según especifica-
ciones expresamente para ajustarse a la ranura de la rueda en particular que va 
a recibir los álabes. Esto es necesario para lograr las estrechas tolerancias que 
se requieren para garantizar un grado satisfactorio de distribución de la carga 
entre los cuatro enclavamientos de las paletas. Los álabes se montan en la rueda 
al introducir cada uno de ellos por separado a través de una ranura radial que se 
fresa en un punto de la rueda para que la raíz de la paleta tenga acceso a la ranura 
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Rotores para las turbinas de acción 71
ncuentra una
necesidad de
zal, pero se
as zunchadas
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o.Este tipo de
tran en forma
ensación para
B
----r---
O____1_
DtM RCMA REAL
A .283 .283
B .283 .283
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o .380 .380
E .4605 .461
F .322 .325
de los rotores
an señalar de
diversos tipos
roximada de
Rgura 4.4 El maquinado de la ra-
nura de la rueda y los detalles de
inspecci6nsonimportantes para ase-
gurar la confiabilidad de la turbina.
(Dresser-Rand Company, N. Y.)
a cola de milano. Una vez en la ranura, cada paleta se puede empujar alrededor
hasta llevarla a su posición final en la rueda. En consecuencia, las paletas se
apilan en ambas direcciones desde un punto opuesto 1800 a la abertura de acceso.
La paleta final que debe ponerse en la rueda es una paleta especial de enclavamien-
to. Esta paleta tiene una raíz especialmente formada que se diseña para llenar
la ranura de acceso radial en el aro de la rueda y fijar todas las demás paletas en
su posición. Esta misma paleta de enclavamiento (Fig. 4.5) se sostiene en la rueda
por medio de una espiga (o espigas) de enclavamiento que se ajusta(n) en un
agujero taladrado y rimado que pasa axialmente a través dela raíz de la paleta
y por ambos lados del aro de la rueda. Después de que los álabes quedan montados
para un rotor
as las ope-
ra diámetros
etros debajo
ara rectificar
colocaciónde
stas ranuras
ente a los
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o siguiente
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cada una de
nconcuñas,
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alaranura
Figura 4.5 Paleta de enclavamiento de una turbina de vapor. (Dresser-Rand Company,
Wellsville, N.Y.)
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72 Capítulo cuatro
Figura 4.6 Aro de refuerzo sujeto a las puntas de las paletas. (Dresser-Rand Company,
Wellsville, N.Y.)
por completo en la rueda, se sujeta el aro de refuerzo de los mismos (Fig, 4.6). Cada
segmento del aro de refuerzo se coloca sobre un grupo de álabes (normalmente
cinco, seis o siete por grupo), prolongándose el remache de la punta de cada álabe
a través de un agujero taladrado en ese segmento. La fijación se realiza al
martillar sobre la cabeza de cada uno de esos remaches. Después de completar
los procedimientos de colocación de las paletas y del aro de protección, cada rueda
se balancea estáticamente, realizándose cualesquiera correcciones necesarias
rebajando el material del aro de la rueda con una rectificadora.
Existen casos especiales en los que se usan álabes con aro de refuerzo integral
en la construcción de rotores ensamblados. En esencia, éstos son álabes ligera-
mente cargados (como los que se usan en aplicaciones geotérmicas) y la particu-
laridad tiene como fin eliminar los elevadores de esfuerzos (unión remachada) en
el medio ambiente corrosivo que se anticipa (Fig. 4.7). Además, el aro integral de
refuerzo mejorará el rendimiento termodinámico. Losálabes conaro integral de re-
fuerzo no constituyen una práctica estándar.
En la preparación para el montaje del rotor, las ruedas se colocan en un horno
que quema gas y se calientan según se requiera para lograr la expansión necesaria
de su agujero central. El procedimiento real de zunchado suele realizarse con el
rotor soportado en posición vertical, con el extremo de escape hacia abajo.
Empezando con la última etapa, cada rueda se saca del horno sucesivamente y
se baja sobre el extremo del regulador de la flecha hasta llevarla a su posición, en
donde se contrae con firmeza sobre la propia flecha a medida que se enfría. Cada
rueda se debe girar para alinear el cuñero del agujero central con la cuña que se
coloca previamente en posición en el cuñero de la flecha. Los cuñeros para ruedas
adyacentes se orientan con una separación de 1800 sobre la flecha y esto, a su vez,
establece un espaciamiento alternado, con una orientación opuesta en 1800, de las
paletas de enclavamiento. Cada rueda va precedida, así como seguida, sobre la
Figura 4.7 Empaletado con are
ciales. (Dresser-Rand Company,
flecha por un aro calentad
previamente maquinada par
el fin de suministrar un ajus
El material de la flecha pe
turbinas diseñadas suele ser
al cromo-molibdeno-níquel. 1
de estabilidad térmica segúr
da la especificación comerci:
TABLA4.1 Materiales típicos
de etapas múltiples con transm
Caja de vapor y carcasa
600 psi-750°F/41
bar-399°C
600 psi-825°F/41
bar-440°C
900 psi-900°F/62
bar-482°C
2000 psi-950°F/138
bar-510°C
Caja del escape
De condensación y
Sin condensación
(Fundida)
72 Capítulo cuatro 
Figura 4.6 Aro de refuerzo sujeto a las puntas de las paletas. (Dresser-Rand Company, 
Wellsville, N. Y.) 
por completo en la rueda, se sujeta el aro de refuerzo de los mismos (Fig. 4.6). Cada 
segmento del aro de refuerzo se coloca sobre un grupo de álabes (normalmente 
cinco, seis o siete por grupo), prolongándose el remache de la punta de cada álabe 
a través de un agujero taladrado en ese segmento. La fijación se realiza al 
martillar sobre la cabeza de cada uno de esos remaches. Después de completar 
los procedimientos de colocación de las paletas y del aro de protección, cada rueda 
se balancea estáticamente, realizándose cualesquiera correcciones necesarias 
rebajando el material del aro de la rueda con una rectificadora. 
Existen casos especiales en los que se usan álabes con aro de refuerzo integral 
en la construcción de rotores ensamblados. En esencia, éstos son álabes ligera-
mente cargados (como los que se usan en aplicaciones geotérmicas) y la particu-
laridad tiene como fin eliminar los elevadores de esfuerzos (unión remachada) en 
el medio ambiente corrosivo que se anticipa (Fig. 4.7). Además, el aro integral de 
refuerzo mejorará el rendimiento termodinámico. Los álabes con aro integral de re-
fuerzo no constituyen una práctica estándar. 
En la preparación para el montaje del rotor, las ruedas se colocan en un horno 
que quema gas y se calientan según se requiera para lograr la expansión necesaria 
de su agujero central. El procedimiento real de zunchado suele realizarse con el 
rotor soportado en posición vertical, con el extremo de escape hacia abajo. 
Empezando con la última etapa, cada rueda se saca del horno sucesivamente y 
se baja sobre el extremo del regulador de la flecha hasta llevarla a su posición, en 
donde se contrae con firmeza sobre la propia flecha a medida que se enfría. Cada 
rueda se debe girar para alinear el cuñero del agujero central con la cuña que se 
coloca previamente en posición en el cuñerode la flecha. Los cuñeros para ruedas 
adyacentes se orientan con una separación de 1800 sobre la flecha y esto, a su vez, 
establece un espaciamiento alternado, con una orientación opuesta en 1800 , de las 
paletas de enclavamiento. Cada rueda va precedida, así como seguida, sobre la 
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nd Company,
.4.6).Cada
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cada álabe
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cada rueda
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80°, de las
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Rotores para las turbinas de acción 73
Figura 4.7 Empaletado con aro de refuerzo integral, el cual se usa en aplicaciones espe-
ciales. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N. Y.)
flecha por un aro calentado que se contrae en el interior de una ranura
previamente maquinada para la colocación de los mismos en la propia flecha, con
el fin de suministrar un ajuste positivo de posición de la rueda.
El material de la flecha para la construcción de rotores ensamblados para las
turbinas diseñadas suele ser según la ASTM A293, Clase 3, un acero de aleación
al cromo-molibdeno-níquel. La pieza forjada se compra con una prueba adecuada
de estabilidad térmica según los requisitos de la ASTM A293. En la tabla 4.1 se
da la especificación comercial para estos materiales.
TABLA 4.1 Materiales típicos de construcción para las turbinas de vapor
de etapas múltiples con transmisión mecánica
Material Especificaciones comerciales
Caja de vapor y carcasa
600 psi-750°F/41
bar-399°C
600 psi-825°F/41
bar-440°C
900psi-900°F/62
bar-482°C
2000 psi-950°F/138
bar-510°C
Caja del escape
De condensación y
Sin condensación
(Fundida)
Acero al carbono
fundido
Acero al carbono-
molibdeno
Acero al cromo-
molibdeno
Acero al cromo-
molibdeno
ASTM A-216 Grado
WCB
ASTM A-217 Grado
WCl
ASTM A-217 Grado
WC6
ASTM A-217 Grado
WC9
Hierro fundido de alta
resistencia
ASTM A-278 Clase 40
Rotores para las turbinas de acción 73 
Figura 4.7 Empaletado con aro de refuerzo integral, el cual se usa en aplicaciones espe-
ciales. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N. Y.) 
flecha por un aro calentado que se contrae en el interior de una ranura 
previamente maquinada para la colocación de los mismos en la propia flecha, con 
el fin de suministrar un ajuste positivo de posición de la rueda. 
El material de la flecha para la construcción de rotores ensamblados para las 
turbinas diseñadas suele ser según la ASTM A293, Clase 3, un acero de aleación 
al cromo-molibdeno-IÚquel. La pieza forjada se compra con una prueba adecuada 
de estabilidad térmica según los requisitos de la ASTM A293. En la tabla 4.1 se 
da la especificación comercial para estos materiales. 
TABLA 4.1 Materiales típicos de construcción para las turbinas de vapor 
de etapas múltiples con transmisión mecánica 
Caja de vapor y carcasa 
600 psi-750°F/41 
bar-399°C 
600 psi-825°F/41 
bar-440°C 
900psi-900°F/62 
bar-482°C 
2000 psi-950°F/138 
bar-510°C 
Caja del escape 
De condensación y 
Sin condensación 
(Fundida) 
Material 
Acero al carbono 
fundido 
Acero al carbono-
molibdeno 
Acero al cromo-
molibdeno 
Acero al cromo-
molibdeno 
Hierro fundido de alta 
resistencia 
Especificaciones comerciales 
ASTM A-216 Grado 
WCB 
ASTM A-217 Grado 
WCl 
ASTMA-217 Grado 
WC6 
ASTM A-217 Grado 
WC9 
ASTM A-278 Clase 40 
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74 Capitulo cuatro
TABLA 4.1 Materiales típicos de construcción para las turbinas de vapor de etapas
múltiples con transmisión mecánica (Continuación)
Material Especificaciones comerciales
Sin condensación Acero fundido ASTM A-216 Grado
(Fundida) WCB
Fabricada Acero ASME SA-516 Grado 60 y 70
Toberas Acero inoxidable-12% AISI-405
cromo
Anillos de toberas Hierro fundido ASTM A-278 Clase 40
Acero al carbono ASTM SA-516 Grado 60
Acero inoxidable-12% AISI405
cromo
Centros de diafragmas
Fabricados Acero ASME SA-516 Grado 60
oA514-F
Fundidos Hierro dúctil ASTM A-536 Grado 60-45-12
Discos (rotores
ensamblados)
Forjados Acero al cromo-níquel- AISI 4340 ASTM A471
molibdeno Clase 6
Placa de laminado Acero de aleación de ASTM A517 Grado F
cruzado alta resistencia
Álabes Acero inoxidable-12% AISI Tipo 403 o ASTM
cromo A565
Bandas de refuerzo Acero inoxidable-12% AISI Tipo 410
cromo
Alambre amortiguador Acero al 15% cromo Inconel X750
Rotor Acero al níquel-cromo- AISI4340
molibdeno
Ensamblado Acero al cromo- AISI4140
molibdeno
Integral Acero al cromo-níquel- ASTMA-470 Clase 4, 7
molibdeno-vanadio u8
Revestimientos de los Babbitt con base de ASTM B-23 Aleación # 2
cojinetes estaño ligado
Alojamientos de los Acero fundido ASTM A-216 Grado WCB
cojinetes
Retenes de los cojinetes Acero ASME SA-516 Grado 60
Sellos de laberinto de los
extremos de las
flechas
Tiras de sellado Bronce al alto plomo ASTMB584
Acero inoxidable al 12% AISI410
cromo
Desviadores estacionarios Acero al níquel ASME SA-516 Grado 60
Piezas forjadas de acero AISI4340
al cromo-molibdeno
Válvulas del regulador Acero inoxidable al 12% AISI Tipo 410
cromo
Vástagos y sellos de las Acero inoxidable al 12% AISI Tipo 416
válvulas del cromo, nitruro
regulador
Asientos de las válvulas Acero inoxidable al 12% AISI Tipo 416
del regulador cromo
Varillas de Acero inoxidable al 12% AISI Tipo 416
levantamiento y bujes cromo nitruro
Malla de la coladera del Acero inoxidable AISI Tipo 321
vapor
4.5 Construcción maciza
Como se podría esperar, la ser
algunas operaciones o proced
fabricación de un rotar ensai
básicas. Como tanto la flecha
una sola pieza forjada (Fíg, 4
flecha y el maquinado de la
quinado. Como se hizo con la
in finales de material, se qui
rectificación. Normalmente, .
das de todas las operacione
taladran agujeros axiales de
agujeros aseguran la igualar
turbina y, en consecuencia,
contribuyen de alguna mane
sideraciones en relación con1
de balanceo en todas las etaj
y mayores que una admisiór
das de un rotor macizo es un¡
ruedas separadas de turbínr
las ruedas adyacentes.
El procedimiento de colo
esencia, el mismo que para
separada, las paletas se ins
ranura axial de acceso y, di
Figura 4.8 Construcción del
http://gratislibrospdf.com/
de etapas
lase40
Grado60
Grado60
rado 60-45-12
A471
radoF
oASTM
radoWCB
Grado 60
Grado 60
Rotorespara las turbinas deacción 75
4.5 Construcción maciza
Como se podría esperar, la secuencia de fabricación para un rotor macizo incluye
algunas operaciones o procedimientos que son semejantes a los empleados en la
fabricación de un rotor ensamblado. Sin embargo, existen algunas diferencias
básicas. Como tanto la flecha como las ruedas del rotor se maquinan a partir de
una sola pieza forjada (Fig. 4.8), se combinan el torneado de los diámetros de la
flecha y el maquinado de las ruedas en una sola secuencia integrada de ma-
quinado. Como se hizo con la flecha para un rotor ensamblado, de 0.015 a 0.020
in finales de material, se quitan de todos los diámetros críticos de la misma por
rectificación. Normalmente, las operaciones de torneado y rectificado van segui-
das de todas las operaciones necesarias de fresado. Cuando se especifica, se
taladran agujeros axiales de balanceo en algunas o en todas las ruedas. Estos
agujeros aseguran la igualación de la presión en ambos lados de la rueda de la
turbina y, en consecuencia, reducen el empuje del vapor al mismo tiempo que
contribuyen de alguna manera a la eficiencia de la etapa. A menos que las con-
sideraciones en relación con los esfuerzos exijan locontrario, se taladran agujeros
de balanceo en todas las etapas flugelizadas que tengan poca reacción o ninguna
y mayores que una admisión del 60%. El taladrado de estos agujeros en las rue-
das de un rotor macizo es una operación más exigente de maquinado que para las
ruedas separadas de turbina, debido a las limitaciones de acceso impuestas por
las ruedas adyacentes.
El procedimiento de colocación de las paletas para un rotor macizo es, en
esencia, el mismo que para una rueda separada de turbina. Como en la rueda
separada, las paletasse insertan en la ranura a cola de milano a través de una
ranura axial de acceso y, de allí, se empujan alrededor en la ranura a cola de
Figura 4.8 Construcción del rotor macizo. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N. Y.)
Rotores para las turbinas de acción 75 
4.5 Construcción maciza 
Como se podría esperar, la secuencia de fabricación para un rotor macizo incluye 
algunas operaciones o procedimientos que son semejantes a los empleados en la 
fabricación de un rotor ensamblado. Sin embargo, existen algunas diferencias 
básicas. Como tanto la flecha como las ruedas del rotor se maquinan a partir de 
una sola pieza forjada (Fig. 4.8), se combinan el torneado de los diámetros de la 
flecha y el maquinado de las ruedas en una sola secuencia integrada de ma-
quinado. Como se hizo con la flecha para un rotor ensamblado, de 0.015 a 0.020 
in finales de material, se quitan de todos los diámetros críticos de la misma por 
rectificación. Normalmente, las operaciones de torneado y rectificado van segui-
das de todas las operaciones necesarias de fresado. Cuando se especifica, se 
taladran agujeros axiales de balanceo en algunas o en todas las ruedas. Estos 
agujeros aseguran la igualación de la presión en ambos lados de la rueda de la 
turbina y, en consecuencia, reducen el empuje del vapor al mismo tiempo que 
contribuyen de alguna manera a la eficiencia de la etapa. A menos que las con-
sideraciones en relación con los esfuerzos exijan lo contrario, se taladran agujeros 
de balanceo en todas las etapas flugelizadas que tengan poca reacción o ninguna 
y mayores que una admisión del 60%. El taladrado de estos agujeros en las rue-
das de un rotor macizo es una operación más exigente de maquinado que para las 
ruedas separadas de turbina, debido a las limitaciones de acceso impuestas por 
las ruedas adyacentes. 
El procedimiento de colocación de las paletas para un rotor macizo es, en 
esencia, el mismo que para una rueda separada de turbina. Como en la rueda 
separada, las paletas se insertan en la ranura a cola de milano a través de una 
ranura axial de acceso y, de allí, se empujan alrededor en la ranura a cola de 
Figura 4.8 Construcción del rotor macizo. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N. Y.) 
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76 Capítulo cuatro
milano, según se requiera para llenar la rueda apilando las paletas en ambas
direcciones, a partir de un punto opuesto 180° a esa ranura de acceso. La rueda
se cierra de la misma manera descrita con anterioridad, ajustando y colocando
espigas a una paleta o a una pieza especiales de enclavamiento para llenar la
ranura de acceso. La selección de una paleta o de una pieza (en esencia una raíz
de una paleta de enclavamiento que no tenga sujeta una superficie aerodinámi-
ea) de enclavamiento es determinada por consideraciones relacionadas con los
esfuerzos. Si el peso de una superficie aerodinámica tendería a imponer esfuer-
zos prohibitivamente elevados sobre la(s) espiga(s) de enclavamiento, queda
indicada la sustitución por una pieza, en lugar de la paleta. El uso de álabes sin
aro de refuerzo (Fig. 4.9) se encuentra entre las posibilidades de diseño abiertas
al fabricante.
El material del rotor para la construcción maciza del mismo es ASTM A-470
Clase 4 [para temperaturas hasta de 900°F (482°C)] o ASTM A-470 Clase 8 [para
temperaturas hasta de 1050°F (565°C)]. Éstos son aceros de aleación al cromo-
molibdeno-níquel-vanadio. Lo normal es que se compren las piezas forjadas con
una prueba adecuada de estabilidad térmica y una inspección ultrasónica, según
laASTM A-470.
4.6 Extremos de las flechas
En vista de los requisitos un tanto exigentes impuestos a los agujeros centrales
de cubos de acoplamiento y a los extremos de las flechas, por la especificación del
American Petroleum Institute referente a los acoplamientos para fines especia-
les (API 671), en la actualidad existe una tendencia progresiva hacia el uso de cu-
bos de acoplamiento con bridas integrales, enlos rotores macizos. En la figura 4.10
se muestra uno de esos rotores.
Figura 4.9 Empaletado sin aro de refuerzo y sin alambres de enlace. (Dresser-Rand Com-
pany, Wellsville, N. Y.)
Figura 4.10 Cubo de acoplamie
vapor. (Dresser-Rand Company,
Varios fabricantes han apl
accionamiento de generador
futuras de transmisiónmecá
con etileno o amoniaco). Pued
integral mejorará una situac
ligeros de alta velocidad), al
4_7 Métodos de balanceo
Se usa una máquina para ba
de las masas desbalanceada
un aparato que hace girar CI
tados sobre resortes. Con lo
rotor se mueva de acá para,
de el ángulo de fase y la ampli
estar presente para causar
correcciones apropiadas.
El método usado para r
dividirse en dos métodos ge
los integrales.
Con el rotor ensamblado,
empaletado instalado y com
una flecha pequeña o árbol
metal con una rectificadora
de la turbina tiene un diám
76 Capítulo cuatro 
milano, según se requiera para llenar la rueda apilando las paletas en ambas 
direcciones, a partir de un punto opuesto 180° a esa ranura de acceso. La rueda 
se cierra de la misma manera descrita con anterioridad, ajustando y colocando 
espigas a una paleta o a una pieza especiales de enclavamiento para llenar la 
ranura de acceso. La selección de una paleta o de una pieza (en esencia una raíz 
de una paleta de enclavamiento que no tenga sujeta una superficie aerodinámi-
ca) de enclavamiento es determinada por consideraciones relacionadas con los 
esfuerzos. Si el peso de una superficie aerodinámica tendería a imponer esfuer-
zos prohibitivamente elevados sobre la(s) espiga(s) de enclavamiento, queda 
indicada la sustitución por una pieza, en lugar de la paleta. El uso de álabes sin 
aro de refuerzo (Fig. 4.9) se encuentra entre las posibilidades de diseño abiertas 
al fabricante. 
El material del rotor para la construcción maciza del mismo es ASTM A-470 
Clase 4 [para temperaturas hasta de 900°F (482°C)] o ASTM A-470 Clase 8 [para 
temperaturas hasta de 1050°F (565°C)]. Éstos son aceros de aleación al cromo-
molibdeno-níquel-vanadio. Lo normal es que se compren las piezas forjadas con 
una prueba adecuada de estabilidad térmica y una inspección ultrasónica, según 
la ASTM A-470. 
4.6 Extremos de las flechas 
En vista de los requisitos un tanto exigentes impuestos a los agujeros centrales 
de cubos de acoplamiento y a los extremos de las flechas, por la especificación del 
American Petroleum Institute referente a los acoplamientos para fines especia-
les (API 671), en la actualidad existe una tendencia progresiva hacia el uso de cu-
bos de acoplamiento con bridas integrales, enlos rotores macizos. En la figura 4.10 
se muestra uno de esos rotores. 
Figura 4.9 Empaletado sin aro de refuerzo y sin alambres de enlace. (Dresser-Rand Com-
pany, Wellsville, N. Y.) 
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paletas en ambas
e acceso.La rueda
tando y colocando
nto para llenar la
n esenciauna raíz
rficieaerodinámi-
lacionadas con los
a imponer esfuer-
avamiento, queda
1uso de álabes sin
de diseño abiertas
o es ASTMA-470
-470Clase 8 [para
aleaciónal cromo-
iezas forjadas con
ultrasónica,se~n
gujeroscentrales
especificacióndel
ara fines especia-
hacia eluso de cu-
.Enlafigura4.1O
Rotores para las turbinas de acción 77
Figura 4.10 Cubo de acoplamiento con brida integral en un rotor macizo para turbina de
vapor. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N. Y.)
Varios fabricantes han aplicado este procedimiento a unidades grandes para
accionamiento de generadores y recomendarán cubos integrales en unidades
futuras de transmisión mecánica para servicio crítico (típicamente, para servicio
con etileno oamoniaco). Pueden haber muchas otras ocasiones en donde una brida
integral mejorará una situación de dinámica del rotor (por lo general en rotores
ligeros de alta velocidad), al reducir el peso volado y de suspensión superior.
4.7 Métodos de balanceo del rotor de las turbinas
Se usa una máquina para balancear con el fin de detectar la cantidad y ubicación
de las masas desbalanceadas en un rotor. En esencia, sencillamente se trata de
un aparatoque hace girar con rapidez el rotor sobre un juego de cojinetes mon-
tados sobre resortes. Con los apoyos suaves, cualquier desbalanceo hace que el
rotor se mueva de acá para allá a medida que gira con rapidez. La máquina mi-
de el ángulo de fase y la amplitud del movimiento y calcula el desbalanceo que debe
estar presente para causar el movimiento. Entonces el operario puede hacer
correcciones apropiadas.
El método usado para montar y balancear los rotores de turbinas puede
dividirse en dos métodos generales que se aplican a los rotores ensamblados o a
los integrales.
Con el rotor ensamblado, cada rueda o disco se maquina por completo, con el
empaletado instalado y completo. Entonces la rueda se ajusta temporalmente con
una flecha pequeña o árbol de balanceo, y se balancea estáticamente al quitar
metal con una rectificadora de un lugar adecuado en el borde del disco. Si la flecha
de la turbina tiene un diámetro relativamente pequeño y es simétrica, se supone
Rotores para las turbinas de acción 77 
Figura 4.10 Cubo de acoplamiento con brida integral en un rotor macizo para turbina de 
vapor. (Dresser-Rand Company, Wellsville, N. Y.) 
Varios fabricantes han aplicado este procedimiento a unidades grandes para 
accionamiento de generadores y recomendarán cubos integrales en unidades 
futuras de transmisión mecánica para servicio crítico (típicamente, para servicio 
con etileno o amoniaco). Pueden haber muchas otras ocasiones en donde una brida 
integral mejorará una situación de dinámica del rotor (por lo general en rotores 
ligeros de alta velocidad), al reducir el peso volado y de suspensión superior. 
4.7 Métodos de balanceo del rotor de las turbinas 
Se usa una máquina para balancear con el fin de detectar la cantidad y ubicación 
de las masas desbalanceadas en un rotor. En esencia, sencillamente se trata de 
un aparato que hace girar con rapidez el rotor sobre un juego de cojinetes mon-
tados sobre resortes. Con los apoyos suaves, cualquier desbalanceo hace que el 
rotor se mueva de acá para allá a medida que gira con rapidez . La máquina mi-
de el ángulo de fase y la amplitud del movimiento y calcula el desbalanceo que debe 
estar presente para causar el movimiento. Entonces el operario puede hacer 
correcciones apropiadas. 
El método usado para montar y balancear los rotores de turbinas puede 
dividirse en dos métodos generales que se aplican a los rotores ensamblados o a 
los integrales. 
Con el rotor ensamblado, cada rueda o disco se maquina por completo, con el 
empaletado instalado y completo. Entonces la rueda se ajusta temporalmente con 
una flecha pequeña o árbol de balanceo, y se balancea estáticamente al quitar 
metal con una rectificadora de un lugar adecuado en el borde del disco. Si la flecha 
de la turbina tiene un diámetro relativamente pequeño y es simétrica, se supone 
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78 Capítulo cuatro
que está balanceada. Las ruedas se montan a la flecha con la aplicación de cuñas
y un ajuste por contracción. Una vez fría, la flecha se verifica respecto a su
derechura y se coloca en una máquina para balancear con el-fin de realizar el
balanceo dinámico. La corrección que se requiere en este paso suele ser bastante
pequeña, puesto que cada rueda ya ha recibido el balanceo estático. Entonces se
colocan sobre la flecha las piezas restantes, como el disco de empuje y el conjun-
to de la copa de sobrevelocidad, y se realiza una corrección final al borde del disco
de empuje, si se requiere.
El rotor integral, o sólido, requiere un procedimiento un tanto diferente. Como
las ruedas son parte de la flecha, no se pueden balancear por separado. Por lo
tanto, la flecha se balancea dinámicamente después del maquinado, pero antes
de que se instalen los álabes o paletas. Dado que es simétrica, suele requerirse
una corrección muy pequeña. En seguida, las ruedas se empaletan en grupos
pequeños, obien, una a la vez, efectuándose un balanceo entre cada grupo. De esta
manera, si se introduce un desbalanceo por el procedimiento de colocación de las
paletas, se corrige en el mismo plano general del desbalanceo, en lugar de en cual-
quier otra parte del rotor. Como con el rotor ensamblado, se realiza el balanceo
final después de que se han instalado las piezas más pequeñas, disco de empuje,
etcétera.
4.8 Tolerancia del balanceo
El grado de balanceo que debe obtenerse con un rotor se rige por el peso del mismo
y la velocidad con la que funciona. Entre más rápido y más ligero sea un rotor, más
preciso es el balanceo requerido. La tolerancia usual se expresa por la fórmula
adoptada por el API en 1987. Ésta expresa que el desbalanceo máximo residual
admisible por plano (muñón) debe calcularse como sigue:
4W
U=-
N
En unidades SI, esto se traduce en:
u= 6350WN
En unidades SI, esto se traduc
en donde A = amplitud de la
N- = velocidad máxi:
en donde U = desbalanceo residual, oz-in (g-mm)
W = carga estática de peso del muñón, lb (kg)
N =-velocidad máxima continua, r/min
Por último, durante la prueba de taller de la máquina, armada con el rotor
balanceado, operando a máxima velocidad continua, o bien, a cualquier otra
velocidad dentro del rango específico de velocidades de operación, la amplitud pi-
co a pico de la vibración no filtrada en cualquier plano, medida en la flecha adya-
cente y en relación con cada cojinete radial, puede no ser mayor que el valor
siguiente, o sea 2.0 mils (50 pm), cualquiera de los dos que sea menor:
78 Capítulo cuatro 
que está balanceada. Las ruedas se montan a la flecha con la aplicación de cuñas 
y un ajuste por contracción. Una vez fríá, la flecha se verifica respecto a su 
derechura y se coloca en una máquina para balancear con el ·fin de realizar el 
balanceo dinámico. La corrección que se requiere en este paso suele ser bastante 
pequeña, puesto que cada rueda ya ha recibido el balanceo estático. Entonces se 
colocan sobre la flecha las piezas restantes, como el disco de empuje y el conjun-
to de la copa de sobrevelocidad, y se realiza una corrección final al borde del disco 
de empuje, si se requiere. 
El rotor integral, o sólido, requiere un procedimiento un tanto diferente. Como 
las ruedas son parte de la flecha, no se pueden balancear por separado. Por lo 
tanto, la flecha se balancea dinámicamente después del maquinado, pero antes 
de que se instalen los álabes o paletas. Dado que es simétrica, suele requerirse 
una corrección muy pequeña. En seguida, las ruedas se empaletan en grupos 
pequeños, o bien, una a la vez, efectuándose un balanceo entre cada grupo. De esta 
manera, si se introduce un desbalanceo por el procedimiento de colocación de las 
paletas, se corrige en el mismo plano general del desbalanceo, en lugar de en cual-
quier otra parte del rotor. Como con el rotor ensamblado, se realiza el balanceo 
final después de que se han instalado las piezas más pequeñas, disco de empuje, 
etcétera. 
4.8 Tolerancia del balanceo 
El grado de balanceo que debe obtenerse con un rotor se rige por el peso del mismo 
y la velocidad con la que funciona. Entre más rápido y más ligero sea un rotor, más 
preciso es el balanceo requerido. La tolerancia usual se expresa por la fórmula 
adoptada por el API en 1987. Ésta expresa que el desbalanceo máximo residual 
admisible por plano (muñón) debe calcularse como sigue: 
4W 
U=-
N 
En unidades SI, esto se traduce en: 
u= 
6350W 
N 
en donde U = desbalanceo residual, oz-in (g-rnm) 
W = carga estática de peso del muñón, lb (kg) 
N =.velocidad máxima continua, r/min 
Por último, durante la prueba de taller de la máquina, armada con el rotor 
balanceado, operando a máxima velocidad continua, o bien, a cualquier otra 
velocidad dentro del rango específico de velocidades de operación, la amplitud pi-
co a pico de la vibración no filtrada en cualquier plano, medida en la flecha adya-
cente y en relación con cada cojinete radial, puede no ser mayor que el valor 
siguiente, o sea 2.0 mils (50 pm), cualquiera de los dos que sea menor: 
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ciónde cuñas
respectoa su
de realizar el
ser bastante
. Entonces se
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rde del disco
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Rotorespara lasturbinas deacción 79
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En unidades SI, esto se traduce en:
en donde A = amplitud de la vibración no filtrada, mils (J.IIn),pico a pico
N°= velocidad máxima continua, r/min
Rotores para las turbinas de acción 79 
En unidades SI, esto se traduce en: 
i12000 
A=25.4 ~ 
en donde A = amplitud de la vibración no filtrada, mils (J.lIIl), pico a pico 
N ° = velocidad máxima continua, r/min 
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Durante las dos primeras dÉ
usaron rotores macizos foi
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macizo forjado todavía es es!
discos zunchados fue poster
de esfuerzos. Artículos provs
a los niveles de esfuerzos y
5.1 Rotores macizos
Los roto res macizos se pued
pieza (monobloque). Enlafís
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bas, que se describen más
posterior. En la figura 5.2 SI
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diferencia de temperatura e
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Básicamente, los factore
son la temperatura del vapt
en particular, el tiempo dis
La relación exacta entre el
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Capítulo
5
Rotores para las
turbinas de reacción
Durante las dos primeras décadas de este siglo, los fabricantes experimentados
usaron rotores macizos forjados para las turbinas pequeñas. Para las uni-
dades más grandes prefirieron los rotores ensamblados, que constan de varios
discos zunchados sobre una flecha central. Para las máquinas pequeñas, el rotor
macizo forjado todavía es estándar pero, para las máquinas grandes, el diseño de
discos zunchados fue posteriormente descartado debido a sus niveles más altos
de esfuerzos. Artículos provenientes de varias fuentes independientes se refieren
a los niveles de esfuerzos y a la calidad de este tipo de rotor.
5.1 Rotores macizos
Los rotores macizos se pueden definir como aquellos forjados a partir de una sola
pieza (monobloque). En la figura 5.1 se muestra la pieza forjada de un rotor macizo
que se está produciendo en una planta de acero. Sólo después de extensas prue-
bas, que se describen más adelante, el rotor se acepta para su maquinado
posterior. En la figura 5.2 se ilustra un rotor macizo que se está maquinando en
un torno.
En la figura 5.3 se muestra el rotor empaletado de una turbina de 11.5 MW,
en tanto que en la figura 5.4 se muestra una sección a través del rotor de una
turbina de transmisión mecánica de 15 MW.
La decisión de si se puede usar un rotor macizo depende del procedimiento de
arranque. Se deben conocer con exactitud y controlar las condiciones de tempe-
raturas y de esfuerzos que se presentan debido a la admisión del vapor caliente
sobre el rotor frío. Esto es en virtud de que los esfuerzos térmicos debidos a la
diferencia de temperatura entre la superficie y la línea central del rotor determina
si se puede fabricar como rotor macizo.
Básicamente, los factores responsables de los niveles de esfuerzos en el rotor
son la temperatura del vapor, la configuración geométrica (diámetro) del rotor y,
en particular, el tiempo disponible para que alcance la condición de plena carga.
La relación exacta entre estos criterios ha sido establecida siguiendo extensas
81
Capítulo 
5 
Rotores para las 
turbinas de reacción 
Durante las dos primeras décadas de este siglo, los fabricantes experimentados 
usaron rotores macizos forjados para las turbinas pequeñas. Para las uni-
dades más grandes prefirieron los rotores ensamblados, que constan de varios 
discos zunchados sobre una flecha central. Para las máquinas pequeñas, el rotor 
macizo fo:rjado todavía es estándar pero, para las máquinas grandes, el diseño de 
discos zunchados fue posteriormente descartado debido a sus niveles más altos 
de esfuerzos. Artículos provenientes de varias fuentes independientes se refieren 
a los niveles de esfuerzos y a la calidad de este tipo de rotor. 
5.1 Rotores macizos 
Los rotores macizos se pueden definir como aquellos fo:rjados a partir de una sola 
pieza (monobloque). En la figura 5.1 se muestra la pieza fo:rjada de un rotor macizo 
que se está produciendo en una planta de acero. Sólo después de extensas prue-
bas, que se describen más adelante, el rotor se acepta para su maquinado 
posterior. En la figura 5.2 se ilustra un rotor macizo que se está maquinando en 
un torno. 
En la figura 5.3 se muestra el rotor empaletado de una turbina de 11.5 MW, 
en tanto que en la figura 5.4 se muestra una sección a través del rotor de una 
turbina de transmisión mecánica de 15 MW. 
La decisión de si se puede usar un rotor macizo depende del procedimiento de 
arranque. Se deben conocer con exactitud y controlar las condiciones de tempe-
raturas y de esfuerzos que se presentan debido a la admisión del vapor caliente 
sobre el rotor frío. Esto es en virtud de que los esfuerzos térmicos debidos a la 
diferencia de temperatura entre la superficie y la línea central del rotor determina 
si se puede fabricar como rotor macizo. 
Básicamente, los factores responsables de los niveles de esfuerzos en el rotor 
son la temperatura del vapor, la configuración geométrica (diámetro) del rotor y, 
en particular, el tiempo disponible para que alcance la condición de plena carga. 
La relación exacta entre estos criterios ha sido establecida siguiendo extensas 
81 
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~ ,-~ ----~----- -
82 Capítulo cinco
Figura 5.1 Pieza forjada de un
rotor macizo para una turbina de
vapor de reacción produciéndose
en una planta de acero. (Asea
Broum-Booeri, Baden, Suiza)
pruebas por parte de fabricantes como Brown- Boveri. Si una condición particular
de operación sobrepasa los límites para un rotor macizo, entonces se emplean
rotores soldados (véase la sección 5.3). En la figura 5.5 se ilustra una aproxima-
ción de los esfuerzos que se producen en el rotor, como función del diámetro y el
procedimiento de arranque.
Figura 5.2 Rotor macizo maquinándose en un torno. (Asea Broum-Booeri, Baden, Suiza)
Figura5.3 Rotormacizoempal
ueri, Baden, Suiza)
Los cálculos de elementos
to de arranque y posibilitan
de temperaturas y esfuerzos
y la condición estacionaria.
En la figura 5.6 se muest
temperatura del rotor maci
Figura 5.4 Seccióna través de
industrial de vapor de 15 MW.
Suiza)
Figura 5.5 Relación entre los,
fuerzos producidos en un ro'
macizo, aplicando los criterios
diámetro contra rapidez delarn
que (T, temperatura del rotor
intervalo de tiempo). (AseaBrou
Booeri, Baden, Suiza)
82 Capítulo cinco 
Figura 5.1 Pieza forjada de un 
rotor macizo para una turbina de 
vapor de reacción produciéndose 
en una planta de acero. (Asea 
Brown·Boveri, Baden, Suiza) 
pruebas por parte de fabricantes como Brown-Boveri. Si una condición particular 
de operación sobrepasa los límites para un rotor macizo, entonces se emplean 
rotores soldados (véase la sección 5.3). En la figura 5.5 se ilustra una aproxima-
ción de los esfuerzos que se producen en el rotor .. como función del diámetro y el 
procedimiento de arranque. 
Figura 5.2 Rotor macizo maquinándose en un torno. (Asea Brown·Boveri, Baden, Suiza) 
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forjada de un
una turbina de
produciéndose
e acero. (Asea
n, Suiza)
ónparticular
se emplean
a aproxima-
diámetro y el
Baden, Suiza)
Rotores para las turbinas de reacción 83
Figura 5.3 Rotor macizo empaletado de una turbina de vapor de 11.5MW. (Asea Brown- Bo-
ueri, Baden, Suiza)
Los cálculos de elementos finitos permiten establecer el procedimiento comple-
to de arranque y posibilitan hacer predicciones exactas acerca de las condiciones
de temperaturas y esfuerzos que ocurren en cualquier momento entre elarranque
y la condición estacionaria.
En la figura 5.6 se muestra la malla de elementos finitos de la sección de alta
temperatura del rotor macizo para una turbina de condensación de 45 MW. Es-
Figura 5.4 Sección a través del rotor macizo de una turbina
industrial de vapor de 15 MW. (Asea Broum-Boueri, Baden,
Suiza)
Figura 5.5 Relación entre los es-
fuerzos producidos en un rotor
macizo, aplicando los criterios de
diámetro contra rapidez del arran-
que (T, temperatura del rotor; t,
intervalo de tiempo). (Asea Brown-
Boveri, Baden, Suiza)
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Esfuerzos
de arranque
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84 Capítulo cinco
Figura 5.6 Malla de elementos finitos de un rotor macizo para una turbina de vapor, de con-
densación, de 45 MW. (Asea Broum-Booeri, Baden, Suiza)
ta malla posibilita el establecimiento de los campos isotérmicos y de los esfuerzos
de operación.
En las figuras 5.7 a 5.9 se muestran las mallas isotérmicas de un rotor de una
turbina de 23 MW, en varias etapas durante el arranque. Las líneas que se
muestran en la malla son líneas de temperatura igual; el flujo de calor es
perpendicular a las isotermas.
En la figura 5.7 se muestra la situación de las temperaturas a 10 min después
del arranque. Se puede ver con claridad el calentamiento del rotor del exterior al
interior. Enlafigura5.9semuestralamallaisotérmicaa3hdespuésdel arranque
(prácticamente condición de estado estacionario). El rotor está calentado por
completo y las isotermas se tienden verticalmente hacia el eje. En la figura 5.8
se muestra una condición intermedia, 30 min después del arranque.
Figura 5.7 Malla isotérmica a 10 min después del arranque. (Asea Broum-Booeri, Baden,
Suiza)
Figura 5.8 Malla isotérmica a 30 min después del arranque. (Asea Broum-Boueri, Baden,
Suiza)
roo-c
Figura 5.9 Malla isotérmica a 3 h después del arranque. (Asea Broum-Boueri, Baden,
Suiza)
5.2 Materiales para los rote
Los fabricantes experimental
los rotores macizos. Las pral
miento durante largos perio:
investigaciones básicas sobre
sobre la resistencia al agrieta
como el campo completo del
fragilidad. En la tabla 5.1 se
nicas de los materiales para
En la figura 5.10 se muest
5.6 cuando se tiene la diferer
rotor y el eje. El mismo el
centrífugo y térmico, prevak
TABLA5.1 Composl
para rotores macizos
Composición química
C
Mn
Cr
Ni
Mo
V
Propiedades mecánici
Punto de fractura
Punto de fluencia
Resistencia a la fa
O'J105h
Estos materiales cc
FUENTE: Asea Brow
Figura 5.10 El desarrollo de e
a los mismos esfuerzos compara
Suiza)
84 Capítulo cinco 
Figura 5.6 Malla de elementos finitos de un rotor macizo para una turbina de vapor, de con-
densación, de 45 MW. (Asea Brown-Boueri, Baden, Suiza) 
ta malla posibilita el establecimiento de los campos isoténnicos y de los esfuerzos 
de operación. 
En las figuras 5.7 a 5.9 se muestran las mallas isoténnicas de un rotor de una 
turbina de 23 MW, en varias etapas durante el arranque. Las líneas que se 
muestran en la malla son líneas de temperatura igual; el flujo de calor es 
perpendicular a las isotermas. 
En la figura 5.7 se muestra la situación de las temperaturas a 10 min después 
del arranque. Se puede ver con claridad el calentamiento del rotor del exterior al 
interior. En la figura 5.9 se muestra la malla isoténnica a 3 h después del arranque 
(prácticamente condición de estado estacionario). El rotor está calentado por 
completo y las isotermas se tienden verticalmente hacia el eje. En la figura 5.8 
se muestra una condición intermedia, 30 min después del arranque. 
Figura 5.7 Malla isotérmica a 10 min después del arranque. (Asea Brown-Boueri, Baden, 
Suiza) 
Figura 5.8 Malla isotérmica a 30 min después del arranque. (Asea Brown-Boueri, Baden, 
Suiza) 
Figura 5.9 Malla isotérmica a 3 h después del arranque. (Asea Brown-Boueri, Baden, 
Suiza) 
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mindespués
el exterior al
delarranque
alentado por
la figura 5.8
e.
Rotores para las turbinas de reacción 85
5.2 Materiales para los rotores macizos
Los fabricantes experimentados a menudo usan aceros St 560 TS y 461 TS para
los rotores macizos. Las propiedades mecánicas de estos aceros y su comporta-
miento durante largos periodos se han investigado durante muchos años. Las
investigaciones básicas sobre fractura mecánica han proporcionado información
sobre la resistencia al agrietamiento, velocidad de propagación de las grietas, así
como el campo completo del comportamiento en relación con la fractura por
fragilidad. En la tabla 5.1 se dan los análisis químicos y las propiedades mecá-
nicas de los materiales para rotores St 460 TS y St 461 TS.
En la figura 5.10 se muestra el desarrollo de esfuerzos en el rotor de la figura
5.6 cuando se tiene la diferencia máxima de temperatura entre la superficie del
rotor y el eje. El mismo esfuerzo comparativo, resultante de los esfuerzos
centrífugo y térmico, prevalece a lo largo de una línea dada.
TABLA 5.1 Composición y propiedades de los aceros
para rotores macizos
St 460 TS St461 TS
Composiciónquímica en %
C
Mn
Cr
Ni
Mo
V
0.17 + 0.25
0.30 + 0.50
1.20 + 1.50
0.60/0.50+ 0.80 máx.
0.70+1.20
0.25+0.35
Propiedades mecánicas, kgf/mm-
Punto de fractura a 20°C
Punto de fluencia a 20°C
Resistencia a la fatiga
CTJ105h 350°C
400°C
450°C
500°C
550°C
70 + 85
60mín
Mín
44
32
22
13
7
Estos materiales corresponden a la especificaciónDIN 21 CrMoV511.
FUENTE: Asea Brown-Boveri,Baden, Suiza.
Figura 5.10 El desarrollo de esfuerzos en un rotor macizo durante el arranque dará lugar
a losmismos esfuerzos comparativos alo largodeuna línea dada. (Asea Broum-Boueri, Baden,
Suiza)
Rotores para las turbinas de reacción 85 
5.2 Materiales para los rotores macizos 
Los fabricantes experimentados a menudo usan aceros St 560 TS y 461 TS para 
los rotores macizos. Las propiedades mecánicas de estos aceros y su comporta-
miento durante largos periodos se han investigado durante muchos años. Las 
investigaciones básicas sobre fractura mecánica han proporcionado información 
sobre la resistencia al agrietamiento, velocidad de propagación de las grietas, así 
como el campo completo del comportamiento en relación con la fractura por 
fragilidad. En la tabla 5.1 se dan los análisis químicos y las propiedades mecá-
nicas de los materiales para rotores St 460 TS y St 461 TS. 
En la figura 5.10 se muestra el desarrollo de esfuerzos en el rotor de la figura 
5.6 cuando se tiene la diferencia máxima de temperatura entre la superficie del 
rotor y el eje. El mismo esfuerzo comparativo, resultante de los esfuerzos 
centrífugo y térmico, prevalece a lo largo de una línea dada. 
TABLA 5.1 Composición y propiedades de los aceros 
para rotores macizos 
Composición química en % 
C 
Mn 
Cr 
Ni 
Mo 
V 
St 460 TS 
Propiedades mecánicas, kgf/mm2 
Punto de fractura a 20°C 
Punto de fluencia a 20°C 
Resistencia a la fatiga 
erJ106h 
St461 TS 
0.17 + 0.25 
0.30 + 0.50 
1.20 + 1.50 
0.60/0.50 + 0.80 máx. 
0.70+1.20 
0.25+0.35 
erB 70 + 85 
erB 60mÍn 
Mín 
350°C 44 
400°C 32 
450°C 22 
500°C 13 
550°C 7 
Estos materiales corresponden a la especificación DIN 21 CrMoV 511. 
FUENTE: Asea Brown-Boveri, Baden, Suiza. 
Figura 5.10 El desarrollo de esfuerzos en un rotor macizo durante el arranque dará lugar 
a los mismos esfuerzos comparativos alo largo de una línea dada. (AseaBrown-Boveri, Baden, 
Suiza) 
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86 Capítulo cinco
La relación entre este esfuerzo comparativo y el esfuerzo permisible (que
depende de la temperatura), en cualquier punto particular, representa la
amplitud hasta la cual se analiza por completo el diseño del rotor (Fig. 5.11).
Los rotores se deben sujetar a procedimientos estrictos de pruebas. Todos los
rotores se deben premaquinar y probar ultrasónicamente en la planta de acero.
Las propiedades mecánicas suelen verificarse con el uso de piezas de prueba,
antes de que se entregue la pieza forjada. Las piezas de prueba se tomande la
sección externa así como del cono del rotor (Fig. 5.12). Los valores para la resis-
tencia a la tensión, el punto de fluencia y la resistencia a la ruptura por mellado
deben cumplir con todos los requisitos estipulados.
En los casos en que sea necesario, se realiza en el rotor una verificación de
descentramiento en caliente, con el fin de establecer su comportamiento en
operación. Durante esta prueba, el rotor mostrará cierta tendencia a flexionarse
(desbalancearse) a altas temperaturas, si su estructura no es homogénea y si,
debido al tratamiento térmico, están presentes esfuerzos residuales distribuidos
en forma irregular.
Desde el punto de vista del usuario, la confianza en la integridad de los rotores
macizos de las turbinas de vapor se le debe hacer depender de la experiencia
favorable en el punto propuesto de fabricación. Se deben verificar los métodos de
cálculo y los procedimientos de diseño respecto a su coherencia con la exactitud
y la validez. Tanto el proveedor del acero como el fabricante de la turbina deben
hacer uso de extensas pruebas en las diversas etapas de producción del rotor.
5.3 Diseño de rotor soldado
Desde mediados de la década de 1930, se han utilizado los diseños de rotar
soldado, cuando se adoptó un diseño usando varios discos soldados entre sí para
formar un rotor macizo. De este modo, se evitaron todos los riesgos inherentes en
la forja de una sola pieza grande y se logró un estándar elevado de detección de
fallas, ya que cada uno de los discos entregados por la planta de acero son
relativamente pequeños y, por tanto, se pueden probar de manera muy completa.
En la figura 5.13 se ilustra una sección transversal a través del rotor de una
turbina de condensación de 60 MW y muestra con claridad las piezas forjadas a
partir de las cuales se ha ensamblado el motor. Cada una de las piezas forjadas
se maquinan en forma basta y se prueban ultrasónicamente en la planta de acero
,-1
[7'.- -~ : -~?i ~_- .--
\
\
[~E L2____ _
-----~--
Figura 5.11 Análisisfinal del rotormacizomostradoen la figura 5.10, esfuerzocompara-
tivo/esfuerzopermisible.(Asea Broum-Booeri, Baden, Suiza)
Figura 5.12 Ubicacióndelas
los rotores macizos.(Asea Brol
Figura 5.13 Seccióna través
tor soldadoserá ajustadocon
y, además, se llevan a cabe
realizar la entrega, para g.
En estas pruebas se dete
impacto y el punto de flut
cedimientos estándar adic
qullrnüco,así comopruebas
nado. Además, los discos
quier defecto interno, con
confirmación de que sehID
do. Éste consiste en torne¡
paración de la soldadura.l
rante esta etapa de la fab
el rotor tiene la forma qut
Aun cuando ya noseenc
de transmisión mecánica
eléctrica son hasta cierto
Figura 5.14 Losdiscossep:
Boueri, Baden, Suiza)
86 Capítulo cinco 
La relación entre este esfuerzo comparativo y el esfuerzo permisible (que 
depende de la temperatura), en cualquier punto particular, representa la 
amplitud hasta la cual se analiza por completo el diseño del rotor (Fig. 5.11). 
Los rotores se deben sujetar a procedimientos estrictos de pruebas. Todos los 
rotores se deben premaquinar y probar ultrasónicamente en la planta de acero. 
Las propiedades mecánicas suelen verificarse con el uso de piezas de prueba, 
antes de que se entregue la pieza fOljada. Las piezas de prueba se toman de la 
sección externa así como del cono del rotor (Fig. 5.12). Los valores para la resis-
tencia a la tensión, el punto de fluencia y la resistencia a la ruptura por mellado 
deben cumplir con todos los requisitos estipulados. 
En los casos en que sea necesario, se realiza en el rotor una verificación de 
descentramiento en caliente, con el fin de establecer su comportamiento en 
operación. Durante esta prueba, el rotor mostrará cierta tendencia a flexionarse 
(desbalancearse) a altas temperaturas, si su estructura no es homogénea y si, 
debido al tratamiento térmico, están presentes esfuerzos residuales distribuidos 
en forma irregular. 
Desde el punto de vista del usuario, la confianza en la integridad de los rotores 
macizos de las turbinas de vapor se le debe hacer depender de la experiencia 
favorable en el punto propuesto de fabricación. Se deben verificar los métodos de 
cálculo y los procedimientos de diseño respecto a su coherencia con la exactitud 
y la validez. Tanto el proveedor del acero como el fabricante de la turbina deben 
hacer uso de extensas pruebas en las diversas etapas de producción del rotor. 
5.3 Diseño de rotor soldado 
Desde mediados de la década de 1930, se han utilizado los diseños de rotor 
soldado, cuando se adoptó un diseño usando varios discos soldados entre sí para 
formar un rotor macizo. De este modo, se evitaron todos los riesgos inherentes en 
la forja de una sola pieza grande y se logró un estándar elevado de detección de 
fallas, ya que cada uno de los discos entregados por la planta de acero son 
relativamente pequeños y, por tanto, se pueden probar de manera muy completa. 
En la figura 5.13 se ilustra una sección transversal a través del rotor de una 
turbina de condensación de 60 MW y muestra con claridad las piezas forjadas a 
partir de las cuales se ha ensamblado el motor. Cada una de las piezas forjadas 
se maquinan en forma basta y se prueban ultrasónicamente en la planta de acero 
GT 
\ 
\ 
l~~~~.ffi_. ___ ._._.a _._. __ . 
-----~--
Figura 5.11 Análisis final del rotor macizo mostrado en la figura 5.10, esfuerzo compara-
tivo/esfuerzo permisible. (Asea Brown-Boveri, Baden, Suiza) 
http://gratislibrospdf.com/
rmisible (que
representa la
r (Fig. 5.11).
basoTodos los
anta de acero.
as de prueba,
e toman de la
para la resis-
a por mellado
Rotores para las turbinas de reacción 87
Figura 5.12 Ubicación de las piezas de prueba, 1)y 2), para las pruebas de resistencia de
los rotores macizos. (Asea Broum-Booeri, Baden, Suiza)
erificación de
rtamiento en
a flexionarse
mogénea y si,
s distribuidos
Figura 5.13 Seccióna través del rotor de una turbina de condensación de 60MW. Este ro-
tor soldado será ajustado con empaletado de reacción. (Asea Broum-Booeri, Baden, Suiza)
de losrotores
a experiencia
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ión del rotor.
ños de rotar
entre sí para
inherentes en
detección de
de acero son
uycompleta.
rotorde una
as forjadas a
iezas forjadas
anta de acero
y, además, se llevan a cabo pruebas mecánicas en piezas de cada disco, antes de
realizar la entrega, para garantizar que se logran las características mecánicas.
En estas pruebas se determinan la resistencia a la tensión, la resistencia al
impacto y el punto de fluencia del material. Todos los discos se sujetan a pro-
cedimientos estándar adicionales de inspección en el taller, incluyendo análisis
químico, así como pruebas a la tensión y al impacto, antes de comenzar el maqui-
nado. Además, los discos se examinan ultrasónicamente para detectar cuales-
quier defecto interno, como grietas o inclusiones. Sólo cuando se ha recibido la
confirmación de que se han pasado todas las pruebas se comienza el premaquina-
do. Éste consiste en torneado del contorno interior del disco y el contorno de pre-
paración de la soldadura. En la figura 5.14 se puede ver la condición del rotor du-
rante esta etapa de la fabricación. Después de haber sido soldado y maquinado,
el rotor tiene la forma que se muestra en la figura 5.15.
Aun cuando ya no se encuentran en el rango de tamaños de las turbinas de vapor
de transmisión mecánica, las grandes turbinas para la generación de energía
eléctrica son hasta cierto punto interesantes. Los rotores para estas grandes
erzocompara- Figura 5.14 Los discos separados del rotor se apilan antes de ser soldados. (Asea Brown-Boueri, Baden, Suiza)
Rotores para las turbinas de reacción 87 
Figura 5.12 Ubicación de las piezas de prueba, 1) y 2), para las pruebas de resistencia de 
los rotores macizos. (Asea Brown-Boveri, Baden, Suiza) 
R---+-+Bf-._-+-++-+-f--Ff;~t-~rt-~~_ . _.~_.--++-~~~~~---lt---t + 
Figura 5.13 Sección a través del rotor de una turbina de condensación de 60 MW. Este ro-
tor soldado será ajustado conempaletado de reacción. (Asea Brown-Boveri, Baden, Suiza) 
y, además, se llevan a cabo pruebas mecánicas en piezas de cada disco, antes de 
realizar la entrega, para garantizar que se logran las características mecánicas. 
En estas pruebas se determinan la resistencia a la tensión, la resistencia al 
impacto y el punto de fluencia del material. Todos los discos se sujetan a pro-
cedimientos estándar adicionales de inspección en el taller, incluyendo análisis 
químico, así como pruebas a la tensión y al impacto, antes de comenzar el maqui-
nado. Además, los discos se examinan ultrasónicamente para detectar cuales-
quier defecto interno, como grietas o inclusiones. Sólo cuando se ha recibido la 
confirmación de que se han pasado todas las pruebas se comienza el premaquina-
do. Éste consiste en torneado del contorno interior del disco y el contorno de pre-
paración de la soldadura. En la figura 5.14 se puede ver la condición del rotor du-
rante esta etapa de la fabricación. Después de haber sido soldado y maquinado, 
el rotor tiene la forma que se muestra en la figura 5.15. 
Aun cuando ya no se encuentran en el rango de tamaños de las turbinas de vapor 
de transmisión mecánica, las grandes turbinas para la generación de energía 
eléctrica son hasta cierto punto interesantes. Los rotores para estas grandes 
Figura 5.14 Los discos separados del rotor se apilan antes de ser soldados. (Asea Brown-
Boveri, Baden, Suiza) 
http://gratislibrospdf.com/
88 Capítulo cinco
diseño de discos soldados tien
por separado del rotor todavía
sales relativamente pequeñas
tanto, se garantiza una eleva:
chazo. En la figura 5.17 se n
presión de una turbina de 100C
5.18 se tiene el mismo rotor o
En la figura 5.19 se mues
par ación de la soldadura dun
funda, adoptada para los roto
calificados desde alrededor I
procedimiento y los métodos
donde los valores de los esfuei
se tienen en el material base I
soldaduras de los rotores prop
del rotor soldado. Se preparan
(Fig. 5.20) para determinar 1:
sido alterado el material base:
mecánicas del material de al
En la actualidad, las prueb
y permiten detectar defectos t
está defectuosa, se recorta, s¡
de tratamiento térmico.
Figura 5.15 Rotor de turbina de condensaciónde tamaño mediano, después del maquina-
do.Este rotor soldado recibirá empaletado de reacción. (Asea Broum-Booeri, Baden, Suiza)
turbinas constan de varios discos soldados entre sí para formar una sola unidad
maciza. El rotor de alta presión de una turbina grande, como la mostrada en la
figura 5.16, contribuye con 440 MW de la salida total de 1350 MW del turboge-
nerador.
Cuando se construyen turbinas para vapor saturado, para las plantas nucleo-
eléctricas, con una salida de alrededor de 1000 MW, los pesos de los grandes
componentes de las unidades de 1800 o 1500 r/min se vuelven muy importantes.
En la sección de baja presión, por ejemplo, no es raro encontrar rotores que poseen
entre 150 y 200 toneladas cortas, e incluso más. Con estos grandes rotores, el
S.E.P. D G f T
INSTITUTO TECNOlÓGÚ:
DE MfNAT/TlAN VER
CENTRO DE JNFORMACI~
Figura 5.17 Rotordeturbinade
generación eléctrica en el proce:
dura. (Asea Broum-Booeri, Bode
Figura 5.16 Rotor de turbina para generación de energía eléctrica, del tipo de reacción,
después de la adición de los álabes. (Asea Broum-Booeri, Baden, Suiza)
88 Capítulo cinco 
Figura 5.15 Rotor de turbina de condensación de tamaño mediano, después del maquina-
do. Este rotor soldado recibirá empaletado de reacción. (Asea Brown·Boveri, Baden, Suiza) 
turbinas constan de varios discos soldados entre sí para formar una sola unidad 
maciza. El rotor de alta presión de una turbina grande, como la mostrada en la 
figura 5.16, contribuye con 440 MW de la salida total de 1350 MW del turboge-
nerador. 
Cuando se construyen turbinas para vapor saturado, para las plantas nucleo-
eléctricas, con una salida de alrededor de 1000 MW, los pesos de los grandes 
componentes de las unidades de 1800 o 1500 r/min se vuelven muy importantes. 
En la sección de baja presión, por ejemplo, no es raro encontrar rotores que poseen 
entre 150 y 200 toneladas cortas, e incluso más. Con estos grandes rotores, el 
Figura 5.16 Rotor de turbina para generación de energía eléctrica, del tipo de reacción, 
después de la adición de los álabes. (Asea Brown·Boveri, Baden, Suiza) 
http://gratislibrospdf.com/
aquina-
, Suiza)
unidad
aen la
boge-
cción,
Rotores para las turbinas de reacción 89
diseño de discos soldados tiene una ventaja muy importante. Los componentes
por separado del rotor todavía tienen pesos moderados y las secciones transver-
sales relativamente pequeñas permiten que el material se forje por completo. Por
tanto, se garantiza una elevada calidad metalúrgica, con riesgo reducido de re-
chazo. En la figura 5.17 se muestra el proceso de soldadura del rotor de baja
presión de una turbina de 1000MWpara una planta nucleoeléctrica, y en la figura
5.18 se tiene el mismo rotor después de haber sido soldado y revenido.
En la figura 5.19 se muestran las diversas etapas de desarrollo de la pre-
paración de la soldadura durante cuatro décadas. La técnica de soldadura pro-
funda, adoptada para los rotores de hoy en día, ha sido utilizada por fabricantes
calificados desde alrededor de 1958 (Fig. 5.19d). Con la utilización de este
procedimiento y los métodos avanzados de soldadura, se produce un rotor en
donde los valores de los esfuerzos en las zonas soldadas son semejantes a los que
se tienen en el material base de los discos forjados. Las pruebas regulares en las
soldaduras de los rotores proporcionan una base estadística sólida para el diseño
del rotor soldado. Se preparan microsecciones a través de las soldaduras del rotor
(Fig, 5.20) para determinar la calidad de la soldadura, el punto hasta el que ha
sido alterado el material base por el procedimiento de soldadura y las propiedades
mecánicas del material de aporte.
En la actualidad, las pruebas ultrasónicas se han automatizado en gran parte
y permiten detectar defectos tan pequeños como de 1a 2mm. Si alguna soldadura
está defectuosa, se recorta, se vuelve a soldar y se sujeta una vez más al proceso
de tratamiento térmico.
Figura 5.17 Rotordeturbinadevaporpara
generación eléctrica en el proceso de solda-
dura. (Asea Brown-Boveri, Baden, Suiza)
Rotores para las turbinas de reacción 89 
diseño de discos soldados tiene una ventaja muy importante. Los componentes 
por separado del rotor todavía tienen pesos moderados y las secciones transver-
sales relativamente pequeñas permiten que el material se forje por completo. Por 
tanto, se garantiza una elevada calidad metalúrgica, con riesgo reducido de re-
chazo. En la figura 5.17 se muestra el proceso de soldadura del rotor de baja 
presión de una turbina de 1000 MW para una planta nucleoeléctrica, y en la figura 
5.18 se tiene el mismo rotor después de haber sido soldado y revenido. 
En la figura 5.19 se muestran las diversas etapas de desarrollo de la pre-
paración de la soldadura durante cuatro décadas. La técnica de soldadura pro-
funda, adoptada para los rotores de hoy en día, ha sido utilizada por fabricantes 
calificados desde alrededor de 1958 (Fig. 5.19d). Con la utilización de este 
procedimiento y los métodos avanzados de soldadura, se produce un rotor en 
donde los valores de los esfuerzos en las zonas soldadas son semejantes a los que 
se tienen en el material base de los discos forjados. Las pruebas regulares en las 
soldaduras de los rotores proporcionan una base estadística sólida para el diseño 
del rotor soldado. Se preparan microsecciones a través de las soldaduras del rotor 
(Fig. 5.20) para determinar la calidad de la soldadura, el punto hasta el que ha 
sido alterado el material base por el procedimiento de soldadura y las propiedades 
mecánicas del material de aporte. 
En la actualidad, las pruebas ultrasónicas se han automatizado en gran parte 
y permiten detectar defectos tan pequeños como de 1 a 2 mm. Si alguna soldadura 
está defectuosa, se recorta, se vuelve a soldar y sesujeta una vez más al proceso 
de tratamiento térmico. 
Figura 5.17 Rotor de turbina de vapor para 
generación eléctrica en el proceso de solda-
dura. (Asea Brown-Boveri, Baden, Suiza) 
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90 Capítulo cinco
Figura 5.18 Rotor soldado para
turbina de reacción, después del
tratamiento térmico. (Asea Broum-
Booeri, Baden, Suiza)
b
Figura 5.19 Evolución de las formas de prepa-
ración de la soldadura, 1940 a 1980. (AseaBroum-
Boueri, Baden, Suiza)
5.4 Materiales para roto re!
Para la mayor parte de los 1
teso Para rotores sujetos a las'
de agua se puede usar, si es ne
acero 21CrMoV511, en la re¡
unidades que operan con las
das pasadas, estos aceros se
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También se han llevado a
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agrietamiento, rapidez de (
preguntas acerca de la fracti
del rotor presupone cierto COI
En la tabla 5.2 se dan los aná
para rotores soldados que l:
Obsérvese que en los rotores
anterioridad, en la tabla 50l
TABLA 5.2 Propiedadesquín
en los ratores soldados para t1
Designación de BBC
Composición química en %
C
Mn
Cr
Ni
Mo
V
Última resistencia y punto
de fluencia a 20°C
(JB kgf/mrn''
(Js kgf/mm2
Resistencia a la fatiga (mín.) e
105 h, kgf/mm'', a diferentes
temperaturas
350°C
400°C
450°C
500°C
550°C
Clasificación ASTM
Figura 5.20 Microsección
de la soldadura de un rotor.
(As.ea Broum-Boueri, Baden,
Suiza)
Clasificación D1N
90 Capítulo cinco 
Figura 5.18 Rotor soldado para 
turbina de reacción, después del 
tratanúento téimico. (Asea Brown-
Boueri, Baden, Suiza) 
b 
Figura 5.19 Evolución de las fonnas de prepa-
ración de la soldadura, 1940 a 1980. (AseaBrown-
Boueri, Baden, Suiza) 
Figura 5.20 Microsección 
de la soldadura de un rotor. 
(Asea Brown-Boueri, Baden, 
Suiza) 
http://gratislibrospdf.com/
·crosección
de un rotor.
ueri, Baden,
Rotores para las turbinas de reacción 91
5.4 Materiales para rotores soldados
Para la mayor parte de los rotores soldados se usan tres materiales diferen-
tes. Para rotores sujetos a las temperaturas más elevadas oa la erosión por gotitas
de agua se puede usar, sies necesario, acero X20CrMoV121. Normalmente, se usa
acero 21CrMoV511, en la región de alta temperatura, y acero al CrMo para las
unidades que operan con las condiciones más bajas del vapor. Durante las déca-
das pasadas, estos aceros se han probado con amplitud y han dado lugar a una
información estadística confiable acerca de las propiedades de flujo plástico.
También se han llevado a cabo estudios de mecánica de fracturas en estos
materiales, los que han proporcionado información sobre la resistencia al
agrietamiento, rapidez de crecimiento de las grietas y el rango completo de
preguntas acerca de la fractura por fragilidad. El uso de la técnica de soldadura
del rotor presupone cierto conocimiento de las propiedades del material de aporte.
En la tabla 5.2 se dan los análisis químicos y las propiedades mecánicas de aceros
para rotores soldados que han sido usados por un fabricante con experiencia.
Obsérvese que en los rotores soldados también se emplean los aceros listados con
anterioridad, en la tabla 5.1, para los rotores macizos.
TABLA 5.2 Propiedades químicas ycaracterísticas mecánicas de los materiales usados
en los roto res soldados para turbinas de vapor
Designación de BBC St 12 T St 460 TS/461 TS St 561 S
Composición química en %
C
Mn
Cr
Ni
Mo
V
0.17-0.23
0.30-0.80
11.00-12.50
0.30-0.80
0.80-1.20
0.25-0.35
0.17·0.25
0.30-0.50
1.20-1.50
0.60máx.
0.70-1.20
0.25-0.35
Última resistencia y punto
de fluencia a 20°C
a
B
kgf/mms
as kgf/mm-
Resistencia a la fatiga (mín.) en
105 h, kgf/mms, a diferentes
temperaturas
350°C
400°C
450°C
500°C
550°C
Clasificación ASTM
80-100
70mÍn.
70·85
60mÍn.
44
32
22
13
7
A 471·65 Clase 7
36
27
18
10
A 565-66 Grado
616HT
AMS-USS 12 MoV
Código 1406
A 470-65 Clase 8
Clasificación DIN
A 293-64 Clase 6
AISI (SAE) 604
-21 Cr MoV 511-X20CrMoV121
-X22 CrMoWV 121
0.18-0.25
0.25-0.80
1.20·2.00
0.90-1.10
0.50·0.80
0.05máx.
75-90
60mÍn.
40
28
19
11
Rotores para las turbinas de reacción 91 
5.4 Materiales para rotores soldados 
Para la mayor parte de los rotores soldados se usan tres materiales diferen-
tes. Para rotores sujetos a las temperaturas más elevadas o a la erosión por gotitas 
de agua se puede usar, sies necesario, acero X20CrMo V121. Normalmente, se usa 
acero 21CrMoV511, en la región de alta temperatura, y acero al CrMo para las 
unidades que operan con las condiciones más bajas del vapor. Durante las déca-
das pasadas, estos aceros se han probado con amplitud y han dado lugar a una 
información estadística confiable acerca de las propiedades de flujo plástico. 
También se han llevado a cabo estudios de mecánica de fracturas en estos 
materiales, los que han proporcionado información sobre la resistencia al 
agrietamiento, rapidez de crecimiento de las grietas y el rango completo de 
preguntas acerca de la fractura por fragilidad. El uso de la técnica de soldadura 
del rotor presupone cierto conocimiento de las propiedades del material de aporte. 
En la tabla 5.2 se dan los análisis químicos y las propiedades mecánicas de aceros 
para rotores soldados que han sido usados por un fabricante con experiencia. 
Obsérvese que en los rotores soldados también se emplean los aceros listados con 
anterioridad, en la tabla 5.1, para los rotores macizos. 
TABLA 5.2 Propiedades químicas ycaracterísticas mecánicas de los materi,ales usados 
en los rotores soldados para turbinas de vapor 
Designación de BBC 
Composición química en % 
C 
Mn 
Cr 
Ni 
Mo 
V 
Última resistencia y punto 
de fluencia a 20°C 
aB kgf/mm2 
as kgf/mm2 
St 12T 
0.17·0.23 
0.30-0.80 
11.00-12.50 
0.30-0.80 
0.80-1.20 
0.25-0.35 
80-100 
70mín. 
Resistencia a la fatiga (mín.) en 
105 h, kgf/mm2, a diferentes 
temperaturas 
350°C 
400°C 
450°C 
500°C 
550°C 
Clasificación ASTM 
Clasificación DIN 
36 
27 
18 
10 
A 565-66 Grado 
616HT 
AMS-USS 12 MoV 
Código 1406 
-x 20 Cr MoV 121 
-X22 CrMoWV 121 
St 460 TS/461 TS St 561 S 
0.17-0.25 0.18-0.25 
0.30-0.50 0.25-0.80 
1.20-1.50 1.20-2.00 
0.60máx. 0.90-1.10 
0.70-1.20 0.50-0.80 
0.25-0.35 0.05máx. 
70-85 75-90 
60mín. 60mín. 
44 40 
32 28 
22 19 
13 11 
7 
A 471-65 Clase 7 
A 470-65 Clase 8 
A 293-64 Clase 6 
AISI (SAE) 604 
-21 Cr MoV 511 
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92 Capítulo cinco
Figura 5.21 Malla de elementos finitos para determinar los campos isoténnicos yesfuer-
zos de operación de un rotor soldado. (Asea Broum-Booeri, Baden, Suiza)
Diseñar un rotor con el empleo de las últimas tecnologías requiere un estudio
apropiado en computadora. El análisis de elementos finitos hace posible calcular
con exactitud los esfuerzos de operación en todas las partes del rotor. En la figu-
ra 5.21 se muestra la malla usada para el rotor de presión intermedia de una
turbina de vapor para generación eléctrica de 500 MW, con el fin de determinar
su campo isotérmico y los esfuerzos de operación. Para el mismo rotor, los
esfuerzos combinados debidos a la velocidad del propio rotor y la temperatura (es-
fuerzo comparativo) se muestran en la figura 5.22, en condiciones de plena carga.
Todos los puntos en cualquier línea de la figura tienen el mismo nivel de esfuerzo
comparativo.
Se cuenta con extensa información acerca de los esfuerzos en los roto res de las
turbinas de vapor durante el arranque.
Los fabricantes con experiencia pueden afirmar que sus roto res soldados para
turbinas de vapor están diseñados, fabricados e inspeccionados de tal manera que
se puede garantizar un máximo de seguridad durante la operación. El rotor sol-
dado tiene las características positivas siguientes:
• Rigidez a la flexión excepcionalmente grande, lo cual favorece la operación con
funcionamiento suave.
• Niveles bajos de esfuerzos, ya que los discos soldados no tienen agujero central.
• Buena calidad de todas las
discos pequeños se pueden
• Inspección sencilla de cada
riesgo bajo de defectos en I
• Flujo favorable del calor du
apreciables en el centro de
de esfuerzos.Figura 5.22 Esfuerzos en el rotor de presión intermedia de una turbina de vapor para
generación de energía eléctrica de 500 MW, durante la operación de estado estacionario.
(Asea Broum-Booeri, Baden, Suiza)
92 Capítulo cinco 
Figura 5.21 Malla de elementos finitos para detenninar los campos isoténnicos y esfuer-
zos de operación de un rotor soldado. (Asea Brown-Boveri, Baden, Suiza) 
Diseñar un rotor con el empleo de las últimas tecnologías requiere un estudio 
apropiado en computadora. El análisis de elementos finitos hace posible calcular 
con exactitud los esfuerzos de operación en todas las partes del rotor. En la figu-
ra 5.21 se muestra la malla usada para el rotor de presión intermedia de una 
turbina de vapor para generación eléctrica de 500 MW, con el fin de determinar 
su campo isotérmico y los esfuerzos de operación. Para el mismo rotor, los 
esfuerzos combinados debidos a la velocidad del propio rotor y la temperatura (es-
fuerzo comparativo) se muestran en la figura 5.22, en condiciones de plena carga. 
Todos los puntos en cualquier línea de la figura tienen el mismo nivel de esfuerzo 
comparativo. 
Se cuenta con extensa información acerca de los esfuerzos en los rotores de las 
turbinas de vapor durante el arranque. 
Los fabricantes con experiencia pueden afirmar que sus rotores soldados para 
turbinas de vapor están diseñados, fabricados e inspeccionados de tal manera que 
se puede garantizar un máximo de seguridad durante la operación. El rotor sol-
dado tiene las características positivas siguientes: 
• Rigidez a la flexión excepcionalmente grande, lo cual favorece la operación con 
funcionamiento suave. 
• Niveles bajos de esfuerzos, ya que los discos soldados no tienen agujero central. 
Figura 5.22 Esfuerzos en el rotor de presión intennedia de una turbina de vapor para 
generación de energía eléctrica de 500 MW, durante la operación de estado estacionario. 
(Asea Brown-Boveri, Baden, Suiza) 
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eunestudio
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. Enla figu-
edia de una
determinar
o rotor, los
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lenacarga.
de esfuerzo
Idadospara
aneraque
I rotar sol-
eracióncon
erocentral.
vapor para
tacionario.
Rotorespara las turbinasde reacción 93
• Buena calidad de todas las secciones sujetas a esfuerzos elevados, ya que los
discos pequeños se pueden forjar de manera más completa.
• Inspección sencilla de cada una de las piezas antes de ser soldadas y, por tanto,
riesgo bajo de defectos en el material.
• Flujo favorable del calor durante la operación transitoria, sin esfuerzos axiales
apreciables en el centro del rotor, ya que sólo existe un patrón bidimensional
de esfuerzos.
Rotores para las turbinas de reacción 93 
• Buena calidad de todas las secciones sujetas a esfuerzos elevados, ya que los 
discos pequeños se pueden fOIjar de manera más completa. 
• Inspección sencilla de cada una de las piezas antes de ser soldadas y, por tanto, 
riesgo bajo de defectos en el material. 
• Flujo favorable del calor durante la operación transitoria, sin esfuerzos axiales 
apreciables en el centro del rotor, ya que sólo existe un patrón bidimensional 
de esfuerzos. 
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diseño de lo~
El aspecto más crítico de la (
diseño de las paletas. Ya qUl
fuerzas inestables del vapor e
de resonancia en la vibraci
excitadora coincide con una
resonancia, la amplitud de 1:
cantidad de estímulo y amoi
La alta confiabilidad en
resonante mínima. Como se'
un cálculo exacto de las fr,
tangencial, axial, de torsión
tos de prueba. Además, se m
y generosos intersticios axi:
paletas. En algunas o en tod
el fin de atenuar la vibración
nicas avanzadas de precisi
necesaria en las paletas.
Casi todo el empaletado qi
misión mecánica es de const
estirados se maquinan a pa
material por labrar. Consúlt
de un álabe estirado. Los á
rectangular del material por
los pasos de maquinado en la
be estirado es mucho menor,
base en las figuras 6.1 y 6.3,
rios para producir cada álal
Como se verá más adelan
vapor no son de construcci
bes suelen ser los grandes d«
sores de gas en chorro. Se pi
cisión.
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Capítulo
6
Panorama general sobre el
diseño de los álabes de las turbinas
El aspecto más crítico de la confiabilidad de la turbina de vapor se centra en el
diseño de las paletas. Ya que las paletas, o álabes rotatorios, quedan sujetas a
fuerzas inestables del vapor durante la operación, debe considerarse el fenómeno
de resonancia en la vibración. La resonancia ocurre cuando una frecuencia
excitadora coincide con una frecuencia natural del sistema. En condiciones de
resonancia, la amplitud de la vibración está relacionada principalmente con la
cantidad de estímulo y amortiguamiento presentes en el sistema.
La alta confiabilidad en las paletas requiere diseños con una vibración
resonante mínima. Como se verá más adelante, el proceso de diseño se inicia con
un cálculo exacto de las frecuencias naturales de las paletas, en los modos
tangencial, axial, de torsión y complejo, las cuales se verifican por medio de da-
tos de prueba. Además, se usan formas aerodinámicas mejoradas de las toberas
y generosos intersticios axiales en las etapas para reducir el estímulo de las
paletas. En algunas o en todas las etapas se usan cubiertas para las paletas con
el fin de atenuar la vibración inducida. Estas prácticas en el diseño,junto con téc-
nicas avanzadas de precisión en la fabricación, garantizan la confiabilidad
necesaria en las paletas.
Casi todo el empaletado que se usa en las turbinas modernas de vapor de trans-
misión mecánica es de construcción del tipo de estirado o de fresado. Los álabes
estirados se maquinan a partir de piezas extruidas con perfil aerodinámico del
material por labrar. Consúltese la figura 6.1 respecto a los pasos en el maquinado
de un álabe estirado. Los álabes fresados se maquinan a partir de una pieza
rectangular del material por labrar en barra. En las figuras 6.2 y 6.3 se muestran
los pasos de maquinado en la fabricación de los álabes fresados. El costo de un ála-
be estirado es mucho menor que el de uno fresado, las razones resultan obvias con
base en las figuras 6.1 y 6.3, en las que se muestran el número de pasos necesa-
rios para producir cada álabe.
Como se verá más adelante, cierto porcentaje de los álabes de las turbinas de
vapor no son de construcción del tipo de estirado ni de fresado. Estos ála-
bes suelen ser los grandes de la última etapa de las turbinas de vapor o de expan-
sores de gas en chorro. Se producen por forja o por un proceso de fundido de pre-
cisión.
95
Capítulo 
6 
Panorama general sobre el 
diseño de los álabes de las turbinas 
El aspecto más crítico de la confiabilidad de la turbina de vapor se centra en el 
diseño de las paletas. Ya que las paletas, o álabes rotatorios, quedan sujetas a 
fuerzas inestables del vapor durante la operación, debe considerarse el fenómeno 
de resonancia en la vibración. La resonancia ocurre cuando una frecuencia 
excitadora coincide con una frecuencia natural del sistema. En condiciones de 
resonancia, la amplitud de la vibración está relacionada principalmente con la 
cantidad de estímulo y amortiguamiento presentes en el sistema. 
La alta confiabilidad en las paletas requiere diseños con una vibración 
resonante mínima. Como se verá más adelante, el proceso de diseño se inicia con 
un cálculo exacto de las frecuencias naturales de las paletas, en los modos 
tangencial, axial, de torsión y complejo, las cuales se verifican por medio de da-
tos de prueba. Además, se usan formas aerodinámicas mejoradas de las toberas 
y generosos intersticios axiales en las etapas para reducir el estímulo de las 
paletas. En algunas o en todas las etapas se usan cubiertas para las paletas con 
el fin de atenuar la vibración inducida. Estas prácticas en el diseño,junto con téc-
nicas avanzadas de precisión en la fabricación, garantizan la confiabilidad 
necesaria en las paletas. 
Casi todo el empaletado que se usa en las turbinas modernas de vaporde trans-
misión mecánica es de construcción del tipo de estirado o de fresado. Los álabes 
estirados se maquinan a partir de piezas extruidas con perfil aerodinámico del 
material por labrar. Consúltese la figura 6.1 respecto a los pasos en el maquinado 
de un álabe estirado. Los álabes fresados se maquinan a partir de una pieza 
rectangular del material por labrar en barra. En las figuras 6.2 y 6.3 se muestran 
los pasos de maquinado en la fabricación de los álabes fresados. El costo de un ála-
be estirado es mucho menor que el de uno fresado, las razones resultan obvias con 
base en las figuras 6.1 y 6.3, en las que se muestran el número de pasos necesa-
rios para producir cada álabe. 
Como se verá más adelante, cierto porcentaje de los álabes de las turbinas de 
vapor no son de construcción del tipo de estirado ni de fresado. Estos ála-
bes suelen ser los grandes de la última etapa de las turbinas de vapor o de expan-
sores de gas en chorro. Se producen por forja o por un proceso de fundido de pre-
cisión. 
95 
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96 Capítulo seis
... _--_ ...~
MATERIAL POR LABRAR
ESTIRADO CON PERFIL
AERODINÁMICO
MAOUINADO
PASO 1
MAOUINADO
PASO 2
Figura 6.1 Pasos de maquinado en la fabricación de los álabes estirados. (Dresser-Rand
Company, Wellsville, N.Y.)
Figura 6.2 Pasos de maquinado en la fabricación de álabes fresados. (Dresser-Rand
Company, N. Y.)
,c __
:------;
PASO lO
FRESADO
CONVEXO
BASTO
PASO 11
RADIO
COMBINADO
EN LA BASE
PASO 7 FRESADO EN RAYO PASO 8
FRESADO A
COLA DE MILANO
PASO 9
TORNEADO DEL
REMACHE
Figura 6.3 Pasos demaquinado en la fabricación de álabes fresados, continuación. (Dresser-
Rand Company, N. Y.)
Panorama gen,
6.1 Materiales para álabe!
Entre los diferentes mate)
encuentran el acero inoxidal
Haynes Stellite número 31 a
xidable 403 es elmaterial ests
en las turbinas de vapor de ac
Se usa debido a su alta resist
tilidad, tenacidad, resistenc
Se usa dentro de un rango I
amortiguamiento y resisten,
ea en las etapas de alta tem
donde se necesitan sus res:
aguante, al escurrimiento p
peraleación a base de níqui
caliente con temperaturas e.
Haynes Stellite número 31 E
expansores de chorro, CUaIJ
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Otro material para álabes e!
resistencia a la erosión loh
alta velocidad o de larga dur
teriales típicos, consúltese
6.2 Raíces de sujeción d,
La raíz estándar de sujeció
álabes se conoce comúnme
estirado producido por Dre
con un solo diente (Fig, 6.4
variaciones del diseño de rt
posterior de dos dientes (21
de dos dientes (2TCM), las (
para aplicaciones de álabes
2TM y 2TCM normalment
velocidades más altas. Ade
fabricantes como Dresser-
adicionales de sujeción par
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se utiliza en los álabes gra
Deben mencionarse algi
álabes fresados. Los diente
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del diente a lo largo de su 1<
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96 Capítulo seis 
MATERIAL POR LABRAR 
ESTIRADO CON PERFIL 
AERODINÁMICO 
MAQUINADO 
PASO 1 
o 
MAQUI NADO 
PASO 2 
Figura 6.1 Pasos de maquinado en la fabricación de los álabes estirados. (Dresser-Rand 
Company, Wellsville, N.Y.) 
Figura 6.2 Pasos de maquinado en la fabricación de álabes fresados. (Dresser-Rand 
Company, N. Y.) 
PASO 7 FRESADO EN RAYO 
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FRESADO A 
COLA DE MILANO 
PASO 9 
TORNEADO DEL 
REMACHE 
PASO 10 
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CONVEXO 
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PASO 11 
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COMBINADO 
EN LA BASE 
Figura 6.3 Pasos demaquinado en la fabricación de álabes fresados, continuación. (Dresser-
Rand Company, N. Y.J 
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6n. (Dresser-
Panorama general sobre el diseño de los álabes de las turbinas 97
6.1 Materiales para álabes
Entre los diferentes materiales que suelen usarse para el empaletado se
encuentran el acero inoxidable 403, el acero inoxidable 422, el A-286 y la Aleación
Haynes Stellite número 31 así como aleación de titanio. En esencia, el acero ino-
xidable 403es elmaterial estándar en la industria para los álabes y, probablemente,
en las turbinas de vapor de acción se encuentra en más del 90%de todas las etapas.
Se usa debido a su alta resistencia en el punto de fluencia, límite de aguante, duc-
tilidad, tenacidad, resistencia a la erosión y a la corrosión, y amortiguamiento.
Se usa dentro de un rango de dureza Brinell de 207 a 248, para maximizar su
amortiguamiento y resistencia a la corrosión. El acero inoxidable 422 sólo se apli-
ca en las etapas de alta temperatura (entre 700 y 900°F, o sea, 371 y 482°C), en
donde se necesitan sus resistencias más elevadas en el punto de fluencia, de
aguante, al escurrimiento plástico y a la ruptura. El material A-286 es una su-
peraleación a base de níquel que, en general, se usa en los expansores de gas
caliente con temperaturas en la etapa de 900 y 1150°F (482 y 621°C). La Aleación
Haynes Stellite número 31 es una superaleación a base de cobalto y se usa en los
expansores de chorro, cuando se necesitan álabes fundidos de precisión. Esta
aleación se usa con temperaturas en la etapa entre 900 y 1200°F (482 y 649°C).
Otro material para álabes es el titanio. Su alta resistencia, baja densidad y buena
resistencia a la erosión lo hacen buen candidato para empaletados de etapas de
alta velocidad o de larga duración. Respecto a un panorama general sobre los ma-
teriales típicos, consúltese la tabla 5.1.
6.2 Raíces de sujeción de los álabes
La raíz estándar de sujeción usada en la mayor parte de las configuraciones de
álabes se conoce comúnmente como raíz a cola de milano. En el empaletado
estirado producido por Dresser-Rand se usa una raíz del tipo de cola de milano
con un solo diente (Fig. 6.4), en tanto que los empaletados fresados tienen tres
variaciones del diseño de raíz a cola de milano. Estas variaciones son la del lado
posterior de dos dientes (2TBS), fresada de dos dientes (2TM) y fresada al centro
de dos dientes (2TCM), las cuales se ilustran en la figura 6.5. La raíz 2TBS se usa
para aplicaciones de álabes más cortos y de baja velocidad, en tanto que las raíces
2TM y 2TCM normalmente se usan para aplicaciones con álabes más largos y a
velocidades más altas. Además de los diseños de raíz del tipo de cola de milano,
fabricantes como Dresser-Rand y otros también usan dos formas especiales
adicionales de sujeción para las raíces: la raíz de entrada axial (de abeto) y la del
tipo de dedo. La de entrada axial, figura 6.6, se usa principalmente en donde los
esfuerzos centrífugos sobre la raíz son elevados, en tanto que la del tipo de dedo
se utiliza en los álabes grandes de la última etapa.
Deben mencionarse algunas de las características especiales de diseño de los
álabes fresados. Los dientes de la raíz de los álabes fresados se maquinan con un
radio que se acople con el diámetro de la ranura y para asegurar el contacto pleno
del diente a lo largo de su longitud de paso. A los lados cóncavo (frontal) y convexo
(posterior) de la raíz se les da fresado de rayo formando un ángulo que dé un
Panorama general sobre el diseño de los álabes de las turbinas 97 
6.1 Materiales para álabes 
Entre los diferentes materiales que suelen usarse para el empaletado se 
encuentran el acero inoxidable 403, el acero inoxidable 422, el A-286 y la Aleación 
Haynes Stellite número 31 así como aleación de titanio. En esencia, el acero ino-
xidable 403 es el material estándar en la industria para los álabes y, probablemente, 
en las turbinas de vapor de acción se encuentra en más del 90% de todas las etapas. 
Se usa debido a su alta resistencia en el punto de fluencia, límite de aguante, duc-
tilidad, tenacidad, resistencia a la erosión y a la corrosión, y amortiguamiento. 
Se usa dentro de un rango de dureza Brinell de 207 a 248, para maximizar su 
amortiguamiento y resistencia a la corrosión. El acero inoxidable 422 sólo se apli-
ca en las etapas de alta temperatura (entre 700 y 900°F, o sea, 371 y 482°C), en 
donde se necesitan sus resistencias más elevadas en el punto de fluencia, de 
aguante, al escurrimiento plástico y a la ruptura. El material A-286 es una su-peraleación a base de níquel que, en general, se usa en los expansores de gas 
caliente con temperaturas en la etapa de 900 y 1150°F (482 y 621°C). La Aleación 
Haynes Stellite número 31 es una superaleación a base de cobalto y se usa en los 
expansores de chorro, cuando se necesitan álabes fundidos de precisión. Esta 
aleación se usa con temperaturas en la etapa entre 900 y 1200°F (482 y 649°C). 
Otro material para álabes es el titanio. Su alta resistencia, baja densidad y buena 
resistencia a la erosión lo hacen buen candidato para empaletados de etapas de 
alta velocidad o de larga duración. Respecto a un panorama general sobre los ma-
teriales típicos, consúltese la tabla 5.1. 
6.2 Raíces de sujeción de los álabes 
La raíz estándar de sujeción usada en la mayor parte de las configuraciones de 
álabes se conoce comúnmente como raíz a cola de milano. En el empaletado 
estirado producido por Dresser-Rand se usa una raíz del tipo de cola de milano 
con un solo diente (Fig. 6.4), en tanto que los empaletados fresados tienen tres 
variaciones del diseño de raíz a cola de milano. Estas variaciones son la del lado 
posterior de dos dientes (2TBS), fresada de dos dientes (2TM) y fresada al centro 
de dos dientes (2TCM), las cuales se ilustran en la figura 6.5. La raíz 2TBS se usa 
para aplicaciones de álabes más cortos y de baja velocidad, en tanto que las raíces 
2TM y 2TCM normalmente se usan para aplicaciones con álabes más largos y a 
velocidades más altas. Además de los diseños de raíz del tipo de cola de milano, 
fabricantes como Dresser-Rand y otros también usan dos formas especiales 
adicionales de sujeción para las raíces: la raíz de entrada axial (de abeto) y la del 
tipo de dedo. La de entrada axial, figura 6.6, se usa principalmente en donde los 
esfuerzos centrífugos sobre la raíz son elevados, en tanto que la del tipo de dedo 
se utiliza en los álabes grandes de la última etapa. 
Deben mencionarse algunas de las características especiales de diseño de los 
álabes fresados. Los dientes de la raíz de los álabes fresados se maquinan con un 
radio que se acople con el diámetro de la ranura y para asegurar el contacto pleno 
del diente a lo largo de su longitud de paso. A los lados cóncavo (frontal) y convexo 
(posterior) de la raíz se les da fresado de rayo formando un ángulo que dé un 
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98 Capítulo seis
HO 2TO OH
Figura 6.4 Raíces de sujeción para álabes estirados. (Dresser-Rand Company, Wellsuille,
N.Y.J
contacto pleno a lo largo de estas caras al ensamblar los álabes. En la figura 6.7
se ilustran estas características.
También, los dientes a cola de milano de los álabes fresados se maquinan para
ajustarse a la ranura de la rueda en la que se ensamblarán. Esto se realiza
maquinando paletas tentativas hasta que se ajustan los cortadores de la cola de
milano adecuadamente para dar el contacto de cuatro dientes entre la raíz y los
dientes de la ranura.
Algunos fabricantes usan un aro de refuerzo remachado, como construcción
estándar, tanto para los álabes estirados como para los fresados. La finalidad del
aro de refuerzo es ayudar a reducir las fugas del flujo de vapor así como a reducir
los esfuerzos vibratorios sobre los álabes. El material para el aro es el mismo que
el usado para los álabes. Por lo general, los aros de refuerzo se ensamblan en
paquetes de cinco o seis álabes.
Los aros de refuerzo remachados se usan cuando lopermiten los esfuerzos sobre
el propio aro y sobre los remaches. Los esfuerzos sobre el aro y los remaches se
vuelven excesivos cuando la velocidad de la turbina es alta o el espaciamiento
entre los álabes es grande y, para estos casos, se usa un diseño de álabes con aro
integral de refuerzo o sin aro. Otros tipos especiales de aros de refuerzo son el in-
tegral entrecruzado (tipo Z), el integral del tipo a tope y el integral con un alambre
de enlace. Se usa un alambre de enlace, en el aro de refuerzo o en la superficie
aerodinámica, para dar lugar a un amortiguamiento adicional con el fin de reducir
el esfuerzo vibratorio del álabe.
CENTRODE CENTRODE
CENTRODE CENTRODE GRAVEDADDE
GRAVEDAD GRAVEDADDEL LA RAízy DE~ ~~~rzo~~~LE
"'~~'~,oo ~,oo ~,oo
RAíz 2TB5 RAíZ2TM RAíZ2TCM
Figura 6.5 Raíces de sujeción para álabes fresados. (Dresser-Rand Company, Wellsuille,
N.Y.J
Panoramagl
6.3 Tipos de superficie
Las superficies aerodinár
tante, ahusadas yahusadas
un álabe de accióny, en g
elevada de la turbina. La
largos, cuando se necesit:
aerodinámica ahusada y 1
cuando se requieren tant
bio en los ángulos del ála
dinámica.
Los álabes estirados SI
las de etapas múltiples, I
rales respecto a las limit
altura del álabe de 3 a 3
1000 hp (746 kW). Típic
dos son inaceptables debi
los álabes existentes incl
(438 mm), velocidades en
ta de más de 400 (300k'
98 Capítulo seis 
HO 2TO OH 
Figura 6.4 Raíces de sujeción para álabes estirados. (Dresser-Rand Company, Wellsuille, 
N.Y.J 
contacto pleno a lo largo de estas caras al ensamblar los álabes. En la figura 6.7 
se ilustran estas características. 
También, los dientes a cola de milano de los álabes fresados se maquinan para 
ajustarse a la ranura de la rueda en la que se ensamblarán. Esto se realiza 
maquinando paletas tentativas hasta que se ajustan los cortadores de la cola de 
milano adecuadamente para dar el contacto de cuatro dientes entre la raíz y los 
dientes de la ranura. 
Algunos fabricantes usan un aro de refuerzo remachado, como construcción 
estándar, tanto para los álabes estirados como para los fresados. La finalidad del 
aro de refuerzo es ayudar a reducir las fugas del flujo de vapor así como a reducir 
los esfuerzos vibratorios sobre los álabes. El material para el aro es el mismo que 
el usado para los álabes. Por lo general, los aros de refuerzo se ensamblan en 
paquetes de cinco o seis álabes. 
Los aros de refuerzo remachados se usan cuando lo permiten los esfuerzos sobre 
el propio aro y sobre los remaches. Los esfuerzos sobre el aro y los remaches se 
vuelven excesivos cuando la velocidad de la turbina es alta o el espaciamiento 
entre los álabes es grande y, para estos casos, se usa un diseño de álabes con aro 
integral de refuerzo o sin aro. Otros tipos especiales de aros de refuerzo son el in-
tegral entrecruzado (tipo Z), el integral del tipo a tope y el integral con un alambre 
de enlace. Se usa un alambre de enlace, en el aro de refuerzo o en la superficie 
aerodinámica, para dar lugar a un amortiguamiento adicional con el fin de reducir 
el esfuerzo vibratorio del álabe. 
CENTRO DE CENTRO DE 
CENTRO DE CENTRO DE GRAVEDAD DE 
GRAVEDAD GRAVEDAD DEL LA RAíz y DEL ~~~~~~~LE 
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RAíz 2TB5 RAíz 2TM RAíZ2TCM 
Figura 6.5 Raíces de sujeción para álabes fresados. (Dresser-Rand Company, Wellsuille, 
N.Y.J 
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Panorama general sobre el diseño de los álabes de las turbinas 99
Figura 6.6 Empaletado con raíz
de entrada axial en la etapa de con-
trol de una turbina de reacción. (Asea
Broum-Boueri, Badén, Suiza)
anpara
se realiza
e la colade
a raízy los
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alambre
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6.3 Tipos de superficies aerodinámicas y capacidades de los á!abes
, Wellsuille,
Las superficies aerodinámicas de los álabes caen en tres categorías: de área cons-
tante, ahusadas y ahusadas y torcidas. La superficieaerodinárnica de área constante es
un álabe de acción y, en general, se usa en álabes cortos en el extremo de presión
elevada de la turbina. La superficie aerodinámica ahusada se usa en álabes más
largos, cuando se necesita una reducción en el esfuerzo centrífugo. La superficie
aerodinámica ahusada y torcida básicamente es un álabe de reacción. Ésta se usa
cuando se requieren tanto una reducción en el esfuerzo centrífugo como un cam-
bio en los ángulos del álabe, del cubo a la punta, por razones de eficiencia termo-
dinámica.
Los álabes estirados se usan tanto en las turbinas de una sola etapa como en
las de etapas múltiples, cuando