2013 CÁLCULO TERMOENERGÉTICO Y ANÁLISIS DE LAS PROPIEDADES DINÁMICO – TRACCIONALES DEL MOTOR GASOLINERO NISSAN SENTRA GA16DNE
EDWIN MORENO AGUIRRE UNIVERSIDAD NACIONAL DE TRUJILLO 01/12/2013
CÁLCULO TERMOENERGÉTICO Y ANÁLISIS DE LAS PROPIEDADES DINÁMICO – TRACCIONALES DEL MOTOR GASOLINERO NISSAN SENTRA GA16DNE
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RESUMEN El presente proyecto de investigación trata sobre el cálculo y análisis de los parámetros Termoenergéticos que afectan el funcionamiento funcionamiento de un un motor gasolinero sin turboalimentación, para lo cual hemos escogido las especificaciones de un motor que que nos provee provee la casa motriz NISSAN, eligiendo un motor sin turboalimentación, el NISSAN SENTRA GA16DNE, cuyas aplicaciones se centran básicamente en ser un automóvil de transporte y uso personal. Para el desarrollo de esta Investigación calculamos los principales parámetros reales en los diversos procesos (admisión, compresión, expansión y escape) para de esta manera elaborar gráficas y poder comparar con los datos dados por la casa motriz. De esta manera aplicamos el conocimiento adquirido en el curso de Motores de Combustión Interna para poder analizar el motor termoenergéticamente a partir de datos reales dados por el fabricante.
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ÍNDICE ANALÍTICO 1. INTRODUCCIÓN 1.1. LA REALIDAD PROBLEMÁTICA 1.1.1. DEFINICIÓN ONTOLÓGICA 1.1.2. DEFINICIÓN FUNCIONAL 1.1.3. DEFINICIÓN GENÉTICA 1.2. ESTADO DEL ARTE 1.3. OBJETIVOS 1.4. IMPACTO AMBIENTAL 1.5. USO DE COMBUSTIBLES RENOVABLES 1.6. ESPECIFICACIONES TÉCNICAS Y DETALLES DEL MOTOR 2. MARCO TEÓRICO 2.1. CÁLCULO TÉRMICO Y BALANCE ENERGÉTICO DEL MOTOR 2.2. PROCESO DE ADMISIÓN 2.3. PROCESO DE COMPRESIÓN 2.4. PROCESO DE COMBUSTIÓN 2.5. PROCESO DE EXPANSIÓN Y ESCAPE 2.6. PARÁMETROS INDICADOS DEL CICLO OPERATIVO DEL MOTOR 2.7. PARÁMETROS EFECTIVOS DEL MOTOR 2.8. CONSTRUCCIÓN DEL DIAGRAMA INDICADO 2.9. BALANCE TERMOENERGÉTICO DEL MOTOR 2.10. CONSTRUCCIÓN DE LAS CURVAS CARACTERÍSTICAS EXTERNAS DE VELOCIDAD DEL MOTOR 3. MATERIAL Y MÉTODO 4. CÁLCULOS, RESULTADOS Y DISCUSIÓN 5. ANEXOS
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I.
INTRODUCCION 1.1.
REALIDAD PROBLEMÁTICA 1.1.1. Definición Ontológica:
Marca y modelo: Nissan Nissan Sentra GA16DNE GA16DNE Tipo de motor: Motor gasolinero Número de cilindros: 04 cilindros Disposición de cilindros: En línea Número de válvulas: válvulas: 16 válvulas (DOHC) Tipo de refrigeración: Enfriado por agua Diámetro x Carrera (mm): 76.0 X 88.0 Cilindrada (cc): 1597 aprox. 1600 Potencia máx. (Hp/rpm): 105/6000 Torque máx. (Kg.m/rpm): 14.3/4000 Relación de compresión: 9.5 : 1 Sistema de alimentación de combustible: control electrónico de inyección, ECCS. Volumen de sistema sistema de enfriamiento (L): 4.5 Volumen del tanque tanque de combustible (L): 50 Régimen de Ralentí (rpm): 625 ± 50
1.1.2. Definición Funcional:
Motor gasolinero cuyas cuyas prestaciones prestaciones son básicamente en ser un automóvil de transporte y uso personal.
1.1.3. Definición Genética:
Potente Motor de 105/6.000 HP/RPM Doble Árbol de Levas. El doble árbol de levas asegura una mejor eficiencia volumétrica (mejor llenado de cilindros), permite la posición central de la bujía mejorando el quemado de la mezcla y el crossflow (manera en que se comporta la mezcla de aire combustible al entrar al cilindro).
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1.2.
ESTADO DEL ARTE:
1.3.
Su potente motor proporciona al Nissan Sentra GA16DNE el desempeño óptimo en cualquier condición de manejo, su transmisión mecánica o automática complementa la respuesta del motor con su potencia de 105 HP, con lo que se logra un equilibrio perfecto entre desempeño, economía de combustible y conducción confortable
Estudiantes que llevan el curso de Motores de Combustión Interna de La Escuela de Ingeniería Mecánica de La Universidad Nacional de Trujillo
OBJETIVOS: Estudiar de manera adecuada las propiedades que rigen el funcionamiento y operación del motor gasolinero NISSAN SENTRA GA16DNE, a partir de datos obtenidos por el fabricante. Analizar, evaluar y graficar las curvas características del motor gasolinero NISSAN SENTRA GA16DNE y compararlas con los datos de la casa motriz. Analizar los Parámetros de Economía y Productividad obtenidos para el motor gasolinero NISSAN SENTRA GA16DNE.
1.4.
IMPACTO AMBIENTAL: Las formas más importantes de acción del motor sobre el medio el medio ambiente son:
Agotamiento de materias primas no renovables consumidas durante el funcionamiento de los MCI.
Consumo en gran proporción contiene el aire el aire atmosférico. 5
de oxígeno de oxígeno que
Emisión y contaminación de la atmósfera con gases tóxicos que perjudican al hombre, al hombre, la la flora y la fauna. la fauna.
Emisión de sustancias que provocan el llamado efecto invernadero contribuyendo a la elevación de la temperatura la temperatura de nuestro planeta.
Consumo de agua de agua potable.
Emisión de altos niveles niveles de ruido ruido a la atmósfera que que disminuye el rendimiento de los trabajadores y ocasiona molestias en sentido general.
La Toxicidad de los gases de escape de los motores de combustión interna y formas para reducirla. Se llaman sustancias tóxicas a las que ejercen influencia nociva sobre el organismo humano y el medio ambiente. Durante el Durante el trabajo de los MCI de émbolo se desprenden las siguientes sustancias tóxicas principales: óxidos de nitrógeno, hollín, monóxido de carbono, hidrocarburos, carbono, hidrocarburos, aldehídos, sustancias cancerí sustancias cancerígenas genas (bencipireno), compuestos de azufre y plomo. Además de los gases de escape de los MCI, otras fuentes otras fuentes de toxicidad son también los gases del cárter y la evaporación del combustible a la atmósfera. Incluso en un motor bien regulado la cantidad de componentes tóxicos que se expulsan durante su funcionamiento puede alcanzar los siguientes valores:
De este modo, la toxicidad de los motores Diesel depende en lo principal del contenido de los óxidos de nitrógeno y el hollín. La toxicidad de los motores de encendido por chispa y carburador 6
depende en gran medida de la concentración del monóxido de carbono y de los óxidos de nitrógeno.
1.5.
ESPECIFICACIONES TÉCNICAS Y DETALLES DEL MOTOR: Especificaciones dadas por la casa motriz:
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II.
MARCO TEORICO 2.1.
CÁLCULO TÉRMICO Y BALANCE ENERGÉTICO DEL MOTOR Realizar el cálculo de un motor de carburador de cuatro tiempos, de aplicación automotriz, cuyas especificaciones técnicas son las siguientes: - Potencia Efectiva: N e = 78.3kW a 6000 RPM - Motor de cuatro cilindros: i = 4; - Disposición de los cilindros: en línea; - Sistema de Refrigeración: líquida, de tipo cerrada; - Relación de compresión: = 9.5.
A. CÁLCULO TÉRMICO: En la realización del cálculo térmico para varios regímenes de velocidad comúnmente se eligen de 3 a 4 regímenes básicos. Para los motores de carburador estos regímenes son los siguientes: 1. El régimen de frecuencia mínima de rotación n min= 600:1000 RPM, que asegura el trabajo estable del motor. 2. El régimen de máximo torque, para para el cual n M= (0.4 : 0.6)nN. 3. El régimen (nominal) de máxima potencia a n N. 4. El régimen de máxima velocidad de marcha del automotor, cuando cuando n max = (1.05 : 1.20)nN. Con la consideración de las recomendaciones aducidas y los datos de entrada del trabajo (n N=6000 RPM), el cálculo térmico, secuencialmente se realiza para n = 1000, 4000, 6000 y 6500 RPM.
A.1. Combustible: Se puede emplear la gasolina de 95 octanos. En correspondencia con la relación de compresión dada en el trabajo =9.5. La composición gravimétrica elemental y la masa molecular del combustible de este combustible: C = 0.855; H = 0.145; M c = 115 Kg/Kmol. El poder calorífico inferior del combustible: Hu = [33.91C + 125.6H – 10.89(O-S) – 2.51(9H-W)]x103 = 43930 KJ/Kg. 8
Donde W es la cantidad de vapores de agua contenida en los productos de la combustión por unidad másica de combustible.
A.2. Parámetros del Fluido Operante: Cantidad de aire teóricamente necesaria para la combustión de 1Kg de combustible: Lo = (C/12+H/4-O/32)/0.208 = 0.516 Kmol aire/Kg comb. Lo = (8C/3+8H-O)/0.23 = 14.957 Kg aire/Kg comb. El coeficiente de exceso de aire se establece en base a los siguientes criterios: -
-
-
-
En los modernos motores se instalan carburadores de varias cámaras que permiten obtener composiciones óptimas de mezcla en función de las características de velocidad del motor. La posibilidad posibilidad de de empleo empleo (para (para el motor calentado) calentado) de n carburador de dos cámaras con sistema de enriquecimiento y sistema de marcha en vacío permite obtener, dada una regulación correspondiente, una composición de mezcla operante tanto para máxima potencia como para máxima economía. La tendencia tendencia a obtener obtener un motor lo suficientemente económico y con con una mínima toxicidad de los productos de la combustión, lo cual se logra con α=0.95-0.98, permite asumir α=0.96 en los regímenes básicos y en el régimen de mínima frecuencia rotacional α=0.86. La cantidad de mezcla carburante queda definida del siguiente modo:
; En Kmoles
Para n=1000 rpm, se tiene: M1=0.86x0.516+1/115= 0.4525 Kmol mezcla carburante/Kg combustible Para n=4000, 6000 y 6500 rpm: M1=0.96x0.516+1/115= 0.5041 Kmol mezcla carburante./Kg combustible -
La cantidad cantidad de los diversos diversos componentes componentes de los productos productos de la la combustión para k=0.5 y para los regímenes de velocidad asumidos:
Para n=1000 rpm:
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Para n=4000, 6000 y 6500 rpm:
La cantidad Total de Productos de la Combustión:
Para n=1000 rpm:
M2 = 0.0512+0.02+0.0625+0.02+0.3515 = 0.4952
Para n=4000, 6000 y 6500 rpm: M2 = 0.0655+0.0057+0.0696+0.0 0.0655+0.0057+0.0696+0.0029+0.3923 029+0.3923 = 0.536
A.3. Parámetros del Medio Ambiente y los Gases de Escape: La presión y la temperatura del medio ambiente al trabajar el motor sin sobrealimentación, como en el presente caso: Pk=Po=0.1Mpa; Tk=To=293K
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La temperatura de los gases de escape, cuando el valor de la relación de compresión se mantiene constante =9.5 prácticamente crece linealmente al aumentar el régimen de velocidad y siendo α=cte; pero
disminuye con el enriquecimiento de la mezcla. Considerando que a n=1000 rpm; α=0.86 y en los restantes regímenes α=0.96, entonces se asume:
n Tr
1000 900
4000 1025
6000 1070
6500 1080
rpm °K
La presión de los gases residuales P r debido a la expansión de las fases de distribución de los gases y a la reducción de las resistencias en el tipo de configuración constructiva de la vía de escape del motor analizando se puede obtener en el régimen nominal de velocidad. PrN = 1.18Po = 1.18*0.1MPa = 0.118 MPa Entonces: Ap = (PrN-Po*1.035)x108/(nN2xPo) = 0.4028 Pr = = Po(1.035+Apx10-8n2) = (0.1035+0.4028x10 -9n2. ) MPa De aquí se obtiene: n Pr
1000 0.1039
4000 0.1099
6000 0.1180
6500 0.1205
Rpm MPa
A.4. Proceso de Admisión: A.4.1. La Temperatura de Calentamiento de la Carga Fresca: Con el objeto de obtener un buen llenado del motor en el régimen nominal de velocidad, se asume ΔT N=8°C. Entonces: AT= ΔTN/(110-0.0125nN)=0.229 ΔT=AT(110-0.0125n)=25.19-0.0029n
De donde obtenemos: n ΔT
1000 22.29
4000 13.59
11
6000 7.79
6500 6.34
Rpm °C
A.4.2. La Densidad de la Carga en la Admisión:
ρo=Pox106/(Ra.To)=0.1*10^6/(287*293)
Donde:
1.189Kg/m3
= 287 J/Kg.grado, es la constante gásica específica para el aire.
A.4.3. Las Pérdidas de Presión en la Admisión y la Presión al final de la Admisión: De acuerdo con el régimen de velocidad del motor (n=6000rpm) y considerando la calidad de la superficie interior int erior del sistema de admisión se puede asumir lo siguiente: β2+ξadm=2.8 y ωadm=95m/s
Entonces: An = ωadm/nN=0.01583; ΔPa = (β2+ξadm)An2.n2.ρk.10-6/2;
De aquí se obtiene: n ΔPa
1000 0.0004
4000 0.0067
6000 0.0150
6500 0.0176
Rpm MPa
6500 0.0824
Rpm MPa
La presión al final de la Admisión: Pa = PO - ΔPa n Pa
1000 0.0996
4000 0.0933
6000 0.0850
A.4.4. Coeficiente de los Gases Residuales: Para la determinación del coeficiente de los gases residuales γr para para el motor de aspiración natural se asume un coeficiente de limpieza ϕ1=1.0 y el coeficiente de recarga en el régimen nominal de velocidad ϕrec=1.10, lo cual completamente es posible obtener mediante una acertada elección del ángulo de retraso del cierre de la válvula de admisión en los límites de 30°- 60°. Según esto, en el régimen de velocidad mínima (n=1000rpm) es posible el retorno de los gases en los límites de un 5%, es decir, ϕrec=0.95. 12
En el resto de regímenes los valores de ϕrec, se pueden obtener asumiendo una dependencia lineal de ϕrec, en función del régimen de velocidad. Entonces:
n ϕrec γr
1000 0.95 0.0458
4000 1.05 0.0401
6000 1.11 0.0426
6500 1.3875 0.0346
Rpm
A.4.5. Temperatura al Final de la Admisión:
n Ta
1000 340
4000 334.29
6000 332.22
6500 325.45
Rpm °K
A.4.6. La Eficiencia Volumétrica:
n ηv
1000 0.869
4000 0.923
6000 0.892
6500 0.811
rpm
A.5. PROCESO DE COMPRESION
A.5.1. Determinación del Índice Adiabático K1 de Compresión: El índice K1 para una relación de compresión = 9.5 y para los valores valores encontrados de la temperatura al final de la admisión T a se determina con ayuda de nomograma de la fig. 2 y el índice politrópico medio de compresión n 1 se asume algo menor que K 1. Al elegir n1 se considera que con la disminución de la frecuencia rotacional del motor la transferencia de calor de los gases a las paredes del cilindro aumenta y n1 disminuye más significativamente en comparación con K 1:
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n K1 Ta n1
1000 1.3758 340 1.374
4000 1.3768 334.29 1.375
6000 1.377 332.22 1.376
6500 1.378 325.45 1.377
A.5.2. La Presión al Final de la Compresión:
n(r.p.m.) 1000 4000 6000 6500
(M 2.196 2.062 1.883 1.829
A.5.3. La Temperatura al Final de la l a Compresión:
n(r.p.m.) 1000 4000 6000 6500
789.13 777.62 774.55 760.48
A.5.4. El Calor Específico Molar Medio al Final de la Compresión: a) De la Mezcla Fresca (aire): Donde:
; ºC
n tc
1000 516.13
4000 504.62
6000 501.55
6500 487.48
KJ/Kmol.grado KJ/Kmol.grado KJ/Kmol.grado KJ/Kmol.grado
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b)
De los Gases Residuales:
Se determina por el método de extrapolación de acuerdo a la Tabla Nº1. Para n = 1000
, = 0.86
y tc = 516.13
= 23.707+(23.867-23.707)*0 23.707+(23.867-23.707)*0,01/0.05 ,01/0.05 = 23.739KJ/Kmol.grado = 24.113+(24.284-24.113)*0 24.113+(24.284-24.113)*0,01/0.05 ,01/0.05 = 24.147KJ/Kmol.grado = 23.805 KJ/Kmol.grado
Para n = 4000 , = 0.96
y tc = 504.62
= 24.014+(24.150-24.014)*0,01/ 24.014+(24.150-24.014)*0,01/0.05 0.05 = 24.0412KJ/Kmol. = 24.440+(24.586-24.440)*0,01/0.05 = 24.469KJ/Kmol. = 24.061 KJ/Kmol.
Para n = 6000 , = 0.96
y tc = 501.55
= 24.014+(24.150-24.014)*0 24.014+(24.150-24.014)*0,01/0.05 ,01/0.05 = 24.0412KJ/Kmol = 24.440+(24.586-24.440)*0 24.440+(24.586-24.440)*0,01/0.05 ,01/0.05 = 24.469KJ/Kmol = 24.048 KJ/Kmol
Para n = 6500 , = 0.96
y tc = 487.48
= 23.586+(23.712-23.586)*0,01/0.05 = 23.611KJ/Kmol = 24.014+(24.150-24.014)*0,01/0.05 = 24.041KJ/Kmol
c)
= 23.987 KJ/Kmol
De la Mezcla Operante:
15
[ ]
Los valores obtenidos se muestran en la siguiente tabla:
n 1000 4000 6000 6500
22.043 22.013 22.010 21.956
A.6. PROCESOS DE COMBUSTION A.6.1. El Coeficiente de Variación Molecular del Combustible µ0 y de la Mezcla Operante:
y
n 1000 4000 6000 6500
µo 1.0944 1.0633 1.0633 1.0633
µ 1.0903 1.0609 1.0607 1.0612
A.6.2. La Cantidad de Calor Perdido como Consecuencia de la Combustión Incompleta del Combustible:
n 1000 4000-6000-6500
α
ΔHu
0.86 0.96
8665.188 2475.768
A.6.3. El Poder Calorífico de la Mezcla Operante:
16
n 1000 4000 6000 6500
Hm.o. 74520.3 79063.7 78874.1 79484.0
A.6.4. El Calor Específico Molar Medio de los Productos de la Combustión:
,[] [] [ ] [ ] [ ] n
1000 4000-6000-6500
24.183 + 0.002015 24.543 + 0.002136
La magnitud del coeficiente de utilización del calor z a n =, como resultado de una significativa combustión residual del combustible en el proceso de expansión se reduce y a n =1000 rpm, z intensamente disminuye debido al aumento aumento de las pérdidas de calor a través de las paredes del cilindro y a través de las partes no herméticas formadas entre el pistón y el cilindro. Por esto, al variar el régimen de velocidad z se toma con cierto nivel de precisión en los límites que tiene lugar en los motores de encendido forzado: n
1000 0.820
z
4000 0.935
6000 0.890
6500 0.849
A.6.5. La Temperatura al Final de la l a Combustión Visible:
n 1000
2306
17
2579
4000 6000 6500
2653 2553 2472
2929 2826 2745
A.6.6. La Presión Máxima Teórica de Combustible:
n Pz
1000 7.82
4000 8.24
6000 7.29
6500 7.01
A.6.7. La Presión Real Máxima de Combustión:
n Pz.r
1000 6.647
4000 7.004
6000 6.197
6500 5.959
6000 3.87
6500 3.83
A.6.8. La Relación de Aumento de Presión:
n
1000 3.56
4000 3.99
A.7. PROCESO DE EXPANSION Y DE ESCAPE: A.7.1. El Índice Adiabático Medio de Expansión: El índice adiabático medio de expansión K 2 se determina con ayuda del monograma de la Fig. 3, conocida la relación de compresión = para los respectivos valores de y TZ, y el índice politrópico medio n 2 se pondera de acuerdo a la magnitud del índice adiabático medio:
n
TZ K2
1000 0.86 2579 1.261
4000 0.96 2929 1.2514 18
6000 0.96 2826 1.2531
6500 0.96 2745 1.2535
n2
1.260
1.251
1.253
1.253
A.7.2. La Presión y la Temperatura al Final del Proceso de Expansión:
n 1000 4000 6000 6500
Pb 0.458 0.493 0.434 0.417
Tb 1436.29 1664.60 1598.85 1553.02
A.7.3. Comprobación de la Temperatura de los Gases Residuales Asumida Anteriormente:
√
n 1000 4000 6000 6500
Tr 875.98 1009.32 1035.79 1026.74
-2.67 -1.53 -3.20 -4.93
Donde, - es el porcentaje de error en los cálculos. En todos los regímenes de velocidad, la temperatura de los gases residuales asumida inicialmente fue acertada ya que el error no excede el 4.93%.
A.8. PARAMETROS INDICADOS DEL CICLO OPERATIVO DEL MOTOR: A.8.1. La Presión Media Indicada Teórica:
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n
1000 1.174
4000 1.296
6000 1.135
6500 1.088
A.8.2. La Presión Media Indicada:
Donde: d
= 0.96; es el coeficiente de plenitud del diagrama o factor diagramático: n Pi
1000 1.127
4000 1.244
6000 1.090
6500 1.044
A.8.3. El Rendimiento Indicado y el Consumo Específico Indicado de Combustible:
n 1000 4000 6000 6500
i
0.319 0.371 0.336 0.259
gi 257 221 244 316
A.9. PARAMETROS EFECTIVOS DEL MOTOR: A.9.1. La Presión Media de las Perdidas Mecánicas para el Motor de Carburador y con Encendido Forzado con un Numero de Cilindros hasta seis y con una Relación (S/D)< 1:
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Dónde: vm.p= velocidad media del pistón en m/s Previamente, si asumimos la carrera del pistón S=88 mm obtenemos:
Entonces:
n Vm.p Pm
1000 2.9 0.067
4000 11.6 0.165
6000 17.4 0.231
6500 18.85 0.247
A.9.2. La Presión Media Efectiva y el Rendimiento Mecánico:
n Pi Pe
1000 1.127 1.06 0.941
m
; 4000 1.244 1.079 0.867
6000 1.090 0.859 0.788
6500 1.044 0.797 0.763
A.9.3. El Rendimiento Efectivo y el Consumo Específico Efectivo de Combustible:
n
y
1000 0.319 0.295 278
i e
ge
4000 0.371 0.322 254
6000 0.336 0.265 309
6500 0.259 0.251 326
A.9.4. Principales Parámetros de Diseño del Cilindro y del Motor: Motor : La cilindrada del motor:
El desplazamiento volumétrico efectivo de un cilindro:
21
El diámetro del cilindro: Teniendo en cuenta que la carrera del pistón fue asumido inicialmente S= 88 mm, entonces:
Finalmente asumimos: D = 76mm ; S =88mm Los principales parámetros y índices del motor se determinan tomando en cuenta los valores de D y S asumidos finalmente, es decir:
El área del pistón:
A.9.5. La Potencia Efectiva, el Torque Efectivo y el Consumo Horario de Combustible:
N Pe Ne Me Ge
;
( )
1000 1.06 14.098 134.694 3.919
4000 1.079 57.401 137.104 14.580
;
6000 0.859 78.548 109.153 21.181
6500 0.797 68.901 101.275 22.461
A.9.6. La Potencia por Unidad de Cilindrada del Motor:
A.10. CONSTRUCCION DEL DIAGRAMA INDICADO: A.10.1. El Diagrama Indicado se construye para el Régimen Nominal de Operación, es decir, para = 78.548 Kw y n = 6000 r.p.m.
22
Las escalas del diagrama:
La escala escala de de carrera del pistón: = 1mm por mm. La escala de las presiones: = 0.05 MPa por mm.
Las magnitudes referidas ( Ver fig. 4), correspondientes al desplazamiento volumétrico efectivo y al volumen de la cámara de combustión:
= OA = = AB =
La máxima altura del diagrama (punto z): OD =
=
Las coordenadas coordenadas de de los puntos característicos: característicos:
= Para el punto b : = Para el punto c : = Para el punto r : = Para la línea de presión atmosférica atmosférica : = Para el punto a :
A.10.2. Construcción de las Curvas Politrópicas de Compresión y Expansión por el Método Analítico:
a. La Curva Politrópica de Compresión:
./ =
23
Donde: OB = OA + AB = 10.35 + 88 = 98.35 mm
b. La Curva Politrópica de Expansión:
./
Los resultados del cálculo de los puntos de las curvas Politrópica se muestran en la TABLA N° 2. TABLA N° 02
N° DE OX OB/O PUNTOS m.m. X 1
10.35
9.50
CURVA POLITRÓPICA DE COMPRESIÓN
CURVA POLITRÓPICA DE EXPANSIÓN
,
22.15
,
,
mm
M
37.67
1.88
16.79
,
mm
M
145.8
7.29
(punto c)
(punto z)
2
11.0
8.94
20.37
34.64
1.73
15.56
135.08 6.75
3
12.6
7.81
16.92
28.73
1.44
13.14
113.95 113.95
5.70
4
17.7
5.56
10.60
18.00
0.9
8.58
74.43
3.72
5
22.1
4.45
7.80
13.26
0.66
6.49
56.36
2.82
6
29.5
3.33
5.23
8.91
0.45
4.51
39.24
1.96
7
44.2
2.23
3.01
5.11
0.26
2.73
23.65
1.18
8
58.9
1.67
2.03
3.44
0.17
1.90
16.50
0.83
9
98.35 1.00
1.00
1.7
0.099
1.00
8.68
0.43
(punto a)
24
(punto b)
DIAGRAMA INDICADO DEL MOTOR CONSTRUIDO CON MÉTODO ANALÍTICO
P
8
7
6
5
4
3
2
1
b b 0 0
20
40
60
FIGURA 04
25
80
b '
10 0
V,120
A.10.3. La Presión Media Indicada Teórica:
Donde:
= = = 1,108 M
= 1950.08
, es la superficie del diagrama aczba en la fig.4.
= 1,108 M , obtenida por medición planimétrica La magnitud = 1,112 del diagrama indicado, es muy cercana a la magnitud M obtenida en el cálculo térmico. El redondeamiento del diagrama indicado se realiza en base a los siguientes criterios y cálculos: Dado que el motor en estudio es lo suficientemente rápido (n=6000 r.p.m), entonces las fases de distribución de los gases es necesario establecerlos considerando la obtención de una buena limpieza de los gases de escape del cilindro y del aseguramiento de una recarga en el marco de los límites asumidos en el cálculo. En relación con esto, el inicio de la apertura de la válvula de admisión (punto ) se estable con un avance de 18° antes de que el pistón llegue al punto muerto superior, y el cierre (punto ) con un retardo de 60° después que el pistón pasa por el punto muerto inferior; el inicio de la apertura de la válvula de escape (punto ) se asume con avance de 55° antes de que el pistón llegue al punto muerto inferior, y el cierre (punto ) con el retardo de 25° después que el pistón pasa por el punto muerto superior. Considerando la rapidez del motor, el ángulo de avance de encendido se asume igual a 35° es decir, , y la duración de la primera fase de la combustión o fase de formación del frente de la llama = 5°.
En correspondencia con las fases de distribución de los gases asumidos y con el ángulo de avance del encendido se determina la posición de los puntos , , , , f y de acuerdo a la expresión definida para el desplazamiento del pistón:
26
AX =
* +;
* + * + =
;
=
;
R = ; = ;
L: Longitud de la biela R: radio de la manivela
= 0,285
Los cálculos de las ordenadas de los puntos muestran en la tabla N°03.
, ,
, , f y
se
Donde:
A.P.M.S. : antes del punto muerto superior; A.P.M.I. : antes del punto muerto inferior; D.P.M.S. : después del punto muerto superior; D.P.M.I.: después del punto muerto inferior.
La posición del punto
se determina a partir de la siguiente expresión:
= (1,15 1,25) = 1,25 * 1,883 = 2,354 M
= = 47,08 mm
La presión real de la combustión:
El crecimiento de la presión desde el punto 6.20 – 2,354 = 3,846
3,846 / 12 = 0.32 27
hasta ; ó
/ G. G. C.
constituye:
Donde: G. G. C.: grado de giro del cigüeñal;
12°: es la posición del punto (para la simplificación de los cálculos posteriores se puede asumir que la presión máxima real se alcanza 10°despues del punto muerto superior, cuando el cigüeñal gira a 370°).
Uniendo con curvas continuas, los puntos r con , con y con con la curva de expansión, con (el punto se ubica comúnmente entre los puntos b y a) y con la línea de escape r, se obtiene el diagrama indicado real redondeada r a f r.
TABLA N° 03 PUNTOS POSICION DEL DE LOS DIAGRAMA PUNTOS INDICADO
f
18° A.P.M.S. 25° D.P.M.S. 60° D.P.M.I. 35° A.P.M.S. 30° A.P.M.S. 55° A.P.M.I.
DISTANCIA DE LOS PUNTOS, DESDE EL P.M.S. (Ax), m.m
18
0.0655
2.6
25
0.1223
4.8
120
1.6069
62.5
35
0.2313
9.0
30
0.1697
6.6
125
1.6667
65.0
A.11. BALANCE TERMOENERGÉTICO DEL MOTOR: A.11.1. La cantidad total de calor introducida al motor con el combustible:
n
=
= = 12203
1000 3.919
4000 14.580
6000 21.181
6500 r.p.m 22.461Kg/h
47823.56
177919.74
258471.74
274091.58 274091.58 J/s
28
A.11.2. El Calor Equivalente al Trabajo Efectivo por Segundo:
n
1000 14098
= 1000
4000 57401
6000 78548
6500 r.p.m. 68901 J/s
A.11.3. El Calor Transferido al Medio Refrigerante:
Donde:
C = 0,45 0,53 coeficiente de proporcionalidad para los motores de cuatro tiempos. En el cálculo se ha asumido c = 0,5. i: es el número de cilindros del motor. D: diámetro del cilindro, en cm. n: frecuencia rotacional del cigüeñal, en r.p.m.
m= 0,6 0,7 índice exponencial para los motores m otores de cuatro tiempos. En el cálculo se ha asumido n = 1000 r.p.m.; m = 0,6 y en todos los demás regímenes de velocidad m = 0,65 Para n = 1000 r.p.m.:
Para n = 4000 r.p.m.:
Para n = 6000 r.p.m.:
Para n = 6500 r.p.m.:
29
A.11.4. El Calor Llevado por los Gases de Escape:
, *( ) + Donde:
( ) ( ) = 24,1472
, constituye el calor específico de los
gases residuales (determinados de acuerdo a la tabla N°4 por el método de interpolación para: C) C)
= 20,775
, es el calor especifico de la carga fresca
(determinado de acuerdo a la TABLA N° 5 para el aire, por el método de interpolación siendo:
{ }} { } ( )
Para n = 1000 r.p.m.
Para n = 4000 r.p.m.
Donde:
= 25,065
, es el calor específico de los gases residuales
(determinadacon ayuda de la tabla N°4 por el método de interpolación para:
30
Para n = 6000 r.p.m.
{ }
Donde:
( )
, es el calor específico de los gases residuales (determinada con ayuda de la tabla N°4 por el método de interpolación para:
= 25,274
{ } ( ) .
Para n = 6500 r.p.m.
Donde:
= 25,293
, es el calor específico de los gases residuales
(determinada con ayuda de la tabla N°4 por el método de interpolación para: .
A.11.5. El Calor Perdido Debido a la Combustión Incompleta de Combustible:
Para n = 1000 r.p.m.:
Para n = 4000 r.p.m.:
Para n = 6000 r.p.m.:
31
Para n = 6500 r.p.m.:
A.11.6. Pérdidas de Calor no Consideradas en los Casos Anteriores o Pérdidas de Calor Residual:
Para n = 1000 r.p.m.:
=4461.54J/s =4461.54J/s
Para n = 4000 r.p.m.:
=26270.88J/s
Para n = 6000 r.p.m.:
=34698.28J/s
Para n = 6500 r.p.m.:
=52026.85J/s
Todos los compuestos compuestos del balance balance termoenergético termoenergético se muestran en la Fig. N°05. Dependencia de los componentes del Balance Termoenergético del Motor en Función de la Frecuencia Rotacional del Cigüeñal del Motor
32
FIGURA 05 120
100
80
60
40
20
0 0
2000
4000
6000
8000
DEPENDENCIA DE LOS COMPONENTES DEL BALANCE TERMOENERGÉTICO DEL MOTOR EN FUNCIÓN DE LA FRECUENCIA ROTACIONAL DEL CIGÜEÑAL DEL MOTOR
III.
MATERIAL Y MÉTODO
MATERIALES: Libros especializados, PC (software: Excel, Word, etc.)
MÉTODO: El Método empleado en el Proyecto de Investigación fue el Analítico, debido a que es el que se hizo hizo en el desarrollo del curso y es uno de los mejores Métodos para analizar el comportamiento Termoenergético de un motor de combustión interna, en nuestro caso un motor gasolinero. 33
IV.
CALCULOS, RESULTADOS Y DISCUSIÓN
Se determinó que el motor presenta prese nta una eficiencia volumétrica es decir una calidad de llenado con carga fresca a los cilindros del motor, que es máxima a 4000 RPM ( =0.923), esto se debe a que en este régimen el movimiento de apertura de las válvulas de admisión es el óptimo para este tipo de motor gasolinero, lo que quiere decir adicionalmente que en este régimen el motor aprovecha al máximo la energía calorífica en la cámara de combustión para convertirla en trabajo mecánico toda vez que también en este régimen (4000 RPM) el motor también alcanza su máximo rendimiento indicado ( =0.371) y su máximo torque ( =137.104).
El
menor rendimiento volumétrico o calidad de llenado con carga fresca ( ) al motor disminuye considerablemente en los regímenes de baja y alta velocidad: 869 869 a 1000 RPM y a 6500 RPM respectivamente.
El
calor desprendido en la cámara de combustión del motor adquiere un valor máximo a a 6000 RPM, esto se debe a que en este régimen el motor está operando con una composición de la mezcla cercanas a la estequiométrica, ( y a medida que las mezclas se van enriqueciendo más, el calor disponible apara ser transformado en trabajo efectivo va disminuyendo gradualmente. Sin embargo se puede observar que esta disminución es más expresiva a bajas velocidades que a altas velocidades, ya que a bajas velocidades el motor trabaja con mezclas mejor enriquecidas que a gran velocidad.
34
V.
ANEXOS: V.I. GRÁFICOS DE PARÁMETROS P ARÁMETROS PARÁMETROS EFECTIVOS DEL MOTOR:
POTENCIA EFECTIVA 7000 6000 5000 4000 3000 2000 1000 0 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
8000
CONSUMO ESPECÍFICO DE COMBUSTIBLE 350 300 250 200 150 100 50 0 0
1000
2000
3000
35
4000
5000
6000
7000
TORQUE EFECTIVO 200 180 160 140 120 100 80 60 40 20 0 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
8000
COMPOSICIÓN DE LA MEZCLA 0.98 0.96 0.94 0.92 0.9 0.88 0.86 0.84 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
6000
7000
EFICIENCIA VOLUMÉTRICA VOLUMÉTRICA 0.93 0.92 0.91 0.9 0.89 0.88 0.87 0.86 0
1000
2000
3000
36
4000
5000
CONSUMO HORARIO DE COMBUSTIBLE 25
20
15
10
5
0 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
6000
7000
PARÁMETROS INDICADOS DEL MOTOR:
PRESIÓN MEDIA INDICADA 1.3 1.25 1.2 1.15 1.1 1.05 1 0
1000
2000
3000
37
4000
5000
CONSUMO ESPECÍFICO INDICADO 350 300 250 200 150 100 50 0 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
RENDIMIENTO INDICADO 0.4 0.35 0.3 0.25 0.2 0.15 0.1 0.05 0 0
1000
2000
3000
38
4000
5000
6000
7000
PARAMETROS DE BALANCE ENERGÉTICO DEL MOTOR:
CANTIDAD TOTAL DE CALOR (Qo) 300000 250000 200000 150000 100000 50000 0 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
6000
7000
CALOR EQUIVALENTE(Qe) 90000 80000 70000 60000 50000 40000 30000 20000 10000 0 0
1000
2000
3000
39
4000
5000
CALOR TRANSFERIDO AL MEDIO REFRIGERANTE(Qref) 70000 60000 50000 40000 30000 20000 10000 0 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
CALOR LLEVADO POR LOS GASES DE ESCAPE(Qg.e) 80000 70000 60000 50000 40000 30000 20000 10000 0 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
CALOR CEDIDO DEBIDO A COMB. INCOMPLETA(Qc.i) 18000 16000 14000 12000 10000 8000 6000 4000 2000 0 0
1000
2000
3000
40
4000
5000
6000
7000
PERDIDAS DE CALOR RESIDUAL(Qres) 60000 50000 40000 30000 20000 10000 0 0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
MATERIAL FOTOGRÁFICO: Motor gasolinero NISSAN SENTRA GA16DNE
Motor gasolinero NISSAN SENTRA GA16DNE
41
7000
TABLAS
42
