GRUPO:
A REV.
ALUMNO
Nº ALUMNO
BARREIRO Mariano CHILANO Agustín MARCOS Leonardo SABELLI Pedro
57200/4 57224/2 58151/8 59389/3
Para aprobación
22/10/2012
OBSERVACIONES
FECHA
ELABORÓ
CONTROLÓ
APROBÓ
PROYECTO DE MOTORES FACULTAD DE INGENIERIA – UNIVERSIDAD NACIONAL DE LA PLATA CUADRO DE CORRECCIÓN Fecha Recepción:
VISTO
Fecha Corrección:
APROBADO
Fecha Devolución:
APROBADO CON COMENTARIOS RECHAZADO
……………………………………….. Corrigió
NO REVISABLE
Observaciones: ……………………………………….. Firma
TP1: MEJORA DE RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO Identificación:
PROYECTO PROYECTO:
MOTOR FORD FALCON 221 SP REVISIÓN:
A
ESCALA:
S/E
HOJA:
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Índice 1.
Objeto ........................................................................................................................ 3
2. Alcance ...................................................................................................................... 3 3.
Documentación de referencia .................................................................................... 3
4.
Desarrollo .................................................................................................................. 3 Definición de rendimiento volumétrico ........................................................................ 3 4.2. Características del motor en estudio........................................................................... 4 4.3. Optimización del múltiple de admisión ........................................................................ 4 4.4. Cargado del cilindro con la utilización de las ondas de presión. ................................. 5 4.5. Análisis de los efectos de las ondas para varias longitudes del tubo de admisión (60, 90 y 120°)................................................................................................................. 7 4.6. Calculo de longitud óptima de los tubos de admisión para maximizar el efecto de las ondas de presión. ................................................................................................................ 9 4.7. Cálculo del diámetro óptimo de los tubos de admisión. ............................................ 10 4.8. Diseño de los tubos de admisión y del múltiple de admisión. ................................... 10 4.9. Optimización del múltiple de escape......................................................................... 11 4.9.1. Teoría de la energía cinética del barrido del cilindro ............................................ 11 4.9.2. Velocidad de los gases de escape ....................................................................... 12 4.9.3. Reflexión de las ondas de presión en el extremo del tubo de escape .................. 13 4.9.4. Velocidad del sonido en los gases de escape ...................................................... 14 4.9.5. Barrido de los gases de escape por ondas de presión ......................................... 14 4.10. Calculo de longitud óptima de los tubos de escape. ................................................. 15 4.11. Cálculo del diámetro óptimo del tubo de escape ...................................................... 17 4.12. Diseño de los tubos de escape y del múltiple de escape.......................................... 17 4.1.
5.
Bibliografía ............................................................................................................... 18
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1.
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Objeto
El objetivo del presente documento es estudiar mejoras del rendimiento volumétrico de un motor Ford Falcon 221 SP para ser utilizado en la categoría Mar y Sierras A.
2.
Alcance
El alcance comprende el desarrollo y fundamentación de mejoras de rendimiento volumétrico, trabajando sobre la geometría de los múltiples de admisión y escape. También, la obtención de las dimensiones y geometrías optimas de los mismos para lograr estas mejoras.
3.
Documentación de referencia Reglamento técnico Mar y Sierras A.
4.
Desarrollo 4.1.
Definición de rendimiento volumétrico
El rendimiento volumétrico, denominado también coeficiente de llenado, es la relación entre la masa de aire aspirada efectivamente en cada ciclo y la que teóricamente podría llenar un volumen igual a la cilindrada en las condiciones normales de presión y temperatura (CNTP). Se calcula como:
Expresada en función de la masa de combustible, tiene la siguiente forma:
Donde: mbt = masa de combustible total mbi = masa de combustible ideal
El rendimiento volumétrico influye en gran medida en las prestaciones de un motor, ya que cuanto mayor sea la masa de aire introducida en los cilindros, mayor será la cantidad de combustible que podrá quemarse y, por tanto, mayor será la potencia. El rendimiento volumétrico varía con el régimen de rotación del motor. El rendimiento volumétrico máximo se dará cuando la presión media efectiva (PME) sea máxima, es decir cuando se da el pico de torque del motor. Por lo tanto, para la mejora del rendimiento volumétrico se optimizarán las dimensiones y geometrías tanto del múltiple de admisión como el de escape, cuando se alcance el pico de torque del motor en estudio.
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4.2.
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Características del motor en estudio
Las características del motor en estudio se pueden observar a continuación en la Tabla
4.2.1.
Tabla 4.2.1 Marca Modelo Ford
4.3.
221 SP
(mm)
Carrera (mm)
Cilindrada (lt)
Relación de compresión
Potencia
Torque
93,472
87,884
3,620
8,2 a 1
166 HP @ 4500 rpm
31 kgm @ 3000 rpm
Φ Cilindro
Optimización del múltiple de admisión
Para lograr un aumento del rendimiento volumétrico se opto en primera medida la optimización del múltiple de admisión. En función de las dimensiones de los tubos que lo componen y su geometría se puede lograr mejoras en el rendimiento volumétrico y por consiguiente un aumento de la potencia del motor. Para el diseño del múltiple de admisión se tendrán en cuenta los siguientes aspectos:
Para una longitud dada del tubo de admisión, cuanto menor es el diámetro del mismo mayor será la velocidad de admisión de la mezcla y menor será la velocidad del motor a la cual se den los picos de presión. Para un diámetro de tubo de admisión dado, cuanto mayor sea su longitud mayor será el efecto de embestida de la columna de aire, pero la mayor resistencia al flujo causara que el pico de presión de la columna de aire se dé a una velocidad más baja del motor. Para una longitud dada del tubo de admisión en conjunto con una mayor longitud y un pequeño diámetro, se produce aproximadamente el mismo pico de eficiencia volumétrica en el cilindro. Sin embargo, los picos de eficiencia volumétrica con un diámetro pequeño del tubo se darán antes que para una mayor longitud del mismo. Para un dado diámetro de admisión, un tubo largo produce en el cilindro un pico mucho mayor de eficiencia volumétrica a una velocidad de motor relativamente baja, mientras que una longitud más corta produce un pico mucho menor de eficiencia volumétrica a una mayor velocidad de motor. Para un dado diámetro de admisión, a mayor longitud, más rápidamente crecerá la eficiencia volumétrica con el incremento de la velocidad del motor. Para una dada longitud, para un menor diámetro del tubo más rápidamente se incrementara la eficiencia volumétrica en el rango de velocidades del motor. Sin tubo de admisión, la carga del flujo de mezcla vuelve hacia atrás a través del puerto de admisión, esto se produce debido al cierre tardío de la válvula de admisión. A mayor longitud del tubo de admisión mayor será la resistencia al flujo, por lo tanto más rápido será el decrecimiento de la eficiencia volumétrica en el cilindro una vez que este ha alcanzado el pico, y la velocidad del motor aumenta.
Con un diámetro pequeño del tubo de admisión se tendrá una velocidad de flujo relativamente alta de manera que es capaz de mantener, a través de él, la carga de mezcla
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de aire y combustible en su estado atomizado a una baja velocidad de motor. En contraste, un tubo de admisión largo no es capaz de mantener las partículas liquidas en suspensión cuando la carga fluye a través del mismo a una baja velocidad del motor. Así, l a velocidad de carga en conjunto con la resistencia al flujo se vuelve excesiva hacia la máxima velocidad del motor, por lo que da lugar a una rápida disminución de la eficiencia volumétrica del cilindro. Los aspectos antes mencionados se pueden observar a continuación en la Figura 4.3.1, para un motor de seis cilindros 3.5 lt.
Figura 4.3.1
Teniendo en cuenta los aspectos antes mencionados, se optara por tubos de admisión de diámetros pequeños y largos. El diseño de los mismos tendrá en cuenta que se podrá utilizar un solo carburador, y las dimensiones y geometrías de los mismos serán de libre construcción. Para la obtención de la longitud óptima de los tubos de admisión se tendrá en cuenta el efecto de la resonancia de las ondas de presión producidas por la apertura de la válvula de admisión y su propagación a través de los mismos. Para el dimensionado de los tubos de admisión, se calculara la sincronización de las ondas de presión de manera tal que contribuyan a un aumento de la carga de mezcla en los cilindros y por ende el aumento del rendimiento volumétrico. A continuación se presentan los conceptos básicos y la teoría para el aumento de carga en los cilindros mediante la utilización de las ondas de presión antes mencionadas. 4.4.
Cargado del cilindro con la utilización de las ondas de presión.
Cuando el motor está funcionando, una columna de aire se mueve a través del tubo de admisión desde el punto de entrada de aire hacia el puerto y la válvula de admisión y luego dentro del cilindro. Cada vez que la válvula de admisión se abre, la reducción de presión en el cilindro produce una onda negativa de presión que viaja a través de la columna de aire (a la velocidad del sonido) desde la zona posterior de la válvula de admisión hacia el final de la parte abierta a la atmosfera del tubo de admisión. Inmediatamente, cuando este pulso de onda de presión alcanza la atmosfera, ocurre una expansión; es decir, el aire en la entrada del tubo de admisión repentinamente se vuelve menos denso y por lo tanto se crea una depresión. Instantáneamente, el aire circundante trata de llenar esta depresión. Como
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resultado, se produce una onda reflectada de presión positiva debido a la inercia del aire, y esto causa que el pulso de presión viaje de regreso hacia el puerto de la válvula de admisión. Es esta primera onda de presión reflejada que, si esta correctamente sincronizada, es la responsable de impulsar el aire dentro del cilindro hacia el final del ciclo de admisión. Cuando la onda de presión nuevamente alcanza la parte posterior de la válvula de admisión revierte su dirección y es reflejada hacia afuera. Así, estas ondas negativas y positivas de presión son reflejadas continuamente entre la admisión abierta y el puerto de admisión, pero decayendo en amplitud hasta que la válvula de admisión se cierra. Para utilizar completamente estos pulsos de onda de presión deben ser sincronizadas de tal manera que la primera onda de presión positiva llegue al punto muerto inferior hacia el final del ciclo de admisión en su pico de amplitud. Por lo tanto, es importante conocer el tiempo que le toma a la onda de presión viajar a través de la columna de aire desde la válvula de admisión abierta hacia la entrada de la admisión, ser reflejada y luego volver otra vez a la válvula de admisión. Por lo tanto, el intervalo de tiempo para que la onda de presión atraviese toda la longitud de la admisión y vuelva otra vez puede ser obtenido de la siguiente manera:
Por lo tanto, el tiempo que le toma a la onda de presión atravesar el tubo de admisión y volver nuevamente será:
Donde:
t= tiempo que le toma al pulso en ir y volver a través del tubo de admisión (s) L= longitud del tubo de admisión desde el extremo abierto a la cabeza de la válvula de admisión (mm) C= velocidad del sonido a través del aire (aproximadamente 330 m/s) El desplazamiento angular del cigüeñal durante el mismo intervalo de tiempo será:
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Por lo tanto:
Donde:
desplazamiento angular del cigüeñal (grados) N= velocidad del cigüeñal del motor
Los efectos inerciales y de ondas siempre coexisten en cierta manera y el que predomina en cualquier instante depende de la velocidad del motor, apertura del acelerador y las dimensiones del tubo de admisión. 4.5.
Análisis de los efectos de las ondas para varias longitudes del tubo de admisión ( 60, 90 y 120°)
Cuando la válvula de admisión se abre al principio del periodo de admisión un pulso negativo de onda de presión viaja desde la válvula de admisión hacia la entrada del tubo de admisión, es luego reflejada nuevamente hacia atrás como una onda de presión positiva. El intervalo del ángulo del cigüeñal, a la cual este pulso negativo primario se crea cuando la válvula de admisión se mueve hacia afuera, es llamado . Si el desplazamiento angular del cigüeñal, para el cual la onda de presión se mueva hacia afuera y regresa a la válvula de admisión es 90°, entonces se observara una primera onda de presión reflejada en la válvula de admisión cuando el pistón este en la mitad del ciclo de admisión, entonces alcanzara su valor pico en el punto muerto inferior. En este punto, la segunda onda de presión negativa reflejada se propagara desde la válvula de admisión hacia la apertura de la admisión, y así un patrón de ondas sucesivas de presión negativas y positivas. En el Grafico 4.5.1 se pueden observar la superposición de las ondas de presión medias positivas y negativas (curvas interlineadas) en la válvula de admisión, y la presión resultante se observa en las curvas de líneas llenas. Las curvas interlineadas con puntos representan la presión en el cilindro, y el área sombreada representa la diferencia de presión entre el puerto de la válvula de admisión y el cilindro. Esta es la magnitud de la diferencia de presión a través de ambos lados de la cabeza de la válvula de admisión desde el punto muerto inferior hacia el punto al cual efectivamente la válvula se cierra (esto es alrededor de 20° después del diagrama de tiempo muestra que la válvula está cerrada (IC)) que determina la efectividad de las ondas de presión en el potenciado de la densidad de carga del cilindro.
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Gráfico 4.5.1
Así, si la longitud del tubo de admisión es tal que 90°, se puede observar en la Grafico 4.5.1 (a) que la presión del cilindro ha aumentado hasta alrededor de la presión atmosférica en el punto muerto inferior y luego se mueve a una presión positiva después del punto de cerrado efectivo de la válvula de admisión (EIC), es decir cuando se alcanza el cerrado efectivo de la admisión. También se puede observar que la onda de presión alcanza un pico en el punto muerto inferior, lo cual provee un tiempo para que la carga en el puerto de admisión sea transferida al cilindro. Este efecto de la onda resultante de presión es óptimo para ingresar las mayores cantidades de carga dentro del cilindro. Si se selecciona un tubo de admisión de longitud corta, tal que 60° (Grafico 4.5.1 (b)), entonces la presión del cilindro en el PMI sigue siendo negativa y apenas alcanzaría el valor de la presión atmosférica en el punto de cierre efectivo de la válvula. Debido a la superposición de la onda por encima y por debajo de línea atmosférica y los 60° de desplazamiento entre los picos de onda positiva y negativa, la de presión positiva resultante (línea llena) es pequeña en magnitud y alcanza su pico a los 30° después del PMI. Por lo tanto, no hay asistencia de la onda de presión entre el PMI y el cerrado efectivo de la válvula de admisión (EIC). En lugar de esto, la onda de presión resultante sobre este intervalo angular es negativa por lo que la onda trata de extraer carga del cilindro.
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De lo contrario, si se elige un tubo de admisión de mayor longitud, tal que 120° (Grafico 4.5.1 (c)), entonces la presión resultante (línea llena) en el puerto de la válvula de admisión alcanza un pico amplio justo después del punto de cierre efectivo de la válvula de admisión. También se observa que la presión del cilindro es negativa en PMI y solo alcanza la presión atmosférica en el punto de cierre efectivo de la válvula de admisión (EIC). Así, se puede observar que la diferencia de presión (sector sombreado) entre el puerto de admisión y el cilindro sobre la última parte del ciclo de admisión desde PMI hacia el punto efectivo de cierre de la válvula de admisión, se acumula relativamente tarde como para contribuir demasiado en el efecto de aumento de carga con la onda. Experimentos mostraron que los valores óptimos de rondan entre 80° y 90°. Así, la formula t=0.012LN/C (grados) se puede usar para modificar y calcular el largo del tubo de admisión, para cualquier velocidad del motor, para maximizar el efecto de las ondas. A continuación se realizara el cálculo del tubo de admisión teniendo en cuenta los aspectos antes mencionados. 4.6.
Calculo de longitud óptima de los tubos de admisión para maximizar el efecto de las ondas de presión.
El cálculo óptimo de la longitud del tubo de admisión se realizara de manera de aumentar el pico de rendimiento volumétrico alcanzado por el motor. Esto se da a una velocidad de giro del motor de 3000 rpm, que es donde se da la máxima PME y por ende el máximo valor del rendimiento volumétrico. Los cálculos se pueden observar a continuación en la Tabla 4.6.1 y en el Grafico 4.6.1.
Tabla 4.6.1 N (RPM)
C (m/s)
L (mm)
1500
330
85
1558,33
2000
330
85
1168,75
2500
330
85
935,00
3000
330
85
779,17
3500
330
85
667,86
4000
330
85
584,38
4500
330
85
519,44
5000
330
85
467,50
5500
330
85
425,00
6000
330
85
389,58
6500
330
85
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Grafico 4.6.1 1800.00 a r a 1600.00 p ) o m m i m1400.00 t ( p a ó d n n 1200.00 ó i o s a i l m e 1000.00 d d a o e t 800.00 d c e o f b e r u 600.00 t a z e i d m i d x 400.00 a u t i m g n 200.00 o L
0.00 1500
2000
2500
3000
3500
4000
4500
5000
5500
6000
6500
Velocidad del motor (RPM)
Por lo tanto la longitud optima del tubo de admisión para maximizar el efecto de las ondas de presión será de L=780mm. 4.7.
Cálculo del diámetro óptimo de los tubos de admisión.
Para la obtención del diámetro óptimo de los tubos de admisión se recurre a la experiencia de fabricantes de los mismos. Para un motor de este tipo, se adopta un múltiple de admisión (tipo original falcon SP) con conductos de sección variable, llegando a un diámetro de 45,7 mm en los extremos que se unen con el puerto de admisión. 4.8.
Diseño de los tubos de admisión y del múltiple de admisión.
El material elegido para el sistema de admisión es el aluminio, que es válido para las condiciones de presión y temperatura que se dan en la admisión de aire; además es un material ligero. El aluminio es preferible, ya que posee una serie de ventajas con respecto a otro tipo de materiales que hacen que sea el material más adecuado para utilizar en la fabricación del sistema de admisión. Se podría elegir la incorporación de un plénum al sistema de admisión, pero sin embargo, al necesitar éste de un sistema de inyección de combustible adicional, quedaría anulado por el reglamento vigente de la categoría. Por lo tanto se optará por el múltiple de admisión tipo original (falcon SP), de tubos ramificados, con curvaturas suaves, los cuales tienen un gran desempeño en muchas categorías de autos de competición similares. A continuación en la Figura 4.8 se muestra el múltiple de admisión elegido.
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Figura 4.8
4.9.
Optimización del múltiple de escape.
4.9.1.
Teoría de la energía cinética del barrido del cilindro
Posiblemente el mecanismo más importante para la extracción de los gases de escape residuales de la cámara de combustión es utilizar la energía cinética de los gases de escape salientes para producir una onda de compresión seguida de una onda de expansión, con el cual la presión del gas es reducida produciendo una depresión en la región del puerto de escape. La apertura de la válvula de escape hacia el final del ciclo de expansión libera los productos de la combustión, los cuales están bajo una intensa presión, hacia el puerto y tubo de escape. Esta expulsión repentina de gas a alta presión desde el cilindro al puerto de escape desplaza rápidamente la columna de gas ocupando el puerto y el tubo de escape, causando de esta manera que el gas alcance una velocidad de flujo alta en el tubo primario de escape. En otras palabras, el pulso de la onda de compresión expulsada desde el cilindro transfiere esta energía de presión a la columna de gases de escape enfrente de ella, en forma de energía cinética. Esto se puede observar en la Figura 4.9.1.a. Consecuentemente, la onda de presión viaja hacia afuera, el lado de compresión que va delante eleva la presión mientras que el lado posterior de expansión reduce esta presión en el tubo, Figura 4.9.1.b. En el momento en que el pistón se ha movido hasta el PMS en el inicio del ciclo de admisión y el final del ciclo de escape, la onda de compresión alcanzara el final del tubo de escape. La velocidad del pulso de la onda de presión excede en gran medida a la velocidad de descarga de los gases a través del puerto y tubo de escape, causado por el movimiento hacia arriba del pistón empujando los gases de escape hacia afuera del cilindro y dentro del puerto de escape. Por lo tanto, los gases de escape en el lado posterior de la onda de expansión se vuelven menos densos y es esto lo que causa una correspondiente caída de presión en el puerto de escape el cual ahora se vuelve negativa, Figura 4.9.1.c. Esta depresión creada durante el periodo de cruce de válvulas ayuda considerablemente a extraer los gases de escape residuales de la cámara de combustión hacia el puerto de escape, y al mismo tiempo empujar la mezcla fresca desde el puerto de admisión para llenar este espacio evacuado. Si el múltiple de escape tiene tubos cortos antes de que se unan entre sí, habrá un tiempo insuficiente para que la onda de compresión deje detrás de ella un depresión capaz de
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extraer el gas estancado de manera que impide a la mezcla fresca que llega del puerto de admisión ingrese a la cámara de combustión en la primer parte del ciclo de admisión. De lo contrario, si el tubo de escape es muy largo la resistencia al flujo se vuelve excesiva creando así una propia onda de presión de retorno, lo cual también disminuirá el proceso de extracción y llenado del cilindro.
Figura 4.9.1
4.9.2.
Velocidad de los gases de escape
Es conveniente conocer aproximadamente la velocidad a la cual los gases de escape viajan a través del puerto de escape. La velocidad de los gases de escape se puede calcular conociendo la velocidad del cigüeñal del motor de la siguiente manera:
Donde:
()
D: diámetro del pistón (mm). d: diámetro del puerto (mm). S: carrera del pistón (mm). N: velocidad del cigüeñal (rpm). Vg: velocidad media del gas (m/s).
Para el motor en estudio se presenta a continuación en el grafico 4.9.2.1 la velocidad de los gases de escape para el rango de funcionamiento del motor.
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Grafico 4.9.2.1 16 ) s / 14 m ( e 12 p a c s e e 10 d s e s 8 a g s o l 6 e d d a 4 d i c o l e 2 V
0 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500 7000
Velocidad del cigüeñal (RPM)
4.9.3.
Reflexión de las ondas de presión en el extremo del tubo de escape
El uso de la interferencia de los gases de escape para mejorar el barrido durante el cruce de válvulas necesita un entendimiento de las ondas de presión reflejadas en el extremo del tubo de escape. Si se imagina una onda de compr esión “C2” llegando al extremo del tubo (Figura 4.9.3.a) y expandiéndose en todas las direcciones, mientras que una compresión (11) dentro de la tubería “C”, evita su propagación por estar confinada dentro de las paredes del tubo. Una capa de gas al final de la tubería no está restringida en la amplitud de oscilación porque la compresión se ha esparcido hacia afuera y la presión baja, mientras que la capa de gas (1-1) en la parte posterior de la compresión “C”, está restringida por la compresión del gas enfrente de ella. Así, la amplitud de la vibración de la capa (2-2) en la salida será por lo tanto mucho mayor y se moverá hacia afuera a (3-3) debido a la inercia (Figura 4.9.3.b) dejando detrás de ella una depresión “R”. Esta depresión viajara hacia atrás a través del tubo por lo que la onda de presión es reflejada como una onda de presión negativa. Cuando esta onda de presión (depresión) “R” llega al extremo del tubo de escape (parte abierta) habrá una precipitación de gases desde todas las direcciones hacia la región de baja presión (Figura 4.9.3.c). Por lo tanto la depresión (baja densidad) se refleja como una onda de compresión que viaja de derecha a izquierda (Figura 4.9.3.d).
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Figura 4.9.3
4.9.4.
Velocidad del sonido en los gases de escape
El estudio del barrido de los gases de escape depende de la capacidad de estimar la velocidad a la cual el sonido viaja a través de los gases de escape. La velocidad de una onda de sonido en un gas está dada por:
Donde:
√
: 1,4 p: presión de gas (N/m2)
ρ: densidad de gas (kg/m3) C: velocidad del sonido (m/s)
Teniendo en cuenta los efectos de la temperatura en la velocidad del sonido del gas, la expresión es la siguiente:
√ Los gases de escape entrando al puerto de escape están a alrededor de 800°C pero caen a alrededor de 150°C en la cola de escape. Cálculos han confirmado que una buena aproximación para la temperatura media de los gases pasando a través del sistema de escape puede ser de 400°C. Por lo tanto una buena aproximación para la velocidad del sonido de los gases de escape a esta temperatura media es:
4.9.5.
Barrido de los gases de escape por ondas de presión
Cada vez que la válvula de escape se abre hacia el final del ciclo de expansión se libera una onda de presión en el puerto de escape. Este pulso de onda de presión positiva atraviesa el final del escape expandiéndose en la atmosfera dejando una depresión detrás,
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que momentáneamente hace caer la densidad del aire circundante. La elasticidad del aire circundante hace que este rebote hacia la salida del tubo de escape causando así una onda negativa que se refleja en todo el camino de vuelta hacia el puerto de escape. Cuando el pulso alcanza el puerto de escape es nuevamente reflejada hacia la salida de escape como una onda positiva. Otra vez, cuando esta alcanza el extremo del tubo de escape una onda se refleja hacia adentro. Este ciclo de eventos se repite. Para óptimos resultados, la longitud del tubo de escape debe ser elegida tal que la onda de presión viaje de la válvula y el puerto de escape hacia la salida del tubo y vuelva otra vez en un intervalo de giro del cigüeñal de ϕ t de alrededor de 120° a una dada velocidad del motor (Figura 4.9.5.1). Esto asegurara que la primera onda negativa reflejada este a su menor presión ha pasado justo el PMS en el final del ciclo de escape. Bajo estas condiciones lo gases de escape residuales fácilmente pueden ser expulsados de la cámara de combustión.
Figura 4.9.5.1
4.10.
Calculo de longitud óptima de los tubos de escape.
Para obtener todas las ventajas del pulso de onda de presión debe ser sincronizada tal que la primera onda negativa de presión reflejada alcance el PMS hacia el principio de la admisión y el final del ciclo de escape en su pico negativo de amplitud. Para obtener la correcta eliminación de lo onda de depresión relativo al cierre de la válvula de escape, es esencial ser capaz de estimar el tiempo que le toma a esta onda de presión viajar a través de la columna de gas de la salida de la válvula de escape al final del tubo de escape y ser reflejada a su punto de partida en la válvula de escape. Los mismos principios que se aplican para la admisión de carga dentro del cilindro mediante ondas, se aplican para el tubo de escape. Se calcula el tiempo que le toma a la onda viajar a través de toda la longitud del tubo de escape y volver que es igual a la distancia recorrida en la onda en su camino de ida y vuelta el puerto de escape dividido por la velocidad del sonido a la cual se mueve el gas bajo condiciones promedio de presión y temperatura:
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Donde: vuelve (s). tubo (m).
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t: tiempo en el cual el pulso viaja de la válvula de escape al extremo del tubo y L: longitud del tubo desde la salida de la válvula de escape hacia el final del C: velocidad del sonido a través de los gases de escape (518 m/s). N: velocidad del cigüeñal del motor (rpm). Φt: desplazamiento angular del cigüeñal (grados).
Por lo tanto, el desplazamiento angular del cigüeñal Φt durante el mismo intervalo de tiempo es igual a:
El cálculo óptimo de la longitud del tubo de escape se realizara de manera de aumentar el pico de rendimiento volumétrico alcanzado por el motor. Esto se da a una velocidad de giro del motor de 3000 rpm, que es donde se da la máxima PME y por ende el máximo valor del rendimiento volumétrico. Los cálculos se pueden observar a continuación en la Tabla 4.10.1 y en el Grafico 4.10.1.
Tabla 4.10.1. N (RPM)
C (m/s)
L (mm)
1500
518
120
3453,33
2000
518
120
2590,00
2500
518
120
2072,00
3000
518
120
1726,67
3500
518
120
1480,00
4000
518
120
1295,00
4500
518
120
1151,11
5000
518
120
1036,00
5500
518
120
941,82
6000
518
120
863,33
6500
518
120
796,92
Proyecto de Motores
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Grafico 4.10.1. 4000.00
r a z i m i 3500.00 x a m a r ) 3000.00 a p m o m ( m i a 2500.00 t d p ó n e o a p l a e 2000.00 c s d e o e t 1500.00 d c e o f e b l u t e 1000.00 l e d d u t 500.00 i g n o L
0.00
1500
2000
2500
3000
3500
4000
4500
5000
5500
6000
6500
Velocidad del motor (RPM)
Por lo tanto la longitud optima del tubo de escape para maximizar el efecto de las ondas de presión será de L=1725mm. 4.11.
Cálculo del diámetro óptimo del tubo de escape
Para la obtención del diámetro óptimo del tubo de escape se recurre a la experiencia de fabricantes de los mismos. Para un motor de este tipo, con modificaciones o mejoras solo en tubos de admisión y tubos de escape de competición, se adopta un diámetro nominal de tubo de escape de 1 ¼” (42,2 mm exterior, 3,56 mm de espesor). Con estas dimensiones aseguramos el correcto desalojo de los gases de escape. 4.12.
Diseño de los tubos de escape y del múltiple de escape.
Para obtener altos rendimientos se necesita la utilización de tubos de escape largos de igual longitud, en grupos de tres, que se unen en sus extremos. Por lo tanto convergen para formar dos tubos intermedios, como se observa en la Figura 4.12.1. En el punto de unión donde los tres tubos se unen, aumenta el área de la sección de pasaje de los gases de modo que las ondas de presión se liberan cuando las válvulas de escape se abren, y por lo tanto se reflejarán en este volumen de pasaje ampliado. Las ondas de presión viajan aguas arriba de los tubos de escape, a los puertos de escape cerrados, donde se reflejan de nuevo. El viaje de vuelta de la onda alrededor de la unión de los tubos, de vuelta a la lumbrera de escape, tarda un determinado tiempo tal que llega como una onda negativa cuando el pistón está en el PMS con la válvula de admisión abierta y la válvula de escape está empezando a cerrarse. Por lo tanto, la interferencia de estas ondas de presión se puede utilizar para mejorar la extracción de los gases de escape residuales del cilindro hacia el final del ciclo de escape.
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Figura 4.12.1
Las dimensiones del múltiple de escape seleccionado son las siguientes:
5.
Desde puerto de escape al primer cono (3 a 1): 900 mm. Largo del cono: 150 mm. Desde el primer cono al segundo cono (2 a 1): 180 mm para el cono primario más alejado y 45 mm para el más cercano. Largo cono secundario: 145 mm. Largo brida de conexión posterior: 65 mm. Largo salida de escape: 285 mm.
Bibliografía
Advanced engine technology – Heinz Heisler. Apuntes de Termotecnia II – Facultad de ingeniería, UNLP. Apuntes de Proyecto de motores – Facultad de ingeniería, UNLP.
