Diseño Motores Combustión Interna. ARTURO MACEDO SILVA

La presión al final de la admisión es:

P„~Pk- APa A !'

¡

p. =

Po =

, Mpa

O?2

+

Po o 1 06 te)

Uv V /ó a

> MPa

Y

(30)

CULATA (kg/m3 ) Densidad de la carga fresca, igual a 1.209 R =

8314 /'a

C

co

„

(/»’ + <-) = AS

(/?

2

)=

entre 50-130 m/s nos resulta fácil obtener

comprobación se considera

Po

4,0 y consideramos

a

|

i

b-

'

£*>«=• O

Si el motor es sobrealimentado sin ínter-enfriador'

En los cálculos, y a manera de

En este caso, la ausencia del Ínter-enfriador ha sido justificada plenamente.

= (0.8-0.9) PQ

z. r

'

r

Fig. 4 Área de la sección de paso de la válvula de admisión.

La siguiente fórmula nos servirá para' 'comprobar nuestros cálculos, una vez' conocido todos sus componentes. )

ASIENTO DE VALVULA

i

2,5

Pa

'i

h

N

VALVULA DE ADMISION

!

4,0 A

+ ¿¡ aJ

h*ÿ

i

Velocidad del aire en el múltiple de admisión. (50 - 130 m/j)

SI asumimos valores para CO ad

i

Coeficiente de amortiguamiento de la .carga fresca en la sección más

estrechaba suma

\ \ \

\

Factor de amortiguamiento de ¡a carga fresca.

P

V

za~Sl-Sz

i

Perdidas hidráulicas en el múltiple de admisión.

/ / / r/,

N

i !

donde /r, = 28,96

A Pa

\

i

..Los parámetros de Ingreso a! compresor son: p0, T0,

'í"

§

Los parámetros de salida del compresor son: pt ,

La presión al final de la admisión es:

ü

Pa

Tk, P k

¿4*

}

..

i !*-

:ÿ

-

•Tíi.V.

f: Y¡:A

Y

-P:l:bíÿ':i;'Pr:í¿ÍÍPPí¿b-

*•

t:

'Diseño efe Molotes de Combustión interna-

Arturo Mscedo Silva

22

Po = p. - APa

I

,Mpa

El valor de P k

= 2 a 2.5 Se puede asumir por ejemplo 1.8

Para hallar el valor de la densidad del aire a ia salida del

necesitamos la temperatura a la salida del compresor siguiente sección.

A

A

Pk pk

Tk

este valor se

compresor p¡.

analizará en la

Pk MPa

P*T0

P°P0Tk

- Densidad del aire a la salida del compresor. Kg / m3

- Densidad del aire de la atmósfera. Kglm3 T0 - Temperatura del aire de la atmósfera. K P0 - Presión del aire de la atmósfera. MPa p - Presión a la salida del compresor en el motor sobrealimentado. MPa

i

i.

y_

GASES RESIDUALES Y COEFICIENTE DE GASES RESIDUALES

:

Debemos recordar que la válvula de admisión se abre grados antes de PMS (dependiendo del diseño del motor) en ia carrera de escape, para luego empezar la

carrera de

admisión, es entonces, que unos grados después del PMS la válvula de escape recién se cierra; Es evidente que existe un instante en que las válvulas de admisión y escape están abiertas, a esto se le llama ángulo de traslape el cual permite | un barrido en la cámara de combustión, refrigerando con mezcla fresca la cabeza del pistón, válvulas y paredes del cilindro. Es entonces cuando los productos de la combustión, en la carrera de escape, no logran salir al exterior en su totalidad y a lo que queda en el cilindro se le denomina gases residuales Mr, que por cierto, desgraciadamente se mezclan con la carga fresca j que ingresa al cilindro. Estos gases residuales no son otra cosa que productos de \ combustión con elevadas temperaturas y bajas densidades y que ocupan espacio en la • cámara de combustión tratando de desplazar a la mezcla fresca, estos tienen nombre | propio Pr y Tr. Mr perjudica ¡a combustión y también el llenado del cilindro y el encargado de i cuantificar la magnitud de los gases residuales es él

I

Kg / m1

p0 !

Factor que considera las pérdidas de presión en el múltiple de admisión

"Coeficiente, de los gases residuales": y , =

M, M

'

ni

,

-

I

i

Tk - Temperatura del aire a la salida del compresor. K 8314

Po

Po

RJo

P0Tt

Ps ~ PK

.

Ai

Donde : APrc{ Caída de presión en al enfriador es igual a 0.04 bar

•

tV

-Tí

cuatro tiempos que

A=(4-A4,/)W »ar

e-P.-Pr

Esta fórmula relaciona el coeficiente de gases residuales con temperaturas y presiones donde:

PJS

7> Temperatura atmosférica e igual a 288 K ¿ AT -Temperatura de calentamiento de la carga varia para los diesel sin sobrealimentación 20....40 grados Kelvin ; Para el motor con formación externa de los gases de O hasta 20 grados Kelvin. Para los motores diesel sobre alimentados de 0 a 15

Si el motor es sobrealimentado con ínter-enfriador La presión al final de la admisión se calcula con la siguiente fórmula:

!‘

Tr

i

Datos experimentales demuestran que para motores de emplean sobrealimentación Pa = (C,9 - 0,96)Pk sin ínter-enfriador.

.

*, '/

adquiere valores de 0.85 a 1.05

está supeditado al grado de elevación de ia presión en el

compresor y no deberá sobrepasar 7T bar el valor de P t

•i

f

í

zo

.

.

La carga fresca durante su movimiento por el sistema de admisión y dentro del

í

cilindro entra en contacto con las paredes calientes, elevándose su temperatura en AT

.

El grado de calentamiento de la carga depende de la velocidad de su movimiento en el

5

•» •.

7

f

1* '

24

A/íu/c Mtcedo Sitia

' M

»

-'

t;

'Diseño de Motores de Combustión Interna "

múltiple de admisión y de la diferencia de temperaturas entre las paredes y la carga. Ver este tema lineas abajo. Es importantísimo tener presente que al aumentar la temperatura de la carga su densidad disminuye y viceversa. ’

__

Experimentalmente se ha comprobado valores de y r =0,06—0,10 en los gasolineras sin sobrealimentación, en cambio los diesel y r = 0,03-0,06;

-

<

Tr - Temperatura de los gases residuales en grados K. Este valor se tiene que

¡

••

asumir por el momento y varia para los diesel entre 700 a 900 K; Para los motores a gasolina entre 900 y 1000.K

í

Pr -

(1,1

Presión de los gases residuales en Mpa. También se debe asumir

Pr-

e -Relación de compresión.

Y r - 0.03-0.06 Sin sobre alimentación para motores de 4 tiempos. i

r

-J

.

-

C fa'ÍY5ÿ

-3=

~ 0.02-0.04 Sobrealimentados para motores de 4 tiempos

I

Y r - 0.04-0.4 Para motores de 2 tiempos.

.

El ángulo total de traslape es importante tener en cuenta, porque con valores de 30 ¡ 40° excluye un barrido efectivo y el volumen que ocupa los gases residuales se j

considera V =

--£

Vk1— -1

y por lo que:

M, =

P,vc

RJr

, donde R

es la

constante universal de los gases. Como ya se sabe, los motores a gasolina tienen relaciones de compresión £ de 6 a 8, y que en la actualidad los motores de modernos ¡legan a 15 con combustibles de mayor octanaje, en cambio, los petroleros se caracterizan siempre por tener relaciones

de compresión más altas de 14 a 17 £ =

Vh y.

.V /V

.r

.

•;

S' -•

rj.

por tanto, los motores a gasolina

tienen mayores valores de y t que los diesel.

,/Mv*'

1

Los motores sobrealimentados ( a gasolina y diesel) permiten un mayor ingreso de M1 y tienen valores de y r menores.

¿

U

1jW'1"'

•

17¿

Sin embargo, es necesario tener en cuenta que en los tubos de escape oeneralmenie se instalan silenciadores y catalizadores que, contienen reactivos especiales, y al paso de los productos de la combustión reaccionan químicamente con í

ni

Ó

'

// Á-

estos y permiten que los gases disminuyan su grado de toxicidad.' i

4 •

—

i-i

s .

i-_ Z

A.

•

1

0,02 o 7

V

-Presión al final de la admisión en Mpa

Valores aproximados de los coeficientes de gases residuales:

Y

&

J : Oh

1,25)Po

Pa

25

r.-. ~

'•

:0.:'

m

3T‘ i •• : i

• •

?

26

Muro Macado Silva

AP

IV. TEMPERATURAS EN LA ADMISIÓhj

que el proceso de mezclado se realiza a presión constante y considerando que:

c =c

La temperatura después de la compresión en el Turbo Compresor se define con:

-1

7*

en grados K

(33)

C Po

Grado de elevación de la presión en el compresor.

T0

- -

ltk 1,4 2,0 diesel vehiculares

nk - 1,5 -2,0 tractores k

r P.=P,-AP.

inter enfriador, de

j

: Presiones de la carga fresca a la salida del enfriador

=

TK + A r + y Jr

= C

P(M i + M )T0 r

(35)

1 + Yr

En realidad

que por su complejidad en él calculo

A T no es otra cosa que:

AT = A ric

- A Tvv

(36)

En otras palabras es el incremento de temperatura de la carga fresca debido al

intercambio de calor menos la disminución de la temperatura de la carga fresca debido a la vaporización del combustible A Tyap Por cierto que en los diesel A 7",ÿ =0

P,=Pk- UP,ref P

)+
A T , Representa la temperatura de calentamiento de la carga. En el proceso de admisión la carga fresca deberá atravesar desde el filtro de aire hasta chocar con las paredes calientes del cilindro o cámara de combustión, elevándose la temperatura en la magnitud de A T)C .

Ts=TK-ATrt/ T, : Temperatura de la carga fresca a la salida del enfriador. '•

A T

Observe que en esta formula aparece Á T es necesario ahondar un poco en el tema.

- eficiencia adiabática del compresor 0,7 - 0,8 - índice adiabático del compresor 1,4

Para una sobrealimentación con 7f k mayor que 2 se utiliza un forma que t disminuya por lo tanto: v

PM , (r* +

considerando rp = 1 él cálculo de T „ es la siguiente:

7tk - 1,7 - 2,2 diesel lento y de gran potencia

rjK

C"p = q>c P

y él

C’p: calor especifico de la mezcla C p: calor especifico dé la carga fresca C"p: calor especifico de los gases residuales La ecuación es la siguiente:

K-\

K

: Pérdidas hidráulicas en e! Inter enfriador (0,01 - 0,05) Kg/cm2

Observe en el punto “a’ de las Figuras 2 y 3; por cierto representa la temperatura al final de la admisión T „ y se calcula sobre la base del balance térmico, compuesto para la carga fresca y para los gases residuales antes y después de la mezcla. Se supone

1

TK=TD 1 +

•

A Tnj : Enfriamiento de la carga en el inter enfriador que puede llegar hasta 70°K

En la Fig. 1 se observa To, Tk, Ts y Ta que corresponden a un motor con turbo compresor e Inter-enfriador, pero no siempre los motores presentan esta estructura, podrían tener turbo compresor y no necesitar el Inter-enfriador, lo que implica que Ts no es necesario calcular. La otra opción es que no tengan Turbo Compresor ni Interenfriador por tanto Tk y Ts no son necesarios de calcular” Analizaremos las temperaturas de la admisión de un motor con estructura de la Fig.

. Pt nK :

27

'Diseña de Motores de Combustión Interna’

'ÿ

f-yw- " En

íos

motores gasolineras es muy difícil determinar A J

Puesto que el

combustible ingresa a la cámara de combustión en varias formas: Liquido, que baña las paredes interiores del múltipla de admisión; gotitas de combustible de diferentes

III r.,.

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" ' f.

M 28

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1

'Diseño de Motores de Combustión Interna’

Arturo Macedo Sitve

tamaños y; el más importante ingresa combustible vaporizado inclusive inmediatamente después de la mariposa del carburador y que a medida que se acerca a la cámara de combustión el combustible (liquido o en gotitas) se evapora más y más debido a que en su recorrido hacia la cámara, encuentra a un múltiple cad3 vez más caliente y más aún, al chocar la carga fresca con las paredes del cilindro; entonces se hace difícil determinar el porcentaje de combustible liquido vaporizado. También es difícil determinar las temperaturas de las paredes y un coeficiente de transmisión de calor. Un diseño correcto del múltiple de admisión permite una magnitud de A T que varia de 10 - 20° K para motores de carburador; de 20 40° K ; para los diesel sin sobrealimentación y de 0 15° K para motores diesel sobrealimentados, ahora bien, la temperatura al final de la admisión que utilicen turbo compresor e ínter enfriador

To¬

Ts +AT + /X \ + yr

T) v ,_Es la razón entre la cantidad de carga fresca que se encuentra en el cilindro 3¡ inicio de la compresión real y aquella cantidad de carga fresca que podria llenar el cilindro (volufnen de trabajo del cilindro) en las condiciones de admisión. Otro nombre atribuido a este coeficiente es el de Rendimiento Volumétrico. •¡

:ífy = ?t.

-

-

Vv = 9 1

:r

’

Vgjf

tjs&s&r P±

(38)

K Ts * ts-\)p, r,(i j-r)

(39)

+

•r

rj», = 0.8-0.9 para motores lentos de aspiración natural, jj

.

(P\

- Ú.75-0.85 para motores rápidos.

<'P\

- 0.90-0.98 para motores sobre alimentados.

Considerar en el cálculo si Tk=To Pk=Po

COEFICIENTE DE LLENADO O DE RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO Al margen de ser un sistema PF!, la corriente de carga fresca ingresa a la cámara gracias al turbo compresor y al descenso del pistón del PMS al PMI y la carga fresca adquiere una energía cinética y. un “moméntum'con su densidad de carga respectiva; para aprovechar esta energía de la carga fresca y llenar la capacidad total del cilindro, que es el objeto principal en el proceso de admisión, la válvula de admisión se mantiene abierta todavia en el PMI e inclusive grados después del mismo, es decir, en la carrera de compresión todavía se mantiene abierta la válvula de admisión y de esta manera permitir que se siga llenando el cilindro de carga fresca, claro está que en los motores de alta velocidad este sistema es el más adecuado por el tiempo reducido en desplazarse el pistón del PMS al PMI. En conclusión aquellos motores diseñados para altas velocidades la válvula de admisión se cierra muchos grados más halla del PMI: (Observe la Fig. 5)

Los valores aproximados permisibles del coeficiente de llenado son:

T] r

OjL. 0,9 lentos sin turboy**ÿ —

_

T¡ r 0,7i..0,85 rápidos sin turbo, T¡ y 0,90..;0,98 sobre alimentados.

Es lógico que si obtenemos por ejemplo valores muy por debajo de los recomendados, deberá necesariamente, recalcular todos los parámetros que afectan a

7r

y posiblemente modificar el modelo del motor.

Los factores que influyen sobre el coeficiente de llenado es un tema muy amplio y se requiere que el estudiante revise ias lecciones en clase.

Es precisamente el coeficiente de llenado T) v el que nos permite calificar la calidad de la admisión y sobre todo saber si la capacidad del cilindro fue saturada con carga fresca en su totalidad.

n•t {Vi

(con enfriador)

- coeficiente de recarga.
Tk = To si el motor no lleva Inter.-enfriador ni compresor

?

•>.**••

'ÿ

(p\ en grados K (37)

Ts - temperatura después del ínter enfriador Ts = Tk si el motor no lleva Inter enfriador Ts =To si el motor no lleva compresor.

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29

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‘Diseño de Molotes de Combustión interna'

Muro Maceéo Silva

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10”

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posición del ángulo de giro del cigüeñal etc. Estos censores emiten impulsos eléctricos

LENTOS

RAPIDOS CON

31

codificados al computador quien analiza la información y de acuerdo a los parámetros de funcionamiento pre establecidas en el computador este da una orden de corrección a

PIVIS

los principales órganos de mando del motor para un correcto funcionamiento. La inyección de combustible se realiza por medio de un INYECTOR quien pulveriza

•:

y dosifica la cantidad necesaria y el momento necesario para un régimen de funcionamiento establecido en este instante, este inyector se coloca en el múltiple de admisión casi muy cerca de la válvula de admisión. Este tipo de motor también puede contar con la opción de tener dos bujías en la cámara de combustión, la primera actúa ADMISION en la compresión, momentos antes de llegar al punto muerto superior, es quien realiza la combustión visible. En cambio la segunda bujía actúa después del punto muerto superior y ayuda principalmente a terminar la combustión de los gases residuales que RAPIDOS COI§°ÿtengan todavía combustible sin quemar. TURBO En cambio, el motor de carburador se caracteriza porque a más RPM ingresa más 30° y viceversa y siempre el múltiple de admisión tendrá una mezcla de aire combustible PMI 20° combustible sea rica o pobre; Por ejemplo, si el motor tiene 4 cilindros, no todos a la vez están en el proceso de admisión por consiguiente habrá tres que están en otros CIERRE DE LENTOS procesos y que no necesitan de la mezcla aire - combustible y por cierto, existe una ADMISION tendencia marcada al consumo excesivo de combustible. En el sistema PFI solo ingresa a la cámara de combustión combustible dosificado Fig. 5 Proceso de admisión en fundón de! ángulo de giro. en el proceso de admisión, y en el resto de los procesos el inyector no funciona. Sin embargo, ios conceptos y formulas emitidas lineas arriba son válidos tanto para En la actualidad los motores a gasolina están siendo fabricados, con un auge relativo, sin carburadores, poseen un “sistema electrónico de inyección múltiple" (PFI) y [ los motores con carburador como para el sistema PFI, porque el proceso de combustión t es el mismo, necesitamos combustible, aire (O2) y chispa. el "encendido electrónico" o el "sistema de avance electrónico de chispa" (EST).

APERTURA DE ADMISION

Los motores petroleros no tienen bujías. En el proceso de admisión solo ingresa aire para luego ser comprimido, por lo tanto se eleva la presión y temperatura en el cilindro y se crean condiciones para la inyección de petróleo pulverizado a altas presiones, grados antes del PMS y se inicia el autoencendido en la primera etapa de ¡a combustión. .

El objetivo principal del PFI y EST es el de lograr bajos indices de toxicidad y altas eficiencias. La ayuda de la electrónica aplicada a los motores ha sido un soporte fundamental para lograr dichos objetivos. Se ha logrado que un3 dosis de combustible sea perfectamente controlada y dosificada en función de los diferentes regímenes de funcionamiento de! motor con la ayuda de un ordenador instalado en la unidad; es decir, se maneja de manera escrupulosa ¡os conceptos de mezclas ricas y pobres y estequifnetrica.

:

El logro de bajos Indices de toxicidad y altas eficieñcias (ahorro de combustible por ejemplo) lo maneja un computador, y lo hace en función de tres sistemas creados: 1. Sistema de inducción de aire. 2. Sistema de control de combustible. 3. Sistema de avance electrónico de chispa. i El módulo electrónico del control del motor ECM o dicho en otras palabras el i computador controla la operación del sistema a través de una red de censores y dispositivos de control que se encuentran e_n. los. diferentes sistemas del motor. ; Admisión, múltiple de escape, flujos de aire', medición de A/F,’ temperaturas, analizador • : de gases, sistema de control de combustible, módulos de arranque eq frió, temperatura , ¡ del refrigerante, censor de oxigeno, censor de velocidad del yeflfculo, censor de

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'Diseño de Motores de Combustión Interna’

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posición del ángulo de giro del cigüeñal etc. Estos censores emiten impulsos eléctricos í codificados al computador quien analiza la información y de acuerdo a los parámetros ; de funcionamiento pre establecidas en el computador este da una orden de corrección a los principales órganos de mando del motor para un correcto funcionamiento.

La inyección de combustible se realiza por medio de un INYECTOR quien pulveriza y dosifica la cantidad necesaria y el momento necesario para un régimen de ; funcionamiento establecido en este instante, este inyector se coloca en el múltiple de APERTURA DE ADMISION admisión casi muy cerca de la válvula de admisión. Este tipo de motor también puede con la opción de tener dos bujías en la cámara de combustión, la primera actúa contar ADMISION en la compresión, momentos antes de llegar al punto muerto superior, es quien realiza la combustión visible. En cambio la segunda bujía actúa después del punto muerto superior y ayuda principalmente a terminar la combustión de ios gases residuales que RAPIDOS Cofi0ÿtengan todavía combustible sin quemar. TURBO En cambio, el motor de carburador se caracteriza porque a más RPM ingresa más r30° y viceversa y siempre el múltiple de admisión tendrá una mezcla de aire combustible PMI 20° combustible sea rica o pobre; Por ejemplo, si el motor tiene A cilindros, no todos a la vez están en el proceso de admisión por consiguiente habrá tres que están en otros CIERRE DE LENTOS procesos y que no necesitan de la mezcla aire - combustible y por cierto, existe una ADMISION tendencia marcada al consumo excesivo de combustible. En el sistema PF! solo ingresa a la cámara de combustión combustible dosificado Fig. 5 Proceso de admisión en función del ángulo de giro. en el proceso de admisión, y en el resto de los procesos el inyector no funciona. Sin embargo, los conceptos y formulas emitidas lineas arriba son válidos tanto para En la actualidad los motores a gasolina están siendo fabricados, con un auge los motores con carburador como para el sistema PFI, porque el proceso de combustión relativo, sin carburadores, poseen un “sistema electrónico de inyección múltiple’ (PFI) y | es el mismo, necesitamos combustible, aire (02) y chispa. el “encendido electrónico" o el “sistema de avance electrónico de chispa" (EST). 30°

.

Los motores petroleros no tienen bujías. En el proceso de admisión solo ingresa aire para luego ser comprimido, por lo tanto se eleva la presión y temperatura en el cilindro y se crean condiciones para la inyección de petróleo pulverizado a altas presiones, grados antes del PMS y se inicia el autoencendido en la primera etapa de la combustión. .

El objetivo principal del PFI y EST es el de lograr bajos Indices de toxicidad y altas eficiencias. La ayuda de la electrónica aplicada a los motores ha sido un soporte fundamental para lograr dichos objetivos. Se ha logrado que una dosis de combustible sea perfectamente controlada y dosificada en función de los diferentes regímenes de funcionamiento del motor con la ayuda de un ordenador instalado en la unidad; es decir, se maneja de manera escr.qpute.sa los conceptos de mezclas ricas y pobres y estequipnetrica.

El logro de bajos Indices de toxicidad y altas eficiencias (ahorro de combustible por ejemplo) lo maneja un computador, y lo hace en función de tres sistemas creados: ; 1. Sistema de inducción de aire. 2. Sistema de control de combustible. 3. Sistema de avance electrónico de chispa. El módulo electrónico del control del motor ECM o dicho en otras palabras el computador controla la operación del sistema a través de una red de censores y . dispositivos de control que se encuentran en. los. diferentes sistemas del motor.-.,; Admisión, múltiple de escape, flujos de aire, medición de' A/F,' temperaturas, analizador de gases, sistema de control de combustible, módulos de arranque en frió, temperatura del refrigerante, censor de oxigeno, censor de velocidad del yefpcuio, censor de

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Vh

,Vt

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Fig. 6 Diagrama indicado de compresión y combustión visible de un motor a gasolina !ÿ

- ilr.-;:

t

f:

Después de cerrarse ia válvula de admisión, el pistón se desplaza hacia el PMS la presión y temperatura aumentan, hasta que punto?, depende básicamente de la relación de compresión y del exponente poli trópico medio de compresión «,

.

Zi

Para determinar la temperatura y presión al final de la compresión se supone que este proceso es poli trópico y se halla con la ecuación pV‘ = const , sin embargo

_r

7ÿ\

P

I

/\

estamos ante un proceso adiabático si rt,=K de la ecuación de transformación

adiabática

pvk - const

donde K =

C

—c,-.como.explicaremos posteriormente.

i

t

%

3

Te=Tastt'-1 i i

:

i

y

Pc

=

Pae »i

a

El flujo de carga o aire que ya se encuentra en el cilindro deberá responder a las exigencias de torbellino requeridas para cada tipo de motor y para esto, el diseño del . múltiple de escape, la forma de la cavaza del pisten deberán responder estas exigencias. i

Vh

.Ve

í

\

I;

¡ :

r¡

Rg. 7 Diagrama Indicado de compresión y combustión visible de un motor Diesel.

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,-ir 'Diseño de Motores de Combustión Intente'

Arturo //-¡cedo Silva

los El proceso de compresión como se observa en las Figs 6 y 7 corresponde a a la porresponden y a los tramos c -jz (que también es la compresión) tramos 5 a combustión de presiones cámara las la en permite elevar que visible combustión por sea ya 3 elevados valores de Pz* Gracias a la combustión originada en el punto encendido de la chispa (Fig, 5) o por la inyección de combatible {Fig. 6) Es precisamente el poder calorífico del combustible Hu el que nos permite subir el diagrama hacia el punto z. Las lineas punteadas corresponden al diagrama indicado real. El proceso de elevar la presión de "a" hasta “c" dependerá básicamente de las características o parámetros termodinámicos ambientales que existen al inicio de la" compresión y no solo son los parámetros si no también la relación de compresión y sobre todo las características de desprendimiento y aprovechamiento de calor,que es materia de otro capitulo. Como es lógico suponer, el hecho de obtener parámetros termodinámicos elevados al final de la compresión implica un mejor aprovechamiento de calor y la consecuente obtención de valores elevados de Pz

1

La mezcla o el aire que ingresó en la admisión al ciiindro en comprimida su temperatura desde el punto “a” empieza a elevarse paulatinamente; por un lado existe hacia la mezcla T . El una transferencia de calor de las paredes del cilindro

Tf

•

coeficiente /?, en este tramo adquiere un valor mayor que K, la curva de la compresión sigue una determinada trayectoria con una pendiente en ascenso determinada por n, pero, la desigualdad n, > K no dura mucho, pues, llega un momento, cuando el cilindro sigue comprimiendo, en que la temperatura de las paredes del cilindro se igualan a las temperatura de la mezcla (aire) es entonces cuando las temperaturas se igualan

Tf=T

debido a la transferencia de calor desde las paredes del cilindro; el calor especifico de la mezcla es mayor que en los motores Diesel, además, los gasolineras tienen más gases residuales que los Diesel. Por lo tanto el valor promedio del exponente adiabático para esa mezcla en el mismo intervalo de temperaturas resulta menor en los motores Diesel. Otra consideración importante es la comparación de las presiones y temperaturas al final de la compresión. Los motores gasolineras trabajan con relaciones de compresión bajas comparado con los Diesel y como consecuencia lógica estos últimos tendrán mayores presiones y temperaturas estas características influyen de manera sustantiva en la segunda etapa de la compresión cuando ;?,*< K. El cálculo de los parámetros del proceso de compresión se realiza mediante un balance de energía en el tramo a c.

-

0oc=Uc-Ua+Lac (44r O : intercambio de calor

_

li

1 (ÿyB-pcvc) ”1 "I

(41)

Para M1 + Mr, moles de mezcla, que participan en la compresión. La ecuación (40) en términos de temperatura viene a ser;

(UeM,, + U"c Mr)~ (iJaM, + U"0 Mr) M, +Mr R(T'-T0) = QBe{42) /7.-I U : Energía interna del aire que ingresa M1 U" ; Energía interna de los gases residuales Mr ; compuesto por aire excedente ( rB ), más los gases producto de la combustión ( r ):

.

U"=Ura+U"r0 Si consideramos a

Qac

(43)

igual a cero, el indice n

que encontremos será el

adiabático. Dividiendo la ecuación (42) entre M

coeficientes

>

•Vf

-

L ae : trabajo de compresión.

U : Energía interna de la mezcla, que se evalúa considerando separadamente la energía interna de los gases residuales, más la energía de! aire. a, c subíndices que indican el punto de evaluación.

i

— ib*!:

con las paredes.

oc

y la compresión se realiza con el exponente variable «,<)< . El pistón sigue comprimiendo, el área de intercambio de calor de las paredes de) cilindro disminuye, la temperatura de la mezcla sigue en ascenso y por tanto n, adquiere otro valor y la curva de presión adquiere otra trayectoria con un exponente n, *.

En conclusión estamos buscando un n, en el cual no exista intercambio de calor , con las paredes del cilindro. siguiente¿como calculamos este exponente Nos encontramos ante la disyuntiva poli trópico medio de la transformación adiabática /i, =K ?.Para resolver esta incógnita recurrimos a las ecuaciones desde el 40 al 46 y con un ejemplo posterior. Surge una pregunta lógica: si el los mecanismos biela manivela y pistón el proceso no es el de compresión tienen las mismas características porque el exponente »• Diesel?; los y los gasolineras mismo para En el motor encendido por chispa, la mezcla es de aire-combustible, en esta etapa, desde ‘a' (final de la admisión) hasta que Tp~T la gasolina se sigue evaporando

35

fe.

ra

y

r0 tenemos:

, (l + y

r

)

y reemplazando con los

36

(Ut.-U„) ¡ Y,r0(U

i-

Uu)

|

i + r,

1 + r,

U''a) ?rro(U i + r,

R -{T0-T,)=0 (¿4) -1

A£/fl =

En la que si factorizamos él término (Uc - Ua) y denominamos a:

_ 0 + YSn)

9\ =

(1 + rJ

OJO q1+ q2 =1

i

/

_ 09i 0 + y,)

r0 Yr RJ = (i r,) +

11

(45) para los motores con a > 1 Diesel

De igual manera interpolamos el valor

Entonces tenemos los valores de U

.I 92

0 + r,)

para los motores con a < 1 gasolineras.

rf

*;

Los términos q] y q , han sido definidas enteramente. Y

(46)

qx + q

,

¿A

=•

=1

77

Ue

Ta , ya la conocemos) de la siguiente manera:

5

L

7‘c nos falta

n, ; aquí, asumimos un valor para 77t en lo

- 1,32 - 1,38, para motores sobrealimentados.

Uc

y

77 i

= 1,352 es

Tc = Tasn - 213.

=

U"c interpolamos valores de las tablas 2 y 4 y obtenemos:

= 14402 KJ7mol

'

U "c = 16104 KJ/mol

Remplazando en la ecuación (46) 0.984 (14402

q2 = 0,016.

8.3)4

- 1632 )+ 0.016 (i 6 1 05 - 1 824 ) - i .362

-!

(647.241 - 81) =-210 = B

Con 77 j =1,362 la ecuación (46) no esta balanceada a “0” tenemos valores negativos (210)

,

Entonces, subimos el valor de n = 1,38 de manera que la ecuación (45) resulte positiva.

Te =

Uc

692 OC; = 15490 KJ/Kmol; valores en (45) el valor de B = +516.

,

4 i

'

j

Para hallar,

En primer lugar transformamos la temperatura a centígrados esto es Ta = 354 - . \ 273 = 81*C, en la tabla 2 no existe U a para esta temperatura, pero si existe para 0° y para el inmediato superior 100° no queda otra cosa que interpolar estas energías y buscar un U a para 01“(la interpolación la puede realizar como mejor le parezca)

UaC =2015 UJl = 0

(47)

El vaior de la temperatura T c para 647.241 OC Volvemos a la ecuación 46

compresión. T rabnjamos con la ecuación (46)

,

" o y U „ nos falta el valor de T c

Tomaremos un vaior, por ejemplo 77 ¡ = 1,362.

Hablamos dicho que las características termodinámicas en “a” dependen

Tg - 354 K. <7 = 0,984;

=1 824 Kj/Kmol

-

fundamentalmente de los parámetros termodinámicos del ambiente al comenzar la

(

í/"0 de la tabla 4 U " a

n j 1,30 - 1,37, para motores a gasolina.

la encontrarnos en la tabla 2 en grados centígrados (Ver anexo) y el valor de U" a que representa la energía de los ojoductosude la .combustión la encontramos en grados centígrados y en función de la temperatura en la tabla 4.

U a y U" a

= U„

posible los menores valores: n ¡ *1,32 -1,50, para motores diesel rápidos de aspiración natural.

U a representa la energía de la qar.gaJ.Egs.sa en función de la temperatura y

Definimos los valo tés / ejemplo:

-i•

=

Como Verá para hallar

gt{Uc-Ujÿ2(U'\-U'\)-~-i(Tc-Tj=0

Supongamos que:

2015-0 81=1632 100

6/ „ / 0 + 1632 = 1632 Kj l Kmol Hallamos que 1632 es la energía para 81°

i

OJO q1+ q2 = 1 La ecuación finalmente queda como:

Donde

37

'Diseño de Motores de Combustióninteme"

.Arturo Mece-do SrMa

\lIr

U"c= 17361, reemplazando / r*"

'

estos

$$

‘Diseño de Motores de Combustión Interna’

Muro Mocado Sih/a

39 .

ja¬

por

otro
,

i

VI. PROCESO DE COMBUSTIÓN

.

byscar el asumidos de n i balancea la ecuación 46 a cero. Ahora podemos n : definitivo con estos cuatro valores interpolando para un B=0

Al observar los gráficos 6 y 7, podremos entender que el objetivo es subir del punto c hasta las “zetas" para asi obtener presiones Pz y Tz los que permiten realizar trabajo y que gracias al mecanismo Biela-manivela logramos energía mecánica. Quien nos permite "subir" es el calor cedido por el combustible y que no es otra cosa que el poder calorífico de combustible; como quiera que el poder calorífico no es transformado en su integridad en calor entregado por el combustible; surge un coeficiente que evalúa esta transformación y es el coeficiente de aprovechamiento de

A manera de ilustración ver el siguiente gráfico. S1«

calor

S

Se

Qcc H„

=

(50)

Para él calculo de los parámetros del proceso de combustión se hace un balance de energía, donde el calor entregado por el combustible se iguala a la energía recibida por la mezcla gaseosa, más el trabajo gastado en la expansión 2"- 2; resultando la

i lia

í

siguiente ecuación;

Qcc

= Uz~Uc+ L:-. = £;H u

Pero;

S2 - coeficiente de utilización de caloc__

-2«»

-3B» 1.362

1,365

1,347

1 ,375

1,37

i,3B

.

n1

x

Se obtiene B = 0 para n ( = 1,367.

Presión definitiva al final de la compresión;

=

P"Z ni

= 1.367

Mpa

i i

T-c

= Ta¿r'-3-7

•

K

Q desp .

\Pdv + MJ + Ow + Odis

vi

V.

(49)

Qdesp

-

0ÿ

-

__

pWA-4V

(53)

calor desprendido por el combustible desde el inicio de la combustión

; hasta un instante dado cualquiera.

¡

i

(r,r,-*r,r.)

V2

(48)

temperatura al final de la compresión

-

Para seguir adelante necesitamos analizar con mayor profundidad al significado de desprendimiento, aprovechamiento y calor perdido. Las características del desprendimiento y aprovechamiento de calor es en los últimos años una herramienta indispensable para el análisis de! desarrollo del procese de combustión y nos permite analizar el funcionamiento en del motor. De la primera ley de la termodinámica se puede establecer el balance de energía durante el proceso de combustión.

Fig. 8 Calculo definitivo de U f

Pe

ft l

Lz'i-z - trabajo de expansión (previa) a presión constante

-211

I

(51)

¿i

,

'-v

,v;

. 40

|ÁA'

‘

1.0

trabajo de compresión (o de expansión)

*

x.

“f

0.75

rl

- cambio de energía interna de los gases. Qsv- calor transferido al medio refrigerante. Aí.;

J

fíu .gj

+

AU

\ í

w

b

: 5

¡

Q

b

A

0.25

r,

PdV

7ÿ7

Ix.

0.75

—

-

b

:

í.

3% y se asume '" = 0) Qdis calor gastado en la disociación de moléculas ( Si dividimos cada miembro de la ecuación entre todo el calor disponible en el ciclo. el que es igual al producto del suministro de combustible durante un ciclo (gsc) por poder calorífico bajo (Hu)

/

41

'Diseño de Motores de Combustión Interna '

.Arturo W**do S/Va

(54)

T

T

3

P

•S se

b b

Esta ecuación se transforma en:

X

=£ + V

V : es

?

PMS

la fracción de calor que ha sido transferido al medio refrigerante (calor

Fig.9 Características.

perdido)

Necesitamos sopesar, como

X{
CaicUlér el coeficiente de aprovechamiento de calor se realiza evaluando cada uno de los términos que la componen y se tratará en otro capitulo.

X , £ , V sé comportan en el proceso de

combustión, para ello utilizamos el ángulo de giro del cigüeñal

0.75

Lo importante ahora, es saber que conclusiones tenemos:

= S(cp)+V{
Las características se obtienen a partir del punto 3 hasta ty?

De esta manera obtenemos las características de desprendimiento de calor, de aprovechamiento de calor y perdida. Tenemos objetivamente el desarrollo de la combustión y de las condiciones de transferencia de calor hacia el medio refrigerante; nos permitirá valorar y perfeccionar el proceso desde él punto de vista termodinámico. Estos coeficientes influyen sobre manera a la rapidez del proceso de combustión ( A P ), al consumo especifico de combustible ge y a las unidades toxicidad de NOx, A tp CO, CxHy. (G)

Teóricamente, al final de la combustión, el coeficiente de desprendimiento de calor debe valer iá unidad X = 1. pero esto no se cumple en la realidad porque la combustión, en menor cjrado, continua en la expansión incluso después de la apertura de la válvula de escape. (X = 0,98 - 0,99) En '

fet ¡Junto

z el calor aprovechado alcanza su máximo valor y ~~ = O en

d(p

r

mzm

4 Es importante tener en cuenta las velocidades — = —t—

dX

•

i

dtp

dtp

dX

'i

dúuJW

max

; ; •• I

*-

'#*<**%

;ÿ

V

?! i:**.' So-

,

m »

ML

42

'Diseño de Motores tie Combustión Inlema"

Arturo Mecedo Sitva

•i

constanle (isócora

y

de la Regresemos a la formula 51 para proseguir el análisis de los parámetros

i í

combustión.

Es importante considerar que la combustión abarca gran parte de! proceso •' expansión. Pz y presiones la que el combustión a de análisis es obtener Nuestro objetivo en K 1-32£L¿-2200 entre combustión. ha Se la empezará registrado máximas Tz temperatura para diesel y alrededor de 2500 2700 K para ios motores a gasolina. Pero ej hecho de superar las 2000 K implica disociación de moléculas productos de la combustión como las triatómicas C02 y HzO que se descomponen en otras más simples O, (-j, OH y NO con un consecuente gasto de energía y la respectiva disminución de la temperatura de los productos de la combustión. En la medida en que avanza la expansión los gases sé enfrian y se produce la asociación de ias moléculas con desprendimiento de calor. La ecuación 51 se puede expresar luego de algunas transformaciones (PV =

i-

I

B314T).

,

+ M,UC + M,U"C+Í3\A{M + Ai,)kT, = (W, +M.)tr.+8314(A/, + M¡r)Tz (56) Considerando:

Mr- y yr = —

M2+yrM] _fj0 + yr Mr = + 7r) 1+ /r

M2+Mr Mr = M]+Mr

-

)

¿Hu ¡

f i

r

;

<

L¡

’[ : '

1

| I

En términos de

y

! tí

Ai,

.

A

V 1%m°l 1 (57)

H

= constante):

*

— ( AH * 13

¿

}ju

'

1

''

Analizaremos

y

¡j

después de ia cua! (V

.

'jgU¡m ) . + y! £ rrc -z- + —-+ r I + r-

= PrV ”,

(60)

r

(A HU )quint

: El poder calorífico

esta relacionado con la cantidad

total de la mezcla aire - combustible y de acuerdo con las formulas 4 y 5, (ver al comienzo) obtenemos el poder calorífico de la mezcla

Hu

H

1+

al0

Hmc:

(61)

=

--

Hu

1

(62)

+ ccL0

< 1 la cantidad de calor desprendida disminuye por ser incompleta: {Hu)a < 1 = Hu )co(AHu )„ (63) Donde (AHU)CO y (AHU)Hÿ son- fracciones de calor no desprendido debido a

Cuando CC

se desprendió

:

quedarla:

es el grado de elevación de la presión durante la

(59)

la presencia del monóxido de carbono e hidrogeno respectivamente en los productos de la combustión. Estamos en la capacidad de calcular la fracción sumaria de calor que no

(A HU )?ujn)

(iÿU = (A

+ (A

Hu)c0

Hu) (64)

y, si se conoce CC tenemos:

*;Hu + q,uc +q2U'\.+R¿Tc = Mr(U z"o +L/"2r0 + RT 2) (58) Yr) + M\ 0 donde

"c = P,v ",

Me

M.

i+7,

0

V c + Y rV 1 + r,

,

+ Yr

v en la ecuación 59 es necesario considerar 1

*¿

La ecuación 56 se puede presentar en forma más cómoda para mofores diesel con suministro mixto de calor tenemos:

A/,(i + rJ

;í¡

cz’) ver Fig. 6 y 7 es decir Lz'z = 0. La ecuación (58) adquiere la

Pero, los motores a gasolina trabajan también con CC< 1 (combustión incompleta)

)

Mu ~ T7~

+ *¿LÍl¿Lj- + 8,3 14 ÁTC = Mr {V'' \ +8>3

.

forma:

de

-

43

{kHu)qu¡m

combustión(ÿ=ÿPÿPc7

=

á(\ - a )Lo

(J / kmol)

(65)

A- (110...120)106

= (0,8 .• j Nos queda asumir el valor de ¿f, : Para y generalmente asume el valor de . ; diesel). los 0,8 para . ... . :0,9 a gasolina y 0,65 En cambio los motores a gasolina no tienen suministro mixto de calor (¡socora e r| isóbara) por consiguiente los cálculos se realizan con suministro de calor a volumen

- ..

En caso de CC <1 el poder calorífico de la mezcla' es: •

-

HU-{AHU) 1 + alo

qvtrn

o bien

H mcz =

Hu

- (AHu) 1

-+ aho Me

f

iepx0,85 ~ .-J

-i-.

i

Vfi'K -¿y-

n*

i.

44

V

en la siguiente sección.

út

+ (/¿CV)A'3 rn¡ bonde:

i

fco

Volvamos a escribir la formula 60

$z(Hv - (A Hu 0 + rr)M

\uinl ) + Uc i

+ y,U"c = M,U'‘l=A 1 +7r

i i !

1

y

Uc

•:

significa la energía interna de 1 Mol de productos de la

v

*

C

Tc

(K) lo transformamos en t

(jiC ,, ) en [kJ/Kmol “Cj entonces, no es fácil obtener Uc kJ/Kmol Para calcular el valor de U " t los cálculos se complican:

°C y podemos interpolar el valor exacto de

tí II

U

"c = (M C y ) 'c tc

(p C

y

'i

De éstr

A

~U"Z = ~ JJr

C"v)tz y llamemos a B.J- por lo tanf. Mr = B = [¿i C'\. )/ z por lo que conocemos U ". = B Nos falta conoce

(67)

.

y‘c - es el calor especifico de los productos de.combustión al final del

U

i ;;

Supongamos que B = 68600 Kj/Kmol originario, el nuevo valor tentativo de B672'Í3 Kj/Kmol para temperatura de 2300 °C; es menor que el originario B = 686! Kj/Kítiol. Éhíonces, subimos la temperatura de 2300 °C (que es insuficiente por llegar a B 68600) a 2400 °C y de la tabla 4 tenemos un nuevo valor B" = 70543 mayor que B 68600 Sin con 2400 BC supera el valor buscado de 68500 podemos afirmar que verdadero valor de tz está entre 2300 °C - 2400 "C. '

Admitiendo que para la variación de la temperatura desde 2300 energía interna varía linealmente, tendremos que tz = 2372°C..Ver gráfica.

proceso de compresión.

!¡

w

A = /J,U"Z

Por ejemplo, si consideramos 2300 0 C. Recurrimos a la tabla 4 para OL = 0,8 podremos obtener un nuevo valor tentativo de B' (según la tabla 67213 Kj/Kmol)

(66)

En la tabla 1 para un valor, por cierto conocido, de

i

£ z) que la llamaremos A por lo tanto

T, c}de es nuestro objetivo. Asumimos un valor mínimo de T . . dentro del rango (230 -2900 k) en grados centígrados.

Adoptamos que el calor especifico de la mezcla fresca es igual al calor especifico •1 del aire.

•I

de igual manera con los demás productos.

ecuación conocemos M r (coeficiente real de variación molecular)

A = p PU"Z

Uc

Uc

(69)

Pero U'\=

U"c

Y )c

M2

Entonces, obtendremos un valor de toda la primera parte de la ecuación (60'

combustión al final del proceso de compresión, punto ”c" Necesitamos el valor de que como ya se trató es la energía interna de 1 Mol de mezcla fresca .al final de la compresión:

=

MC0,

-

Ctic,.)

Por cierto que

(68)

í

e introducimos el concepto de "calor especifico” que se conoce por

termodinámica

ro, +

!

(asumiendo un valor

que corresponde a motores gasolineras con combustión incompleta CC <1 Podemos observar que en la primera parte de ¡a ecuación nos faltaría conocer

U"c

,~

AS

V para comprobar, la suma de rco1 + rH20 + rOi + 7A'2 deberá ser igual a UNO. Para el cálculo de (jiC )COj etc. ver ejemplo al final de este capitulo.

<2

i

'Diseña de Molares de Combustión Interne'

(pC,. ")= (pCr)co¡ rco + O* C ¡•')n ,o r H ,o + Cu C

,

; CARACTERÍSTICAS DEL CÁLCULO DE LOS PARÁMETROS DE LA r COMBUSTIÓN VISIBLE EN MOTORES GASOLINEROS

I

•;

Arturo Vacado Situs

el tema (El coeficiente K = 0,5’- 0,45, cuyo significado y valor, se trató en combustión completa &<-1) Con la ecuación 65 completamos la ecuación 60 y podemos seguir con los cálculos

.

'

•

f

i4

- 2400 °C

I

46

:

Arturo Mscedo Silva

:

47-

'Diseño de Motores c/e Combustión interna’ -

.

. ¡|.

respectivamente no nos queda otra cosa que interpolar y buscar el verdadero valor de B

fjCr

(7 054 3)

y multiplicar por la te = 10251,8411.

Nos queda calcular U

incógnitas que resolver los 6S 600

c

= (/rC,.) c/f, pero, observemos la fórmula 68, tenemos

//Cr de

los producios de la combustión y los r de los

S ‘

productos "de la combustión, es decir, por ejemplo

rco

_

~

M CO ; Ai

y ios demás

2

productos de la combustión.

0ÿ C y ") = (MCr)COi 7‘co , + (ÿv),, rn, (68)

> .

{67213}

'Y (2300)

2372

(2400)

ri

lj‘C

Fig.10 Cálculo definitivo de Tz

c7

Sin embargo, un ejemplo completo de este capitulo es el siguiente: Estamos en la fórmula 60, que está compuesta de {Hu - (A HU ) ] Uc + y rU'\. = ¡i rU "i - A 1 + 7, (l + y r )M i

dos

(Lo ya calculamos anteriormente) (A = (1 10...120)1 06 ) i

y conocemos de cálculos anteriores = 0.056002847

Mt

conocemos de cálculos anteriores = 0.469486216

. temperatura,- tomamos v.

JJC„ (para el aire) exactamente para esta ~'iiCv de 500cc‘ y de~400°C igual a 21,78 y 21,474

'

-

— ~ '•f”

Xjo,

Recurrimos a la tabla 1 y calculamos los juC v para temperaturas mayores que 472. y menores es decir para 400°C y para 500°C de los productos: C02 36,258 y 34,935 CO 21,784 y 21,474

Estos son los verdaderos valores de yiCr . Nos falta calcular

Para calcular Uc - (jdCv)tc necesitamos el valor de te ; este dato viene del proceso anterior (supongamos) = 472,5238519 °C luego recurrimos a la tabla ) Como quiera que no existe el valor de

y

21,449 y 21,185 Se puede fácilmente observar que estos valores corresponden a 500°C y 400°C necesitamos interpolar cada uno de estos valores para la temperatura de te = 472,5238519°C lo que resultaría de la siguiente manera; C02 35,89449056 CO 21,69882394 H2 20,91669003 H20 27,1666288 N2 21,37646297

(J /kmol) (65) = 114000000(1-0.9)0.5)1904762

= 5865714,286/1000 = 5835,724286 kj/kmol.

rH ¡o + (pc

N2

asumimos 0.84 ( por ejemplo).

= A (l - a )Lo

O

20,934 y 20,871 H20 27,315 y 26,775

Hu conocemos como dato 44000

(A HU

V

H2

partes:

X„„

En esta fórmula

CM C )tf ,

:

Por ejemplo

MCOj y el valor de

M2

>'co =

Meo M2

ya se calcularon al comienzo del trabajo de

igual manera para los otros productos de la combustión.

1

y

:

*:

•i

! í

-•.rT.

V

;.V-Ví'

V

i

'

c

48

"

: ‘ "V' Arturo Kiaceóo S:IYS

,r' ,-ÿÿ

-•

rco\ rcu

{ -

i

\

'ÿ';

\ft

-‘

-

"

. ."

'

;

isi: v;

* ., ,11 life;r

v

.

;«;ÿ

‘Diseño üe Motores de Combustión Interna"

49

CALCULO DE LA PRESIÓN MÁXIMA AL FINAL DE LA COMBUSTIÓN VISIBLE

= 0,111714315 = 0.028620519

En un motor gasolinera: *

V •*»

= 0.013726133

¡Jr ya conocemos este valor = 1,077107112

En los motores gasolineras la combustión se realiza a volumen constante (ver Fig. 6) y distinguimos dos presiones Pz la máxima teórica o calculada y Pz' que representa la presión rea!, es un porcentaje menor que la teórica y aparece redondeada. Porque? : Resulta que los cálculos de presiones y temperaturas lo realizamos suponiendo que la combustión se efectúa instantáneamente a volumen constante; nos da valores más elevados que los observados en la práctica. Teóricamente ésta combustión es instantánea, significa que del punto c a z la presión sube en línea recta. En la realidad, como ya analizamos la combustión no termina en z si no que se prolonga mas halla del PMS es decir, en la carrera de expansión, con disociación y asociación de moléculas. Por lo tanto, si Ve lo llamamos cámara de combustión, este resulta insuficiente para la combustión instantánea y es que en la realidad Ve aumenta su volumen de combustión, por este motivo se redondea el diagrama indicado en z. Para nosotros es vital tener el valor exacto de Pz' porque es ésta presión la que desplazará al pistón desde el PMS a PMi en la carrera de expansión, llamado también carrera de potencia. Este desplazamiento se realiza con ayuda de la biela y el cigüeñal; la fuerza llegará a los cojinetes de biela y bancada y nos permitirá realizar cálculos dinámicos, cinéticos y sobre todo de las resistencias mecánicas a los que está sometido el cigüeñal, definiremos el diámetro del cigüeñal, la calidad y espesor de la babita para los cojinetes de biela y bancada, ¡a estructura del monobloque (estructura de acero qve soporta todo el motor), la viscosidad del lubricante, las características del cilindro. Por otra parte, conocer la temperatura Tz nos servirá para calcular los parámetros de transferencia de calor en el radiador el balance térmico. Volvamos al motor gasolinera. En nuestra cálculo, el grado de elevación de la

energía la U 2 es una energía interna de los productos de la combustión, esta

presión duránte la combustión es X = u

y

rH.O = 0,129070716

y

= 0.71636S317 La suma total deberá de ser UNO

Entonces

(uC,.)c0¡ rco¡ = 4.00992844

!

Para CO = 0.6210316

H2 = 0.28710527 H20 =3.50641622 N2 = 15,324109

i

Por tanto la suma total es 23,7485906 de (//Cv)

U'c =(/jCv)\tc =23.7485906(472,5238519)=11221,77549,

estamos

en

74965,18371= A condiciones de calcular la primera parte de la ecuación 69 y es igual a

= jJrl¡z entonces

U2 =

A

••

= 69598,63401=53 -

Mr

correspondiente por ubicamos en la tabla 4 para el coeficiente de exceso de aire a 69598.63401 es calculado al valor mayor el que observar ejemplo 0.9 y podemos y 2300°C 2400°C a 70543,2 y el menor es 67212,7 los cuales corresponden Tz y por de valor verdadero el hallar para valores estos respectivamente; interpolamos “K. 2644,6389 a cierto se encuentra entre estos valores 2371,6389°C , la convertimos .Estamos en capacidad de calcular

T ~ Mr “-ÿ(en °K

La presión teórica o calculada es:

Pz

CiLC

=

XPC

Para éi calculo de Pz real se utiliza un coeficiente empírico (p . que toma en consideración e! aumento de volumen de la cámara de combustión en el instante en que

y Mpa) (ver siguiente

alcanza la máxima presión, es decir: P z K£-tL

Donde éi valor de
=
zpz

se asume generalmente 0,85.

~ .• • •-. v Si se qüiere obtener valores aún más exactos de la presión real al final de la combustión se recurre al módulo matemático para construir el -diagrama real de un motor, que Se verá en otro capítulo. -*

>

i :

.

que corresponde a la presión máxima

del ciclo.

capitulo) =5.9084 Mpa Pz real = 0.85(5.90844)=5.02217Mpa El valor de X Pz/Pc=3.82088

i

' Te

,

*

"Diseño de Motores de Cbmbuslión Interna‘

i

**ÿ

•

Entonces tenemos

A =

que

Pz

Pe

Tc

Por este motivo, básicamente, es que asumimos un valor intermedio entrefe,Ó manteniendo siempre a A dentro de los parámetros, sin olvidarnos de Pe.

(70)

= 0.85 Pz

Pz

Y

Tz = Mr --- Pe

En cuanto a Uc y ITc, resulta fácil obtenerlos interpolando, para la temperatura ya

(71)

Para él calculo de Uz y U’z, y Tz, realizamos el siguiente procedimiento. Al primer miembro de la ecuación (58) igualamos a: A Remplazando sus valores ya conocidos en la ecuación, A tendrÿ un valor conocido.

:

UHu + q2U"c+RXTc M,(i + rr) + 9iUc

CARACTERÍSTICAS DEL CÁLCULO DE LA COMBUSTIÓN V|S!BLE EN MOTORES DIESEL

+

Kmol/Kg.

Entonces,

Asumiendo valores de Tz podremos obtener los valores de B; con ayuda de la tabla 2 y 4 y construyendo la gráfica de dependencia iineal entre los valores de B y Tz (ver ejemplo anterior) obtendremos el definitivo Tz.

En los diesel se calcula el grado de expansión previa que varia de 1,7 a 1,2

M2 =Af2g+M2ff

p =

molecular de [a carga Recordemos que Y0 representa al coeficiente de la variación del estequiométrica. En cambio fa representa al coeficiente de la variación molecular

exceso de aire.

de la Estamos en condiciones de analizar y obtener Tz con ayuda asumiendo un valor para E¡

i

Desconocemos:

formula (ÿ®) 7

EJEMPLO.

Si del proceso en el punto ‘c’ tenemos por ejemplo

El valor de

X

15684-13255 (59.5)= 1445.25 / 100 1445.25 +13255 = Ue Kj/kmol; De la misma manera con la

X,Uc,U"c>Uz,U"zJt (R = 8.314)

es A =

Pe

r

diseño ha adquirido valores i durante la combustión visible y que en la practica real del turismo)- j, 1,4 3 y la presión Pz máxima alcanza valores (en motores, automotrices y dC a % mayores tener permite nos de 5,0 - 9,0 M Pa.' Por cierto que si la resistencia mecánica elevarlos. de inconvenientes tendríamos no estacionarios 9.0 Mpa como en ios motores

-

-

i

*

;

n

Tc = 932.5°Kf los valores de

U' y Uc~ para esta temperatura obtenemos Interpolando:

&"c +PXTc - fJ, farB + U"Z r9 f RTZ)1

que representa al grado de elevación de |p presión

(71)

,.

Veamos la formula (58)

3Ó¡ t£n

MJz XTC

NOTA: También se puede utilizar la formula (57) para obtener Tz, recordando que Ú "c = (p C 'c 7T 7 Uue se tiene que calcular la energía interna de los productos de combustión CL-\

.

%'Hu

*

B = pr(Uzr,+U"zr,+RTt)

—

MíO=f f+0-79LD

=A

El segundo miembro da la ecuación (58) la igualamos a B

completa Los motores diesel trabajan con cr >1, es decir tienen una combustión una exjstirá unidad la superando a la estequiométrica a=1; es lógico que si a supera el exjste M 2Q y cantidad excedente de aire freso que se calcula con (a \)Lo = cálculo (como ya analizamos) para la cantidad de aire estequiométrico M2o

í

- 9,o]Mpa,

conocida de Tc y con ayuda de las tablas 2 y 4.

deberá tener siempre presente el de segu.ir las En cuanto a las unidades de presión Po. mismas unidades desde

E

5Í , •

'

Jabía 4 obtenemos

Uc" =16,447 Kj/kmol, asi asumimos por ejemplo ¿j. - 0.72. La ecuación A

es Igual a

62278ÿahora bien, nos toca asumir un t. por ejemplo 17pO-‘C para el cálculo de B, y de las tablas 2 y A corresponde a U.= 4203 Kj/kmol, U.~ = 48358 Kj/kmol, ypor lo tanto B asume un valor, al remplazar los datos.

,

;

j||'" f

•fr- ;

v'-V '

S2

' '

:

•'•I

"Diseño de Motores de Combustión Interna"

Arturo

es excesivo, Es evidente que si B >A?los 1700 grados que asumimos inicialmente un nuevo por obtendremos a 600 ‘C ejemplo y 1 no nos quede mas que disminuir í. qüe peñsar que que decir, anterior, menor 62278. Tenemos es valor de B menor que la e! I. definitivo se encuentra entre 1700 *C V 1600 ’C nos queda interpolar construyendo la gráfica de dependencia lineal, ver gráfico o ejemplo anterior donde se muestra la dependencia de By t.

HZ zoo

KZ -

V

Vil. PROCESO DE EXPANSIÓN

•

i

t-

J

\

2

P/f

T

d C

pv ni

;í|

= const

r

t y;

PVn2= const

í

Ky .

53

&

b

bv a

1 Flg.11 ¡Diagrama presión volumen

jC •\ lU

El bslánce de energía en el tramo z - b es el siguiente:

GÿK-V.+I*

(72)

Qzb - calor que desprende el combustible durante la expansión, numéricamente igual al valor del poder calorífico Hu

, multiplicado por la diferencia de los coeficientes de utilización Lzb - trabajo de expansión =[R/(n2-1)]fTz-Tb] Ub y Uz energía en *b* y "z‘ Para (M2+Mr) kilomoles de gases que intervienen en. el proceso, la ecuación se expresa:

-

4

I 5

i

II *•-•*•***

*

:iv‘

i

2

’54

'Diseño de Motores de Combustión Interna'

55

Aturo Macado Sihra

Antes de continuar con el desarrollo de la fórmula 73 debernos entender porque se

le denomina exponente "medio"(s¡n olvidarnos que sucede lo mismo con 77] )

(í* -i..)""-

«2 -I

En realidad el ciclo real de la carrera de expansión comienza en C (ver Fig.)- En el

Incremento de la presión de C'-Z se realiza un gran desprendimiento de calor y el

como se Considerando que (A/, -A/r) =//,(//« +rt) y de igual forma él calculo los procesos de compresión y combustión la expresión que pertmite

exponente polltrópico 77 2 adquiere valores negativos.

calcularon

del proceso, quedarla:

fpTTTÍr 7ÿT(rdonde £

h

En el punto Z1 (presión máxima 'real) el exponente 77

-’i)-'.®'. -'O-'.®'”.-''".!!'»»

tanto la temperatura en Z¡ no adquiere el máximo valor, lo adquiere, grados después de haber adquirido la presión máxima, es precisamente en estos “grados después" (x)

- 0,82 - 0,67 y 0,92 en los sobre alimentados

(entre la presión máxima y temperatura, ver figura) cuando 7? 2

77, - exponente politróplco de expansión;

positivos, para llegar a 77

-

P‘=P-W Para gasolineras

'

1 P_±-Tb=T/órn-~]

/

1

Tb=Tt

x

PY

/

S=s

,

77 2 adquiere valores de 1 hasta 1,3 aproximadamente dependiendo del diseño del motor etc. ver figura.

Por otro lado para los diesel:

= sn¡

adquiere valores

= 1 cuando llega al punto en que la temperatura es máxima; en lo sucesivo, cuando el pistón está en franco desplazamiento de PMS a PMI

77 2 - 1,23 1,30 para gasolineras. 1,18 - 1,28 para diesel.

V. Y2

, es igual a cero. Mientras

A

Jmax

Zí

1 T

\ P

Pb = 0.35 Mpa para gasolineras. 0.2-0.4 Mpa para Diese!. T¡j = 1200-1500°K para gasolineras. 1000-1250 °K para Diesel L

Para los diesel O

=

\

9

— £

Lí/

PMS

Pb

con nqucha Aparentemente, al asumir un valor para n2 obtendríamos P¡¡ y e' de más. 73 estaría fórmula La facilidad y que a la larga es nuestra objetivo.' el exponente politrópico proceso este en calcular permite nos 73 contrario la formula

fof

“medio" 77

—

í

,

X VA

O

Y

PM1

Flg.12 Diagrama presión y temperatura.

P

1

“Y"

•

.

-

’

.. S

Arturo liacedo Silva

-

_.

.

‘Diseño de Motores efe Combustión Interna'

,

A*.-;

4

W 2 no es constante en todo el proceso de Como se podrá observar, resulta que formula la 73 la que nos permite obtener un valor precisamente .expansión o trabajo, es que mejor y es calcular que asumir un valor y que real politrópico exponente del 'medio' balances de comprobar energía. nuestros también nos permitirá

Entonces la formula 73 nos permite hallar W 2 será fácil con ayuda de las tablas obtener Uz y U’’z

como quiera que conocemos Tz,

M ,OÓ + /J

"•V

VIH. PROCESO DE ESCAPE i LENTOS

i»

i

_

I

«2-1

50°

APERTURA DE ESCAPE

30°

PMS LENTO Si

cuenta que B disminuirá con el incremento de H 2 ver F¡9-

75°

3

(Tí-Tt)-ra(U:-Ul)-'r0(U"I-U'\)

Comparamos A y B y nuevamente, asignamos otro valor para # 1 y B1 y por lo tanto estamos en capacidad de interpolar como los ejemplos anteriores, teniendo en

.TURBO RAPIDOS

F¡g.14 Diagramd dé apertura y cierre de válvulas en el proceso de escape.

Como se puede apreciar en la Fig. La apertura de la válvula de escape se realiza antes de que llegue él pistón al PM!. El momento dé apertura de la válvula de escape se define experimentalmente, dependiendo básicamente de las RPM del motor y sin olvidar de la presión critica de expulsión de gases, del trabajo consumido para la expulsión de los gases, del trabajo de expansión perdido qbé pudiesen ocasionar una temprana apertura o un cierre de válvula retardada (demasiado cerca al PMI) Este tema se verá en clase. Por el momento nos interesa sobre manera la velocidad de los gases quemados cuando el pistón se desplaza hacia el PMS y que alcanzan valores del orden de 200 a 250 m/s. La disminución de las presiones y temperaturas de Tb y Pb a Tt y Pt que representan la tempetatura y presión antes del turbo depende de muchos factores:

—

A

¡

»n2 Fig.13 Dependencia lineal.

Hajlamos el valor de H 2 medio para luego obtener los valores definitivos de Pb y

Tb.

CIERRE DE ESCAPE

6

temperatura y:

R

1 i

A

Aquí es cuando podemos asumir temporalmente un valor de n 2 y calculamos también temporalmente Tb para luego hallar en las tablas Ub y Ub" para ésta nueva

B=

TURBO

1 •5

5, -0.9

57

De,

.

Del diseño gaso-dinámico del múltiple de escape; Del régimen de velocidad del motor.

Lo concreto es que tenemos presión, temperatura y velocidad de los gases quemados que absorbe la turbina del turbo compresor.

»

..

—

y

AV.-í53

'

:ÿ

-

•f.v ,4

‘

1

Muro Maceóo Siÿa

'Diseño do Motores de Combustión interna*

V

Analicemos someramente la turbina, (Este tema se analiza en e| curso turbo

móouinas térmicas).

Estamos tratando de la turbina del ‘turbo

anteriormente.

- compresor*

IX. TURBINAS DE REACCIÓN

que ya analizamos

La función de la turbina es ‘convertir en . energía mecánica la energía que todavía existe en los gases de escape". Se trata de conseguir la transformación en trabajo de la energía de los gases y . expulsarlos ai exterior con la mínima energía residuaj posible.

-ÿ

El diseño de los alabes én la turbina permite la recepción de ja energía de los cases y convertirlos en movimiento, gracias a la fuerza centrípeta. Existen dos tipos de turbinas los de Acción y los de Reacción y esjas ultimas se utilizan en los “turbo compresores".

Las turbinas en general constan de un caracol, de un distribuidor y de un rodete. La cesión de energía térmica se produce de la siguiente manera. CARACOL.- El caracol, que tiene forma circular con un diámetro mayor y termina en un diámetro muy inferior, bordea al distribuidor de manera que abastece del flujo a todos los agujeros del distribuidor.

DISTRIBUIDOR.- Es el que transforma en variación de velocidad absoluta a la salida del distribuidor, es decir, aumenta la velocidad 'inicial de los gases, transforma ia energía cinética en trabajo. RODETE.- Aquí se produce la calda de calor en el rodete. Las turbinas de acción no son aptas para recibir las Impulsiones intermitentes de los gases de escape, que al ser producidos por distintos cilindros de un mismo motor, no forman un chorro perfectamente continuo y no hay caída térmica en el rodete. Por eso se utiliza las turbinas de reacción, porque son las que transforman la energía térmica en mecánica.

íO)

°JL

"7 CARACOL

DISTRIBUIDOR

da:

RODETE

Fig.15 Estructura da la turbina. !

I

i

59

"i

•*v ’•

-3:

fsO

I í

r

'Diseño de Motores de Combustión Interna’

Arturo Mace do Silva

a su vez en El rodete transforma primera la energía térmica en cinética y luego ecánica.

Cuando Sé evalúa el rendimiento térmico V; en las turbinas en función de la velocidad tangencial V3, tiene la particularidad de ser una parábola (ver fig) Se puede observar qué se obtiene un valor máximo a cierta velocidad y que representa un valor de gasto máximo.

4

El rendimiento total

:

3

ti

61

RODETE

7/

rio

es otra cosa que la diferencia del rendimiento

térmico7/ / menos el valor de los razonamientos mecánicos y su valor máximo depende del ángulo CC

2

VT2

Cos a

DISTRIBUIDOR

i

2

3

1

í í

p

1

+

í? 2

;

3

¡

V; VELOCIDAD }

4 P

2 3

'V Vt3 Vt4

ESCAPE

3

t V3

'vvt

4

4 RODETE

1

1

4

A

i

DISTRIBUIDOR

°C

.

/

P: PRESION

V

2

n

i

3

j V4 CARACOL]

1

nm

\ \

1

Fig.17 Triangulo de velocidades de una turbina típica de sobre alimentación.

4

Fig.16 Caída die presión y variación de velocidad en la turbina de reacción.

Observe el incremento de la velocidad en el distribuidor Observe como cae la presión en el distribuidor y rodete y como la velocidad Se increments a su paso por el distribuidor. De esta manera cumple con abastecer de gases a todos los áiabes de la turbina e incrementar la energía cinética de ios gases de ia combustión.

i

& -y

: •

- .r..

..... *

. -ÿÿ''A'f

v. >.,«

C;

'

62

Diseño tie Motores de Combustión Interns'

Muro Macéelo Silva :

iros

X. PARÁMETROS INDICADOS Y PARÁMETROS EFECTIVOS

n max

n

63

'

Hi n 50 S

Y

r ROZAMIENTt

0.2

pv"2

-

0.S

Const

12

pv"l

F¡g.18 Curva de rendimientos de una turbina.

En general, las turbinas también se evalúan por el “grado de reacción' que tiene él rodete ante los componentes de la energía total de los gases, producto fie ¡a combustión. Es decir, la energía total no es otra cosa que la suma de las energías cinética, térmica y presiones que desplazan los gases y se impactan contra el rodete de la turbina (previo paso por el caracol y difusor) Se puede evaluar, por ejemplo en que grado el rodete absorbe la energía térmica que transportan ios gases. Y por otro |ado ei grado que absorbe el rodete de la energía cinética. Si en nuestro ejemplo del total de la energía absorbida una mitad es la térmica y la otra mitad la cinética, entonces el grado de reacción de nuestra turbina es Vi No concluimos éste comentario sobre las turbinas de reacción rádíal-céntrípeta sin transcribir un segmento de un articulo en una revista especializada: “Un turbodiesel V10 de 5 litros, provisto de 2 turbos de geometría “eléctricamente variable" y respectivos “intercambiadores'. Son 308 HP los disponibles a 4000 RPM y un super torque de 76,4 Kg.m a 2 000 RPM".

* Const

I \

V Fig.19 Diagrama presión volumen

! ;

i

Los parámetros indicados caracterizan la perfección del ciclo a realizar en cuanto ai aprovechamiento de calor, caracterizan la calidad de organización de los procesos; en cambio los parámetros efectivos consideran, además de los indicados, el grado de perfección mecánica del motor. El trabajo y la potencia efectiva que recibe el cigüeñal es igual al trabajo y potencia indicada (del diagrama indicado) menos el trabajo y potencia surgidas por pérdidas mecánicas (por ejemplo la fricción de los anillos de! pistón con el cilindro) Le = U - Lm Ne = Ni - Nm Le - trabajo efectivo L¡ - trabajo indicado-

.

Lm - trabajo por perdidas mecánicas Ne - potencia efectiva

-

•t-,:; •

•t-

i

'i.

f.

“Vfc :

Arturo Macedo Silva

I

'

Nm - potencia que se gasta en las perdidas mecánicas

i

PARÁMETROS INDICADOS

P¡ Presión media indicada real (Mpa)

A £ ~

1-

1

1

1

s"1' >

n, - 1

1-

1

=

MPB

T = 4 para motores de cuatro tiempos n

frecuencia rotacional [rpm] NI polencia indlcada.[Kw]

Presión media indicada real:

p, =
5.- Consumo especifico indicado de combustible:

(p¡ - coeficiente de redondeo o plenitud del diagrama indicado. (0,95 - 0,97)

o

2.- Presión media indicada calculada del diagrama indicado para un motor diesel

-A

-viPf-:')— -V

i

P¡ ~ PifáXal

«1 -1

1


X P 5 £

I

.

C'

Po

Pa

presión en el punto "a"

aloP¡

g / KW.h Para motores sin turbo

Densidad del aire atmosférico en Kg /

RJ0

(8314 )T0

10

6

w3 s_

= 1 .209

m

/ra = 28.96 => aire

K

€> , o 4 2>

Para motores con turbo-compresor.

Ra = &3Í4/Ju0

o. Inft*

Relación de compresión

1

PoUr

_

Grado de expansión posterior

11ÿ,n 2 Exponentes poli trópicos

g / KW.h

Densidad del aire a la salida del compresor (ver proceso de admisión)

Po

ó,-i lo' Pa

Abÿí

Grado de elevación de presiones Grado de expansión preliminar

;I

Pile

= 3600

g, = 3600

Ibar j=

(MPa)v.

i

Pk

l

;i,

3.- Presión media indicada reai

I

30 .r

Vh Cilindrada, en litros.

( P, ) cal

¡

~

i Número de cilindros

?

gasolina.

i

_ Pt.i.Vh.ri

Nt

Presión media indicada calculada del diagrama indicado para un motor a

ir),,.

“Diseño de Motores de Combustión lnterne“

4.- Potencia indicada:

Ni - potencia indicada

t

>-

o,

1,

.

-

n

a

Cantidad teórica de aire

„

Coeficiente de llenado Coeficiente de exceso de aire

¡

! « 1

v

-i,,,,;.

i

.

- •¡'•.i.'

~

í-y~- -• i

' =•ÿ.

\

o V:H

65

Muro Macedo Silva

65

i

?•

•

Si se conoce el poder calorífico del combustible:

1

n, = H*g, y

g¡

I

3,6(10 3) *7# = H„g / en (MJ / kg)

i y

Si

en (g /Kw.h )

j

PARÁMETROS EFECTIVOS

Ne = N, - Nm '

Nm =

J

XA -

30 r N „ .r

-

A

B = 0,0155 S/D menor que 1 = 0,04 B = 0,0135 Valores de los coeficientes A y B para motores diesel: Con cámara de combustión separada: A = 0,105 B = 0,01 38 Con cámara de combustión no separada: A = 0,105 B = 0,012 Pero, también resulta difícil calcular Vp porque de cinemática sabemos que en el PMS y PMI tiene un valor de cero y más bien obedece a una trayectoria sinusoidal, analicemos este tema: La trayectoria de desplazamiento del pistón lo hace por la siguiente formula:

R

!

pmjyÿ

Pa = 30

'

- A =0,05

S/D mayor que 1

en (Kg / J)

En los cálculos prácticos;

H

-

Ü7

Valores de los coeficientes A y B para motores gasolineras:

i

en (J / kg)

‘Diseño de Motores de Combustión Interna’

En los automóviles de carrera Vp = 22 36 m/s a 6000 14000 rpm. Para motores sobre alimentados las pérdidas mecánicas dependen de la relación conocida Pk/Pp y se utiliza ¡a fórmula Pm = 0,1 (A+BVp)Pk [Mpa]

6.- Rendimiento indicado:

H „

i“'

T'--.

(l

— Cos

— (l - Cos

2 (p )

i

¡ ! i

i.Vhn

PMS

PMI

90°"

!

N t Potencia efectiva

PMS

180°

2Ío°/3oO°

l

Pm Presión media correspondiente a las pérdidas mecánicas constituye |a suma de Pm Este valor es muy complicado y difícil de obtener porque el accionamiento de los

!

;

las perdidas que se gastan en vencer la fricción P/, en mecanismos auxiliares Pm de Los mecanismos auxiliares están constituidos pon La bomba de agua, la bomba generador. aceite, el ventilador del radiador, el en el Si son petroleros en el gasto de la bomba de inyección, el árbol de levas, +B A Prp obtener para datos = incluimos intercambio de gases Pgas. Por esta razón

!

Fig. 20Trayecloria de desplazamiento del pistón.

La magnitud de la velocidad del embolo se determina con la diferencial de XA

y p~ -

Vp;

Donde Vp es la velocidad media del pistón [m/s] Vp <10 m/s en Diesel; Vp =10 - 16 m/s en gasolineras; '

I

Vp

-

d!

dx

d

É.LL -

d(P

A

0

(p

+

/l

„

_

jSen2
/í

- &R I Sen

/

j--

i

-í Ai*.

vs,¿i?i:r' 'V

¡Hi-v

.».«.*wjsafcSií. > v-

.

1

'

'

*ÿ

$h X

yr

A-

* f

;ÿ

1!

____

Arturo M*c«JcI S>.Va

S3

$•

¿2

P = di

5

-

1

¿

*Diseño

r

> A =

de Motores de Combustión Interna'

69

. JA/k

— I i

:

PMS

L représenla Is longitud de la biela. R representa el radio de manivela o cigüeñal.

f í

0“

En realidad existen componentes de primer y segundo orden; por ahora nos interesa conocer la gráfica de la velocidad en función de (p

Observe en el siguiente gráfico la magnitud de la máxima velocidad. En su camera de descenso el pistón adquiere la máxima velocidad aproximadamente a los sesenta grados después del PMS y en el ascenso a los trescientos treinta grados, por supuesto dependerá de X.

í

M

PMI i

Fig. 22 La aceleración del pistón.

Volvamos a analizar Pm: También se usa la siguiente fórmula precisamente por no tener que asumir un vaior de Vp

PMI i

1

180°

60* 90°

i

PMS

270* 330°

360°

Pm

i ;

\

= A + B

S .r, 30

=-ÿ-

S - representa la camera de! pistón, en metros

n

\

rpfn

Presión Inedia efectiva del ciclo. Fig. 21 velocidad del pistón.

!

_

Observa velocidad máxima del pistón y el ángulo de giro

Es decir podemos calcular, en función del ángulo de gira de cigüeñal (p í

alcanza para automóviles de carrera valores de 36000

rpm.

di

t

, no sólo

d2X

la posición del pistón, sino también, ia velocidad y aceleración J A ~

2

A

Pe

=

P'

= 30

jA = R a

(Cos

)=

íú

2

- 93000 m/s2 a 6000 - 14000

RCos

ip

+

co

2

N r i.VhM

(MPa)

Potencia efectiva en (KW)

que

Ne =

P' A.V h .n 30 r

i 2

| 360°

9

Vp

0°

270*

i

i

PMS

180*

I

i

!

90‘

R X Cos 2 (p

Pe (Mpa) Vh (litros) }

H (rpm)

*,

:

—

\

| 70

Arturo Macedo Silva

Ne =

i

;

;V(ÿy-j. =

N

Pe p,

f

(

n

e

¡c

=

g

=

t

JL¡_

Sí7 = 3600

t

7 -P V

Vh =

j k

—- ...

c,

a‘J\ ( #

= Z e $ Kg lh '

= a 10 G

0

G

c

M

/

s=

íCP %

y, /T.D2/4

(dm)

llil cVL'"

(ii

tC

Tenemos que redondear

El valor de S (dm) en milímetros:

Sn V= — 30

'

.

C-

it A

m/s

La velocidad media del émbolo, que es un parámetro de clasificación, es uno de los

2

fundamentos de la teoría de la semejanza de los motores. Este parámetro se utiliza con frecuencia para apreciar la calidad del motor.

lit - áo x r'-.'v

;

\f , ss-íO? -

•

jl -ySQ-rrrrn3d (Y O mm

-A," ;

A

1

vi,

v"

io

s

La velocidad media del pistón resultará:

í.

—

/C

V h / (jrJ ) (mm) Este valor redondear si es necesario.

Y se podrá calcular la cilindrada de! motor con valores redondeados.

•

f'l_

(VI

,

vh = —4 D~S Litros (redondeado)

Kg / h.

Cantidad másica real de combustible.

V

l

y

asume para motores rápidos < 1 y para los lentos >1

4

D =

h

K tJ

litros

Peni

J-4

x

/

u ,r}r

S/D = J

(

Consumo horario de aire.

G

30 N'T

3,- La relación S/D se

!

en (g / KW.h)

P G7 ,

..

2.- Volumen de trabajo de un cilindro

Consumo horario de combustible.

Cr

(para motores de cuatro tiempos; 2 para motores de dos tiempos)

cc P e

H,

en litros

Pt.n

T =4

i

Consumo especifico efectivo de combustible.

.

30 ./V ,r

JV „

I

Eficiencia efectiva.

n, = *1 ¡-v m

I"

vCW

1.- la cilindrada total del motor.

I i

Eficiencia mecánica. m

'ÿ

71

XI. DIMENSIONES PRINCIPALES DE MOTOR

en-KW

Potencia de pérdidas mecánicas. ,V = N , - N , (KW)

n

‘Diseño de Molones do Combustión Intern**

•

¿

<

o-

-?

72

*

Arturo Mace<¡o Silva

i

"Diseño de Motores de Combustión Interna"

Durante un minuto el cigüeñal del motor (árbol} da V vueltas y él émbolo o pistón recorre un camino igual a 2Sn, por lo tanto:

2 S>7

Sn

2

= -- zz — Raí V = 30 n '60

-

i, KÍX SCcC/prr

y

ANEXOS

L:D

!

TABLA 1

Si se desea comparar diferentes motores generalmente se recurre a las siguientes formulas:

N,

30 r

Tempera¬

Aire

tura °C

(KW / litro)

!

Se entiende que el subíndice 1 es para un motor y se aplicarla el subíndice 2 para el otro motor, motivo de comparación.

i'U

oMH h f qí

W

o :'T vi

C

Calor especifico molar medio de los gases

rV,' = ~~ (KW y litro)

Wk Prn =

73

i i

I

•-

i

o’

20,758 ¡ 20,959

100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500

20,838 i 21,223 20,984 ! 21,616 21,206 i 22,085 21,474 ¡ 22,563 21,780 i 23,019 22,090

i: 22,408

22,713

23,006 23,283

N2

02

20,704

i

2.3,.44S_

i

23.834 24,187

i

i i

20,800 20,972 21,185 21,449 21,729 22,027 22,320 22,609 22,881 23,140 23,392 23,626 23,848 24,057 24,250 24,434 24,602 24,765 24,916 25,062 25,200 25,326 25,447 25,560

24,510

24,803 23,547 ; 25,071 23,794 I 25,318

24,018

25,548

24,250 24,652

25,761 25,967 26,159

24,863

25,343

25,003 25,167

26.519

24,459

25,326

25,474 25,611 25,745 25,870 25,992

'

26,691 26,854 27,013 27,168 27,319

27,470

27,612

a V=constante [en KJ/(Kmol. °C]

H20

CO

34,935

25,184 25,426 25,803 26,260 26,775

¡ 35,258

27.315

20,808 20,863 20,988 21,202 21,474 21,784

co2

(atmosférico)

20,733

V

I 27,545

i 29.797 i

31,744

I 33,440

¡

i 37,438

i ¡ í i í i ¡

38,498 39,448

40,302 41,077 41,784 42,425 43,007

— 44,033

í 43,543

í i i

44,485 44,903 i 45,299 ; 45,644

i

i

30,901 31,510 32,092 32,661 33,210 33,741 34.261 34,755

í ! í j I

i

22,437 i 22,755 i 23,061 I

23,350

i

i

23,622. 23,877 24,112 24,338 24,543 24,736

i

24,916 25,087

i

i

:

í

i

i

46,829 47,076

25.535 ; 25,665 I 25,791 ! 25,908 í

47,302

37,702

26,021

i 46,281

i

29,693 30,304

22,110

!

35,224 35,680 36,120 36,538 36,940 37,330

45,975

i 46,566

i

27,880 28,474 29,077

H2

25,246 ; 25,393 I

i

20,302 20,620 20,758 20,808 20,871 20,934 21,001 21,093 21,202 21,332 21,474 21,629 21,792 21,972 22,152 22,332 22,517 22,69722,877 23,057 23,233 23,408 23,576 23,743 23,907 24,070

t i

I

I i

1

Para 1 = 0 se exponen los valores del calor especifico verdadero.

t •***

r


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rC

'Diseño ije Motores de Combustión Interna“ Muro Macedo Silva

...........

jifera-

;

:j
T

-fir

100 200 300 400 500

reoT

Lm 300 900 1000 1100 1200 1300 .1400

1500 1500 1800

1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500

Aire

..

02

i !

0

O

U (en MJ/Kmol)

i,

N2

(almostérico)

-ii !

J

O

!

co3 -2

i

! 2,981 ¡ 6,347 í 10,031 i 13,975 i o

H2O

I

co

o

!

o

¡

i

H,

!


Calor especifico de los productos de combustión [KJ/KmoI. 'C]

-!

Gasolina siendo a iguala:

Tempera- i tura °C

o

2,085 ! 2,064 2,541 ' 2,0152,123 ! 2,072 ! 4,199 i 4,153 i ¡ 5,162 4,195 i 4,325 j 4,162 6,360 i 6,242 ! 7,879 ! 6,364 ! 6,628 ! 6,293 ¡ 8,591 ! 8,348 i í 10,710 ¡ 8,474 8,591 ! 9,027 i 10,467 ¡ 10,790 i i 13,657 ¡ 10,890 11,509 ! 10,726 ! 18,129 12,602 i ; 22,462 i 16,726 i 13,268 ~T3ÿ255| ; 14,068 !; 13.03B 14,767 ¡ i 15,705 15,420 i 26,950 i 19,933 ! 15,6841 j 16,684 í 16,965 ! ; 31,560 ! 23,262 ! 18,204 ¡ 18,171 I 19,347 i 17,857 19,201 i 20,754 ! 26,724 i 20,708 ! 22,060 ¡ 20,348 j 36,270 ! 30,304 ¡ 23,350 l 21,474 23,983 i 24,803 i 22,881 i¡ 41,077 i 34,001 i 25.9S3 i 23,793 ! 45,971 25,899 ¡ 27,578 i 25,456 50,911 i 37,811 ; 28,654 i 26,152 !i i 28,068 ; 30,379 28,554 I 28,562 ; 33,241 i 30,714 i 55,894 i 41,721 i 31,346 i 31,238 i 31,011 ¡ i 34,072 ! 45,720 60,960 i 33,951 ; 36,065 i 33,385 ¡i 33,498 i i 66,086 \ 49,823 i 35,814 1 36,689 i 38,950 i 36,086 ; \ 38,573 ; ! 71,175 i 53,758 i 42,370 ! 36,023 38,585 i i 39,444 i 41,855 i 38,799 58,238 i 76,325 ! j 44,799 i 41,537 ¡ 81,517 i 62,551 ; 45,175 í 41,177 i ! ¡ 43,794 i 45,008 ; 47,729 i 44,296 66,947 i 47,981 i 86,708 i 47,059 ! 50,702 ¡' 46,473 I 47,813 ! 50,786 ; 90,942 ; 71,343 50,660 i 53,716 i 49,823 i 49,153 i i 53,633 i 75,865 i ¡ 52,628 ! 57,175 ! ¡ 53,507 ¡ 56,731 51,879 ¡ 56,480 102,541 i 80,386 56,354 í 59,757 i 55,433 I 54,596 ¡ 107,726 i 84,950 ! 59,327 ! 59,201 i 62,844 I 58,100 ¡ 113,002 i 89,597 i 62,174 ; 57,359 61,085 62,090 i 65,942 i ¡ 118,277 i 94,245 ! 65,063 i 60,164 64,979 ¡ 69,040 i 63,890

i

x1 v

TABLA 3

BLA 2

gia interna de los gsses

75

;

!

í i i i

: i

i

0,9

0,8

0,7

0 100

22,1849 22,5304

21,8810

200 300

21,6845 21,9040 22,1426

23.2899

22,0451 22,3556 22,6762 23,0552

1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500

i

Aceite diesel

1,0

400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700

i

['

22,8820

23,7203 24,1478 24,5828 25,0191

25.4382 25,8439

26.2261 26,5899 25,9370 27,2636 27,5722

27.7840 28,1340 28,3028 28,6314 28,8604

29.0752 29.2812 29,4755 29,6555 29,8284 29,9905

22,1502 22,4334

23,4605 23,8772 24,2931 24,7126 25,1173 25,5088 25,8806 26,2355 26,5726 26,8395 27,1808 27,4646 27,7300

22,7790 22,1459 23,5376 23,9316 24,3315 24,7191 25,0967 25,4548 25,7948 26,1230 26,4306 26,7235 26,9993 27,2578

27,9833

27,5047

28,2180

27,7337'

28,4420

27,9527

28,6526

28,1587 28,8546 ! 28,3564 29,0455 ! 28,5432 29,2299 i 28,7173 29,3930 ; 28,8845 29,5528 i 29,0415

22,4480

22,7807 23,1426 23,5095 23,8859 24,2530 24,6122 24,9534 25,2698 25,5950 25,8912 26,1738 26,4402

26,6905 26,9295 27,1518 27,3647 27,5649 27,7548 27,9386 28,1099 28,2732

28,4271

*1

y O. 3 V: o

!

;

ü'b <ü cC

-l'C 1

uvsl'1*

L; i

a-1 22,190

22,525 22,902 23,320 23,739 24,200 24,618 25,079 25,498

25,874 26,293 26,628 27,005 27,298 29,633 27,884 28,177 28,428 28,638 28,889 29,098 29,308 29,517 29,584 29,852

i

30,019

I

i

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CONTENIDO Pag.

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I :

I

26 28

22 39

CARACTERISTICAS DEL CÁLCULO DE LOS PARÁMETROS DE LA 44 49

COMBUSTIÓN VISIBLE EN MOTORES GASOLIN5ROS CALCULO DE LA PRESIÓN MÁXIMA AL FINAL DE LA COMBUSTIÓN VISIBLE CARACTERISTICAS DEL CÁLCULO DE LA COMBUSTIÓN VISIBLE EN MOTORES DIESEL

PARÁMEtROS INDICADOS PARÁMETROS EFECTIVOS

i

.1 -•

ií

i ;

H i

f!

ii

U

l

«í

IV. TEMPERATURAS EN LA ADMISIÓN COEFICIENTE DE LLENADO O DE RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO PROCESO DE COMPRESIÓN V. VI. PROCESO DE COMBUSTIÓN

Vil. PROCESO DE EXPANSIÓN VIII. PROCESO DE ESCAPE IX. TURBINAS DE REACCIÓN X. PARÁMETROS INDICADOS Y PARÁMETROS EFECTIVOS

:

«H

12 15 16 19 20 23

50

.7

i

*.

6 6 8 9

PRESIÓN EN EL CILINDRO EN EL PROCESO DE ADMISIÓN GASES RESIDUALES Y COEFICIENTE DE GASES RESIDUALES

¡

ii

4

II. GENERALIDADES DE LA COMBUSTIóN

COMBUSTIÓN INCOMPLETA Y PRODUCTOS DE LA COMBUSTIÓN

f-

l'l

!. COMPOSICIÓN DEL HIDROCARBURO

III. PROCESO DE ADMISIÓN PRINCIPIOS DEL TURBO COMPRESOR VENTAJAS DEL TURBO-COMPRESOR

I

i

3

COEFICIENTE DE EXCESO DE AIRE USOS DEL COEFICIENTE DE EXCESO DE AIRE COMBUSTIÓN COMPLETA Y PRODUCCIóN DE LA COMBUSTIóN

V

I

INTRODUCCION

53

57

59 63 64 65

...

XI. DIMENSIONES PRINCIPALES DE MOTOR

71

ANEXOS TABLA i TABLA 2 TABLA 3 TABLA 4

73

73 74

75 76 77

BIBLIOGRAFÍA

*

.• |i

,I "•r-

-

. I

'/*•

>8LA 4

.. -

BIB1L10GRAFÍA

erg.ia interna de los productos de co enbu slión..U(MJ/Kmol) 1. Motores de automóvil; MS Jovak Editorial MIR 2. Experimentación de motores de combustión; Luis Lastra UNI

i

Gasolina siendo a igual a:

- 7empe.raura ”C

!

200-

;

:

300 400

500

í 600

1.7QD 800 900 1000 1100

;

120Ó •1300 1400 1500 1600 1700

2200 2300

i

!

2400 2500

1,0

0,9

0,8

0,7

0

0

o

o

o

2,2045

2,1881 4,4867 6,8337

2,1685 4,4285

6,7344 9,1123

2,252 4,580 6,992 9,453

11,5713

12,100

14,1057 16,7202 19,4024 22,1510 24,9534 27,7968 30,7140 33,6586 36,6433 39,6603 42,7048 45,7802 48,6732 51,9929 55,1298

14,779 17,585

2.253LLÁ 4,5766 6,3959 9,4881 12,0740

11,9386

linio! 20,3090

14,5759 17,2989 20,0938

~~i~í 47500) 23,2600

i

25,2262 29,2490 32,3250 35,4430 33,5010 41,6760 45,0140

!

48.2.5.80

;

i !

51,5370

1300

1900 2000 2100

Aceite diesel a=1

3. Motor Diesel; M de Castro editorial CEAC Barcelona. \

rv 100 y-

!

\

77

'Oissno de Molares de Combustión Interna'

Ailuro Macelo Silva

I

;

54,8350 58,1500 61,4910 64,6460 68,2080 71.5890 73,9760

4,5352 6,9165 9,3842

9,2584 11,7688 14,3590 17,0422 18,7753

22,5870

22,9688 25,8806

25,4548 28,3743 31,3475 34,3598

28,8569

31,6871 34,9555 38,0531 41,1969 44,3680 47,5716 50,7924 55,0398 57,3052

37.4129 40,4990 43,6125 46,7580 49,9207

53,1101 55,3174

60,5947 63,9001 67,2127 70,5432

59,5484 62,7955 66,0498

53 2851 61,4571

69.322B

73,3820

72,6038

67,8557 71,0678

D

64,6526

I, CjfÁA-X

úl"i¡P -n jm vi ¡I r

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20,390 23,237 26,293 29,308 32,406 35,504

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41,868

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45,008

5 ?i ]£ÿ<-* j-]f

48,358 51,498 54,931

58,197 61,545 64,979 68,287 71,594 75,027

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38.686

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