Motores de Combustio Interna Alternativos - F. Payri y M. Muñoz

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MOTORES DE COMBUSTION INTERNA ALTERNA TIVOS

Dirigido por:

PROF. DR . M. MUÑOZ

PROF . DR . F. PAYRI

catedrático E.T. S. 1.1. - U.P.M.

catedrático E.T.S.l.I. - U .P.V.

•

SECC ION DE PUBLICACIONES DE LA E.T.S. DE INGEN IEROS INDUSTRIALES FU NDACI ON GE NERAL-U.P.M.

INDICE DE MATERIAS Págs.

PROLOGO .............................................................................., . . . . . . .. . . . . . . NOMENCLATURA BASICA EMPLEADA Y UNIDADES . .. . . . . . . . . .. . . . . . . .. . . . . . . . . . ..

111 XI

1. CARACTERISTICAS FUNDAMENTALES DE LOS MOTORES DE COMBUSTION INTERNA AL TERNA TIVOS J. Casanova, A. No/asco, G. Wo/ff 1.1. Introducción . . . . . . . .. . . . . . . . . . . .. .. . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . .. . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . ... . . . .. . . . . . .. .. . . . 3 1.2. Campo de aplicación de los motores térmicos alternativos y ·problemática que presenta su utilización . . . . . .. .... . . . .. . . . . . . . .. . . . . . . .. .. . . .. . . .. . . . . . 3 1.3. Clasificación . . . . .. ... . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . .. .. . . . .. . . ... . . . ... . .. . . . . . . . .. . . . . . . . 5 1.4. Características típicas de los motores de encendido provocado y de encendido por compresión .. .......... ........... ............. ............ ........ .......... 13 1.5. Parámetros fundamentales de los motores de combustión interna alternativos . . .. . . .. .. .. . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . .. . . . . . . .. . . . . . . .. . . . . . .. . . . . . . . . . .. . . . . . . . .. . . . . . . 16 2. CICLOS DE TRABAJO DE LOS MOTORES . CICLOS DE AIRE J. R. S-Simpson, A. No/asco, G. Wolff 2.1. Generalidades .. . . . . . .. . .. . . . . . . . . . . .. . . . . . .. . .. . . . . . . . . . .. . . . . . .. . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . .. .. . . . . . 2.2. Ciclos reales . . . . .. . .. . . . . . . . . . . . . .. . . . . . .. . .. . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . .. . .. . . . . .. . . . .. . . . . .. . . . . . . .. 2.3. Ciclos teóricos . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . .. . . . . . . .. .. . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . .. .. . . . . . . 2.4. Ciclo de aire equivalente de volumen constante . . .. .. ... . .. . .. . . .. . . .. .. .. .... .. . . .. . 2.5. Ciclo de aire equivalente de presión limitada .. . .. .. ... . .. .. .. .. . . . . .. . . .. . . . .. . . . . . .. .

27 28 31 31 34

3. CICLOS DE TRABAJO DE LOS MOTORES . CICLOS DE AIRE-COMBUSTIBLE J.R. S-Simpson, A. No/asco, G. Wolff 3.1. Ciclo de aire-combustible . . . . . . .. . . . . . .. . . . . ... . . .. . . . .. . . . . . . . . .. .. . . . .. . . .. . . . . .. .. . . . . . .. 43 3.2. Diagramas para mezclas sin quemar .. . . .. .. . . . .. . .... .. .. .. .. .. . . . .. . ... . .. .... . .. . .. .. . 43 3.3. Diagramas de productos quemados . . .. ... . . . . . . .. . .. .. .. .. .. .. .. . .. .. . . . .. ... .. .. .. .. . .. 46

V

3.4. 3.5. 3.6. 3.7. 3.8.

Utilización de los diagramas para otros combustibles . . . . . .. . . . . . .. . .. . . . . . . . . .. . . . . Ciclo de aire-combustible equivalente de volumen constante .. .. .. .. .. . .. .. .. .. .. Ciclo de aire-combustible equivalente de presión limitada .. .. . .. .. .. .. .... .. .. .. .. Determinación experimental de los valores de F, FR y f ..... ........... ............ Interés del estudio del delo de aire-combustible . .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. . .. . .. .. .. .. .. ..

4. PERDIDAS DE CALOR. REFRIGERACION F. Payri, J.M. Desantes, F. Boada 4.1. Introducción .. . . . . . . .. . . . . .. . .. .. . . . . .. .. . . . . . . . . . .. . . . .. .. . . . .. . . . . . . .. . . . . . . . . .. .. . . . . . .. .. . . . 4.2. Ecuaciones generales para determinar las pérdidas de calor . . .. . .. .. . . .. .. .. .. . .. 4.3. Ecuaciones semiempíricas para determinar el calor transmitido . .. . . .. .. .. . .. .... . 4.4. Influencia de diversos parámetros sobre las pérdidas de calor . . .. .. . .. .. .. .. .. . .. 4.5. L~caliza~ión de. las p~rdidas de calor .. .. . .. . .. .. . .... . .. .. .. .. .. .. .. .. .. . .. . .. .. . .. .. .. .. 4.6. Sistema de refr1gerac1ón ...... .... .. ...... .......... .... .. ....... ............................ 4.7. Comparación entre la refrigeración por aire y por agua ............ ................ 5. PERDIDAS MECANICAS. LUBRICACION Y ACEITES F. Payrí, J.M. Desantes, F. Boada 5.1. Introducción .. .. . . . . . . . . .. . . . . . . .. . . .. . . . . . .. .. .. . . . . . . . .. . . . . .. .. . . . . .. . . . . . .. . . . . . . . .. . . . . . . . . 5.2. Pérdidas mecánicas . . . .. . . . . . . .. . . .. . . . . . . .. . . . . . . . .. .. . . . . .. . .. . . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. .. . . . . . . . 5.3. Procedimientos para determinar las pérdidas mecánicas .. .. .. . .. .. .. .. . .. .. .. .. .. . 5.4. La lubricación de los motores .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. . .. .. .. .. .. . .. .. .. . .. .. .. .. .. . .. .. .. . .. .. . 5.5. Los aceites para motores .. .... ......................... ..................................... 5.6. Normativas y reglamentos .................................................................. 6. LA RENOVACION DE LA CARGA EN LOS MOTORES DE CUATRO TIEMPOS F.. Boada, A. No/asco 6.1. Introducción .................................................................... ................ 6.2. Rendimiento volumétrico. Potencia y presión media efectivas en función del rendimiento volumétrico ............. .................................... 6.3. Proceso de admisión ideal .................................................................. 6.4. Factores que afectan al rendimiento volumétrico ..................................... 7. EL PROCESO DE RENOVACION DE LA CARGA EN MOTORES DE DOS TIEMPOS F. Payrí, J.M. Desantes, F. Boada 7.1. Introducción .................. ............. ................................. .. .................. 7.2. El proceso de barrido. Tipos de barrido ........................................ ... ...... 7.3. El proceso de barrido ideal ·............ .' .................................................... 7.4. Coeficientes para evaluar el próceso de barrido real .......................... .... ... 7 .5. Flujo en lumbreras ................................. : .. :....................................... 7.6. Diseño de lumbreras ........ ....... ...... ........ ............ .................. ... ............ 7.7. Concepto de sección reducida ... ........................... ............... : ............... 7.8. Características constructivas ........... : .... ......... .. .................... .. ..............

VI

46

49 53 58

59

63 63

67 71 74

75 80

85 87 93

99 107 114

119 120 125 126

147 150 156 160 170 175 183 185

8. EL PROCESO DE ESCAPE EN LOS MOTORES. SILENCIADORES F. Payri, J.M. Desantes, F. Boada • 8.1. Introducción ................. ...................... ............... ...... ...................... 8.2. El mecanismo de funcionamiento del escape. Reflexión de ondas .... ........ 8.3. Diseño de los con,ductos de escape ........................................ ............ 8.4. El efecto Kádenacy ....... .......................... ..... .... ......... .................... .. 8.5. Consideraciones generales acerca del ruido ................................,. ......... 8.6. Tipos de silenciadores ....... .............................. ............ ...... . : ... ...... .... 8.7. Pérdidas de transmisión. Pérdidas de presión ......... : .............................

9 . SEMEJANZA DE MOTORES F. Payri, J.M. Desantes, F. Boada 9.1. Bases que definen la semejanza de motores ....... ............. .. ...... .......... .. 9.2. Consecuencias que se deducen de ·1a semejanza de motores ...... ............. 9.3. Implicaciones que se derivan de la subdivisión de la cilindrada ................ 9.4. Consideraciones finales sobre la semejanza ............................ ........... ... 1 O. COMBUSTIBl,..ES J. Casanova, A. No/asco, G. Wolff 10.1. Definición ......................................... .... ....................................... 10.2. Clasificación .. ....................... ...... ..... ..... .................. ....... ............... 10.3. Estructura molecular .......... .................... ....... .. ..................... ......... . 10.4. Obtención de combustible líquidos derivados del petróleo ..................... 10.5. Características de los combustibles ................................................... 10.6. Proceso químico de la combustión ........... ..... ..... .. .... .... .. ......... .. ....... 10.7. Dosado estequiométrico ...... ................... ........................................

11 . COMBUSTION DE LOS MEP M. Muñoz, F. Payri, J.R. S-Simpson 11.1. Nociones del proceso ................................................................ ..... 11.2. Combustión normal ............ ..... .............. ....... ...... ........ ........ ......... .. 11 .3. Combustión anormal .... .. ...... ...... : ........... . ....... ....... ...... ........ .... ....... 11.4. Cámaras de combustión en los MEP ............................................. .. ..

12.. COMBUSTION EN LOS MOTORES DE ENCENDIDO POR COMPRESION F. Payri, J.M. Desantes, F. Boada 12.1. Particularidadaes del' proceso de combustión en los MEC. Diferencias eón los MEP ... ... ...... ..................... ..... ....... ..... ............... 12.2. Las tres fases de la combustión .... .. .............. ................ ................. .. 12.3. Factores que afectan a la combustión en los MEC ............................... 12.4. Diseño de la cámara de combustión en los motores Diesel ....................

191 191 196 201 202 205 206

215 219 223 225

231 231 232 234 239

249 250

257 258 280 294

299 300 306

310 Vil

13. SOBREALIMENTACION F. Payri, J.M. Desames, F. Boada 13.1. Razones que justifican el empleo de la sobrealimentación: tipos de sobrealimentación ................................... ..... ..................... 13.2. Incremento de las tensiones mecánicas y térmicas ........... ...... ............. 13.3. La turbosobrealimentación .............................................................. 13.4. Sobrealimentación de motores de encendido por compresión. Situación actual y tendencias .................................................... ...... 13.5. Sobrealimentación de motores de encendido provocado. Situación actual y tendencias .......................................................... 14. REQUERIMIENTOS DE MEZCLA DE LOS MOTORES DE ENCENDIDO PROVOCADO T. Sánchez, E. Reyes 14.1. Generalidades .. . . . . . .. . .. . . . . . . . .. .. . . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . .. . . . . . . . .. . . .. . . . . . . . .. . . . . . . 14.2. Regímenes estacionarios .... ......... ............................................... : ... 14.3. Regímenes transitorios .......................... ......................................... 14.4. Influencia de la preparación de la mezcla sobre los requerimientos de mezcla del motor .... ...... ........... ..... ................ ... .... 15. CARBURADORES Y EQUIPOS DE INYECCION EN MEP T. Sánchez, E. Reyes 15.1. Generalidades .. . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . .. . . . . . . . .. . . . . . . .. . . . . . .. .. . . . . . 15.2. Dosado de la mezcla como función del caudal de aire aspirado por el motor .................................................................... 15.3. Carburador de venturi fijo .................................. ........... .................. 15.4. Carburador de venturi variable ................. ..... ..... ..... .. .................. ...... 15.5. Inyección de combustible en los MEP ... .......... .................................. 15.6. Equipos de inyección indirecta ........................................ ............... 15.7. Sistemas auxiliares para la formación de la mezcla ............. : ........ ........ 16. FORMACION DE LA MEZCLA EN LOS MEC. INYECCION DE COMBUSTIBLE F. Payri, J.M. Desantes, F. Boada 16.1. Introducción .......... ............................ .. ........................................ 16.2. Sistemas de inyección. Elementos que lo constituyen ........... .............. . 16.3. Comportamiento del sistema de inyección .......... ....... .. ...................... 16.4. Rendimiento hidráulico de una bomba de inyección .................... ........ 16.5. Inyectores: Formación del chorro ..... .................. ... .......... ................. 16.6. Influencia de los distintos parámetros sobre el diámetro medio y la penetración . . . . . . .. . .. . . . . . . . . .. . . . . . . .. . . . . . . . .. . . . . . . .. . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . .. . . . . . . ..

321 324 326 346 350

357 357 366 369

375 375 378 402 407 411. 419

425 426 431 435 437 442

17 . ENCFNDIDO ELECTRICO DE LA MEZCLA F. Payri, J.M. Desantes, F. Boada 17 .1. Teoría del encendido ... .. ....... ................... .. ..... ....... ... ..... ....... ........ . 447

vw

17 .2. Sistemas clásicos empleados para el encendido eléctrico: principio de funcionamiento ............................................................

452

17.3. Diagramas tensión-tiempo en primario y secundario ............................ 458 17.4. Encendido electrónico .................................................................... 470 17.5. Las bujías .................... .... ................... .......................... ............... 473 18. LA CONTAMINACION DE LOS MOTORES F. Payrí, J.M. Desantes, G. Wolff 18.1. Introducción .. . . . . . . . . . . . . . ... . . . . . . . .. . . . . . . . .. . . .. . . . . . . .. . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . 18.2. Fuentes de emisión en el vehículo ......................... ... : ....................... 18.3. Principales productos contaminantes de los gases de escape ................ 18.4. Nomenclatura y unidades usuales ..................................................... 18.5. Emisiones contaminantes e inmisiones correspondientes ....................... 18.6. Reglamentación anticontaminante .......... ........................... ....... ....... . 18.7. Soluciones ...................................................................................

479 480 481 487 489

19. CURVAS CARACTERISTICAS. ENSAYO DE MOTORES M. Muñoz, F. Payrí, J.M. Desantes 19.1. Introducción ................................................................................ 19.2. Curvas características ..... ... ... .............. ................................... ........ 19.3. Ensayo de motores ............ ·............... . ........................................... 19.4. Parámetros a medir e instrumentación necesaria .................................

523 524

489 497

534

537

20. CINEMATICA Y DINAMICA DE LOS MOTORES ALTERNATIVOS T. Sánchez, J. Casanova, A. Muñoz 20.1. Cinemática, del mecanismo biela-manivela .......................................... 20.2. Reducción de las masas del mecanismo biela-manivela ........................ 20.3. Fuerzas generadas por el movimiento de un motor ............................. 20.4. Par motor ..... ., ............................................................................. 20.5. Momentos .resultantes .................................................................... 20.6. Consideraciones finales. Diagramas polares ... .....................................

579 581

21. EQUILIBRADO DE MOTORES T. Sánchez, J. Casanova, A. Muñoz 21.1. Concepto de equilibrado ..................... .................. ......................... 21.2. Equilibrado de cigüeñal ...... .... .... : ................................................... 21.3. Equilibrado de motores completos .................................................... 21.4. Irregularidad de la velocidad de giro de un motor .... :..........................

590 592 621

551 562 569 516

589

22. C::LEMENTOS CONSTRUCTIVOS F. Payri, J.M. Desantes, F. Boada 22.1. Cilindro ... ......... ..................... ........................... ........................... 641 22.2. Bloque de cilindros y bancada ......................................................... 649 22.3. Culata ........................................................................................ 652

IX

22.4. 22.5. 22.6. 22. 7. 22.8. 22.9. 22.10. 22.11.

Pistón .. . . . . . .. . . . . . .. . . . . . . . .. .. .. . . . .. .. .. . . . . . . ... .. . . . . .. . . . . . . . . . . .. . .. . . . . . .. . . . . . . . . . . Bu Ión ........................................................................................ Segmentos .................. .............................................................. Biela ......................................................................................... Cigüeñal ................................................... ........ ......................... Cojinetes ................................................................................... Válvulas .................................................................................... Sistema de distribución ................................................................

657 667 668 676 683 688 693 699

23. CONSIDERACIONES SOBRE EL DISEÑO Y LA EVOLUCION DE LOS MCIA M. Muñoz, F. Payri 23.1. Razones para un nuevo diseño ...................................................... 711 23.2. Elección del motor ....................................................................... 711 23.3. Tendencias en la evolución de los motores ...................................... 719 23.4. Consideraciones finales .................................................... : ............. 724

X

NOMENCLATURA BASICA EMPLEADA Y UNIDADES SiMBOLO

UNIDADES

CONCEPTO

a .................. . aceleración lineal ................. ... ......................... . m/s2 a ................ .. . velocidad local del sonido ................................. . mis A ................. . A ................ ..

Ae ...... .......... . Ap ................ . AR .... .. .......... .

A,,·················

c .................. . CA ................. .

Ce ..•...............

Co ................. . CF ...... .......... ..

Cm ............. . . ..

Cp ........... . .... . Cv ··•· •·• ·· ·••· ·····

e ................. .

e ................ ..

Co ·················

d .................. .

D ................ .. D ................ ..

e .................. . E ........ .......... .

Ec ················· f ................. .. f .................. . f .................. . F ............ ..... ..

F .. ......... ..... . ..

Fe .... . .......... .. Fg ............... ..

dosado absoluto ...................................... , ..... .. sección característica ....................................... . dosado estequiométrico ....... . ............................ . sección del pistón .....................................·...... . dosado relativo .......................... ..................... . sección descubierta por la válvula ..................... .. velocidad lineal ......... ..... ................... .............. . velocidad de arrastre .............. .... .......... .. .... ...... . velocidad de combustión .............. .. .. ................ . velocidad característica del sistema de distribución . velocidad del frente de llama ............................ .. velocidad lineal media del pistón ....................... .. calor específico a presiór. constante .......... ......... . calor específico a volumen constante ................. .. capacidad eléctrica .......................................... . constante en general ................ ....................... . coeficiente de descarga .................................... . diámetro ........................................................ . diámetro del cilindro ........................................ . difusividad térmica .......................................... . espesor ....................... ... .............. ..... ............ . 'energía .............................................. ............ . energía cinética .............................................. . coeficiente de fricción ..................................... .. frecuencia .................. : ................................... . fracción unitaria de residuales ............................ : fuerza ........................................................... . dosado absoluto ............................................. . dosado estequiométrico ..... ............ ....... , ........... . fuerza debida a la ~_ presión de los gases .............. ..

adimensional

m2 adimensional

m2 adimensional

m2 m/s m/s m/s m/s m/s m/s kJ/kgK kJ/kgK

F adimensional m m m2 /s m kJ kJ

adimensional

Hz adimensional N adimensional adimensional

N

XI

SIMBOLO

F; ................. . FN ............... .. FA .. .............. . FA ................ .

g .................. . gea ............... . gef ................ . g¡f ................ .

h .................. . h ... , .............. . h .................. . H ................. .

He .......... .< .... . i .................. .. 1 .................. . 1 .......... ........ .

k .................. . K ................ .. L L L L

.................. . .................. . ................. .. .................. .

m ................ ..

ma ................ . mcAA ............. .

mee .............. .

rTif ................ . m~

................ .

mREF .............. . rTIRES ............ .. mRET •••••••••·•••••

msuM ............. . M ................ .. M ................ .. M ................. . M ................ .. Me ............... . M¡ ................ . n .................. . n .................. .

Na ............... ..

XII

CONCEPTO

UNIDADES

fuerza de inercia .. " ......................................... . N · fuerza sobre los cojinetes ................... ............. .. N dosado relativo ............................................... . adimensional fuerza de fricción ............................................ . N aceleración de la gravedad ............................... .. m/s consumo específico efectivo de aire ................... . g/kWh consumo específico efectivo de combustible ....... .. ·g/kWh consumo específ!co indicado de combustible ........ . g/kWh coeficiente de película ...................................... . kJ/m2hK fracción másica de vapor de agua en el aire ......... . adimensional entalpía específica ··; · ....................................... . kJ/kg entalpía ......................................................... . kJ poder calorífico inferior a presión constante del combustible ............ ......... ....... ................... . kJ/kg intensidad eléctrica ...........................·........ ....... . A intensidad sonora ............................................ . kW/m2 momento de inercia ......................................... . kgm2 conductividad térmica ........... .... .... .......... ......... . kJ/mhK constante en general ....................................... . levantamiento de válvula .................................. . m longitud característica .......................•............... m longitud de la biela .......................................... . m autoinducción ................................................. . H masa ............................................................ . kg gasto másico de aire ........................................ . kg/s gasto másico de carga ......... . ........... ............. ... kg/s gasto másico de cortocircuito ............................ . kg/s gasto másico de combustible ........................... .. kg/s gasto másico de mezcla .................................. .. kg/s gasto másico de referencia ............................... . kg/s gasto másico de residuales ............................... . kg/s gasto másico retenido ...................................... . kg/s gasto másico suministrado ................................ . kg/s coeficiente de inducción mutua ......... .............. .. . H masa molecular .............................................. . kg/kmol par .......... ....... .............. ..... ..... ........ ...... ..... ... . Nm número de Mach ............................................ . adimensional par efectivo (par motor) ................................... . Nm par indicado ................................... ,............... . Nm número de revoluciones por unidad de tiempo ...... . s·l número de moles ..... ........................................ . adimensional potencia de accionamiento de auxiliares ............. .. kW

SIMBOLO Nb ............... .. Ne ................ . Ne ................ . N¡ ................. . Npm .............. .

N, ................. . NR ................ . Nu ............... . p .................. . pma .............. . pme .............. . pmi .............. . pmpm .......... ,\. pmR .............. .

Pr ................ . q .................. . Q ................. . Q ................. . r .................. . r .................. .

R ................. . R ................. . As ....... ... ...... . Re ................ .

s .................. .

s ................. . s .: ............... . s ................. .

t .................. . t .................. .

t, .................. .

T ··················

u···················

u ....... ... ........ .

u ............ ..... . V··················· V ................. .

V·················· Ve ................ . Vq ················· Vsq ............... . Vo ................ .

CONCEPTO potencia de bombeo ........................................ . potencia de accionamiento del compresor .... . ....... . potencia efectiva ........................................ ..... . potencia indi.cada .......... .... .............................. . potencia de pérdidas mecánicas ......................... . nivel de intensidad sonora ................................ . potencia absorbida en fricción ........................... . número de Nusselt ........ ....... ........................... . presión .......................................................... . presión media de accionamiento de auxiliares ....... . presión media efectiva ..................................... . presión media indicada .............. ................ ....... . presión media de pérdidas mecánicas ................. . presión media de pérdidas por fricción ................ . pérdidas de transmisión .................................... . calor por unidad de masa ................................. . calor ............................................................. . calor transmitido por unidad de tiempo ............... . radio ............................................................. . relación de compresión .................................... . constante de los gases perfectos ....................... . resistencia eléctrica ......................................... . coeficiente de admisión .................................... . número de Reynolds .... .... ................................ . entropía específica ........... ............................... . ca.rrera del pistón ... ... ............... .... ................... . entropía ........................................................ . penetración .................................................... . temperatura Celsius .................. . ...................... . tiempo .......................................................... . tiempo de retraso del combustible ...................... . temperatura Kelvin .......................................... . energía interna específica ................................. . . tensión eléctrica ...... ................ ........................ . energía interna ........... .... .. .. ............................ . volumen específico .......................................... . volumen ........................................................ . tensión eléctrica .......... : ................................... . volumen de la cámara de combustión ................. . volumen ocupado por los gases quemados .......... . volumen ocupado por los gases sin quemar ......... . cilindrada unitaria ............................................ .

UNIDADES

kW kW kW kW kW dB

kW adimensional bar bar bar bar bar bar dB kJ/kg kJ kJ / s

m adimensional kJ / kgK íl adimensional adimensional kJ / K kg

m kJ/K

m

ºC s s K kJ /kg V kJ m3/kg

m3 V

m3 mJ mJ mJ

XIII

SIMBOLO

VR ................ . Vr ................ . We ............... ..

W¡ ................ .

w ................ . z ..... ............ .. a ................ .. a ................. . a

a ................. . ªt ................. .

f3 .................. . 'Y ................. ..

ó ................. .. .i ................ .. E .......... .... .... .

T/ .................. . T/b ................ . T/e ................. . T/i ...... .......... .. T/m ............... .. 11RET ............... .

T/s ....... . ........ .. T/v ................ ..

>. ................. .. >. ......... .... .... .. >. .. ~ ............... . ()

.................. .

µ ........ .. ........ .

e ................. . ea ................ . et ................. . Qj ................ .. T ......... ....... .. .

e/> ................ .. w ................ ..

XIV

CONCEPTO

UNIDADES

volumen ocupado por los gases en reacción ........ . m3 cilindrada total ................................ ................ . m3 trabajo específico efectivo ·.................. ............... . kJ / kg trabajo específico indicado ......................: ......... . kJ / kg trabajo· ...................................... : .... ............... . kJ número de cilindros ....... .. ........ ......... . .. .... ........ . adimensional ángulo de giro del cigüeñal ............................... . radianes aceleración angular .................................. .... ... .. radianes/ s2 coeficiente de difusividad térmica ...................... .. adimensional grado de combustión a volumen constante ......... .. adimensional tensión superficial del combustible ..................... . kg / s2 grado de combustión a presión constante ........... .. adimensional cociente entre calores específicos ................. ...... . adimensional grado de irregularidad ...................................... . adimensional incremento .................. ........ ... ....................... . coeficiente de difusividad turbulenta ..... .............. . adimensional rendimiento .................................................... . adimensional rendimiento del barrido .................................... . adimensional rendimiento efectivo ...... ......... : ........................ . adimensional rendimiento indicado ....................................... . adimensional rendimiento mecánico ...................................... . adimensional rendimiento de la retención ....... ....................... .. adimensional coeficiente de carga .................. ....... ........ ....... . adimensional rendimiento volumétrico ................................... . adimensional coeficiente de exceso de aire ............................ . adimensional relación de semejanza ...................................... . adimensional relación manivela-biela ... ...... .. .... ................ ... ... . adimensional ángulo .......................................................... . rad-grad viscosidad dinámica ......................................... . Ns/m2 densidad ................... ·................ .. ...... ............ . kg / m3 densidad del aire .................................. ........... . l
CAPITULO 1

CARACTERISTICAS FUNDAMENTALES DE LOS MOTORES DE COMBUSTION INTERNA ALTERNATIVOS

1.1 . Introducción 1.2. Campo de aplicación de los motores térmicos alternativos y problemática que presenta su utilización 1.3. Clasificación 1.4. Características típicas de los motores de encendido provocado y de en- . cendido por compresión 1.5. Parámetros fundamentales de los motores de combustión int.erna alternativos

J. CASANOVA Dr. lng. Industrial

A. NOLASCO Dr. lng. Industrial

G. WOLFF Dr. lng. Industrial

1 . 1 . INTRODUCCION El motor térmico permite obtener energía mecánica a partir de la energía térmica almacenada en un fluido a causa de un proceso de combustión. Si el estado térmico se genera en el propio fluido motor, tendremos un motor de combustión interna (MCI). Cuando la transmisión de trabajo se efectúa mediante el desplazamiento lineal de un émbolo, el motor, se denomina alternativo. La evolución del fluido en los motores de combustión interna alternativos es básicamente: admisión de fluido en el cilindro, compresión del mismo, combustión y expansión, y por último, expulsión de los productos quemados (escape). La admisión y el escape son las fases que llamamos proceso de renovación de la carga, la comrresión, combustión y expansión integran lo que podríamos definir como proceso termodinámico básico, que permite transformar el estado térmico generado en el proceso de combustión en trabajo mecánico. Si bien para el proceso de combustión no es necesaria una fase previa de compresión, ésta juega un papel importante en el rendrmiento del motor térmico, ya que cuanto más alta sea la temperatura del fluido al que se aporta el estado térmico por el proceso de combustión, menos degradante será dicho proceso y consecuentemente más elevado el rendimiento.

1 .2. CAMPO DE APLICACION DE LOS MOTORES TERMICOS ALTERNATIVOS Y PROBLEMATICA QUE PRESENTA SU UTILIZACION El gran desarrollo de los motores de combustión interna alternativos (MCIA) se debe a una serie de características entre las que se pueden destacar: - Posibilidad de utilizar combustibles líquidos de elevado poder calorífico, característica de gran importancia en automoción, porque condiciona la autonomfa del vehfculo.

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Motores de combustión interna alternativos

- Rendimiento térmico aceptable, con valores muy dependientes del tipo de motor y de sus condiciones operativas, que raramente sobrepasa el 50% de la energía disponible en el combustible. - Amplio campo de potencias, que en la actualidad abarca desde O, 1 kW hasta 32 MW. - Disposiciones constructivas muy variadas, que permiten adaptar el motor a los usos más diversos. Los MCIA se utilizan como planta motriz entre otros muchos en los campos siguientes: a) Automoción - Transporte. por carretera (automóviles, camiones, motocicletas, etc.) - Maquinaria de obras públicas (palas cargadoras, búlldozers, excavadoras, etc. ) - Maquinaria agrícola (tractores, cosechadoras, etc.)(*) - Propulsión ferroviaria (*) - Propulsión marina (*) - Propulsión aérea (en la actualidad solo pequeños motores) b) Estacionarios - Grupos generadores de energía eléctrica (centrales eléctricas y de emergencia) (*) - Accionamiento industrial (bombas, compresores, etc.) (*) - Áccionamiento rural (motobombas, cortacéspedes, sierras mecánicas, etc.) En lo que se refiere a su competitividad con otros motores, en el presente o en un futuro próximo, se estima que el único motor térmico con el que puede entrar en competencia es con la turbina de gas, especialmente en aquellas aplicaciones en las que se dan una o varias de las siguientes condiciones: necesidad o conveniencia de una élevada potencia específica (potencia;peso del motor) bajo costo de adquisición (especialmente en grupos de elevada potencia) y moderada importancia del consumo de combustible a plena carga y/ o a cargas parciales. El motor eléctrico podría ser un posible competidor para vehículos ligeros si se redujesen los pesos y volúmenes de las baterías para una autonomía aceptable, así como la problemática de vida y entretenimiento de las mismas. Los problemas que presenta la utilización de los MCIA se centra en la actualidad (º):

Fundamentalmente motores Diesel.

Caracterfsticas fundamentales de los motores de combustión interna alternativos

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en los dos puntos siguientes: contaminación y combustible. En 1965 entraron en vigor en EE.UU. normas que limitaban las emisiones de escape de los motores, haciéndose éstas progresivamente más exigentes en los años 1973, 75 y 76. En 1973 comienzan las limitaciones en la CEE, a la que se unen paises no pertenecientes a la misma, entre ellos España (1.7.73). En lo que se refiere a la contaminación por ruido, los niveles máximos permitidos para automóviles están legislados en España desde el 1.10.72. El encarecimiento del petróleo, y el previsible agotamiento a medio plazo de esta fuente de energía, está condicionando últimamente de forma importante el dise·ño de los motores y potenciando la investigación en busca de soluciones que mejoren el rendimiento del motor, así como de posibles combustibles de sustitución. Las reservas existentes garantizan el suministro de combustible derivado del petróleo durante al menos 30 años. Este período se puede ampliar notablemente por el descubrimiento de nuevos yacimientos y por la utilización más selectiva y eficiente de los combustibles actualmente utilizados. ·

1.3. CLASIFICACION 1 . Según el proceso de combustión a) Motores de encendido provocado, MEP (motor Otto, de encendido por chispa, o motor de explosión) En los MEP, en los que se dispone al final de la compresión de una mezcla de air.e y combustible prácticamente homogénea, el proceso de combustión, que se inicia por una causa externa, usualmente la chispa producida en una bujía, se propaga por un frente de llama al resto de la cámara de combustión.

b) Motores de encendido por compresión, MEC (motor Diesel) En los MEC, el fluido admitido, que corrientemente es aire, sufre una fuerte compresión de forma que se garantiza la autoinflamación del combustible en el momento de la inyección.

2 . Según el modo de realizar el ciclo a) Proceso de cuatro tiempos El motor de cuatro tiempos se denomina así porque se requieren cuatro carreras del émbolo, o sea dos revoluciones del motor, para realizar un ciclo completo. El pro-

6


ceso es el siguiente: 1. . Carrera de admisión. 2. Carrera de compresión. 3. Combustión y carrera de expansión. 4. Carrera de escape. La primera y última constituyen la renovación de la carga, que se realiza aprovechando el propio movimiento del émbolo. V~lvulas convenientemente accionadas permiten realizar el proceso en la forma indicada. En la figura 1.1. se representa el comienzo de cada uno de los cuatro tiempos para un motor de encendido provocado.

Fig. 1.1. Las cuatro fases de un MEP monocilíndrico de 4 tiempos

Veamos cada una de las fases detenidamente:

- Primer tiempo o admisión Al separarse el pistón (*) de su punto muerto superior (PMS), se crea una depresión en el interior del cilindro, que permite llenar el cilindro con los gases que llegan a él a través de la válvula de admisión abierta y procedentes del sistema de formación de mezcla. Cuando el pistón llegue al punto muerto inferior (PMI), el cigüeñal habrá recorrido 180 grados y teóricamente la válvula de admisión se cerrará. Sin embargo como después veremos, se deben introducir ciertas modificaciones para mejorar el llenado. 1•1 Pistón y émbolo se emplean indistintamente.

Caracterfsticas fundamentales d e los motores de combust ión interna alternativos

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- Segundo tiempo o compresión

El pistón, al desplazarse desde ·el PMI hacia el PMS con las válvulas cerradas, com prime la mezcla existente en el·interior del cilindro. En el PMS saltará teóricamente la chispa en la bujía provocando la inflamación de la mezcla comprimida; el pistón ha efectuado su segunda carrera y el cigüeñal ha dado otra me...dia vuelta. - Tercer tiempo o expansión.

Por efecto de la presión ejercida por los productos de la combustión, el pistón es obligado a desplazarse nuevamente hasta su PMI, efectuando su tercera carrera, que será la única útif o de trabajo. - Cuarto tiempo o escape.

El pi~~ón inicia su cuarta ca rrera desplazándose desde el PMI al PMS con la válvula de escape abierta, saliendo a través de la misma los productos quemados. Al llegar el pistón al final del recorrido, la citada válvula de escape se cerrará, iniciándose' a continuación un nuevo ciclo. Los fenómenos de compresibilidad e inercia del fluido que circula por el motor conducen, para optimizar el proceso de renovación de la carga y dado el elevado régim~n de los motores, a la apertura de la válvula de admisión antes del PMS y al cierre después del PMI, así como a la apertura de la válvula de escape ant es del PMI y al cierre después del PMS. Por otra parte, la combustión de la mezcla comprimida en el cilindro no es instantánea, sino que requiere un determinado tiempo, por lo que la chispa debe saltar en la bujía antes de que el pistón alcance el PMS. En la figura 1.2. se representan los diagramas de la distribución teórica y real, en donde: AAA: Avance a la apertura de la admisión. AA E: Avance a la apertura del escape. RCA: Retraso al cierre de la admisión. RCE: Retraso al cierre del escape . El decalaje, como se verá oportunamente, _depende del régimen de giro. La figura 1.3. muestra la evolución de la presión en el cilindro en un diagrama presiónvolumen (p-V, diagrama del indicador) y un diagrama presión-ángulo de giro del cigüeñal (p-a) o presión-tiempo (p-t ), en un motor alt ernativo de cuatro tiempos. b) Proceso de dos tiempos.

Aunque el motor de dos tiempos posee las mi~mas cuatro fases, el ciclo se reali-

8


e

'o

e

"'....

e

'o

QI

•o

"'E

a.

E o

e"'

~

a

u

~

a

Teórico

Figura 1.2. Diagrama de la distribución

p

p

V

1

A

1

~

\¡

1:

~: 7 f1 ¡ 1

'vt

~ Vo

o•

ES

180°

360°

A - Admisi ón

CP - Com pres i ón CB - Combu s tión EX - Expansi o'n ES- Estap1

Figura 1.3. Proceso de cuatro tiempos

540°

°'· t 720°

Características fundamentales de los motores de combustión interna alternativos

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za sólo en dos carreras del émbolo, o lo que es lo mismo en una sola revolución . La renovación de la carga se realiza por un proceso denominado barrido, que consiste en desalojar los productos quemados con fluido a presión procedente de la admisión en las proximidades del PMI. Distintas disposiciones constructivas,que serán estudiadas oportunamente, se emplean para realizar el barrido (Figura 1.4.).

barr i do

por cárter

barriclo inclapencliente

Figura 1.4. Tipos de barrido

El proceso de renovación de la carga se suele realizar mediante aberturas denominadas lumbreras, que se abren y cierran con el movimiento del pistón. La figura 1.5. muestra el proceso de barrido en un motor de barrido por cárter, en donde: La: Lumbrera de admisión al cárter. Le: Lumbrera de escape . Lt: Lumbrera de admisión al cilindro (lumbrera de transferencia ). Se advertirá que la carga fresca no entra directamente al cilindro, sino que pasa primero al cárter, en donde sufre una compresión previa para facilitar la fase de barrido. El ciclo de dos tiempos, supuesto el barrido ·por cárter, sería (figura 1.5. ):

- Primera media vuelta del cigüeñal. El pistón sube (figura 1.5.al, comprimiendo la mezcla fresca y descubriendo simultáneamente la lumbrera La por donde entra la mezcla, procedente del sistema deformación de la mezcla (caso de ser MEPl al cárter, al crearse una depresión en el mismo. Sa lta la chispa (figura 1.5.b), el pistón baja produciendo trabajo mecánico, cont inuando durante parte de la carrera la entrada de mezcla al cárter por efecto de la

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inercia del fluido.

u

(a)

( b)

i

'i

r d)

Figura 1.5. Las cuatro fases de un MEP monocilindrico de 2 tiempos

- Segunda media vuelta del cigüeñal El pistón (figura 1.5.c), casi al final de la carrera, descubre la lumbrera de escape y los productos quemados comienzan a ser expulsados del cilindro. Poco después empieza a descubrirse la lumbrera de transferencia Lt (figura 1.5.dl y entra mezcla fresca en el cilindro procedente del cárter desalojando a los productos quemados hacia el exterior a través de la lumbrera de escape Le. Los motores de dos tiempos desarrollan la evolución completa, incluida la renovación de la carga, en una revolución del motor, por lo que es lógico pensar en una mayor potencia por litro de cilindrada para· el mismo número de revoluciones. Teniendo en cuenta que una parte de la carrera la emplean los motores de 2 tiempos en la renovación de la carga, su potencia, aunque no es el doble, es un 60% mayor que en un motor semejante de 4 tiempos. La figura 1.6. muestra la evolución de la presión en el cilindro en un diagrama p-V y p-a para un motor alternativo de dos tiempos. La elección del ciclo de 2 tiempos en muy pequeñas potencias (mot ociclismo, etc.) no responde al criterio de aumentar la potencia específica, sino a la simplificación mecánica que reduce el costo del motor. En este tipo de soluciones, la renovación de la carga resulta más imperfecta que la de los motores de 4 tiempos y, desde luego, más sensible al régimen de revoluciones del motor. Como se verá en semejanza de motores, la poten.da crece con 0 2 y la cilindrada

11

.Característica s fundamentales de los motores de combustión interna alt ernativos

y el peso con 0 3 , por lo que las potencias por litro de cilindrada (kW/ ll y por kilogramo de masa del motor (kW/kgl varían en proporción inversa al diámetro D. Para compensar esta tendencia, se acude al motor de 2 tiempos en las grandes cilindradas, con soluciones constructivas a veces tan complicadas como las que se emplean en motores de 4 tiempos .

AE AA CE CA

AA

1

1

CA CE 1

1

--- r ____ ..1 _____ _ 1

cs

1

: 1

l.

CP

1

EX

180°

CP - Compresión

ce -

B' 360°

et, t

Combustión

EX - Expc.nsio'n

B-

Barrido

Figura 1.6. Proceso de dos tiempos

En potencias intermedias, en donde no imperan los condicionamientos impuestos a las muy pequeñas y muy grandes cilindradas, la tendencia es hacia el motor de 4 tiempos, entre otras razones por las mayores dificultades que se presentan en el diseño de los motores de 2 tiempos, fundamentalmente en lo que se refiere a la renovación de la carga .

3. Según el tipo de refrigeración. La necesidad de mantener algunas partes del motor a temperaturas compatibles con el engrase y evita r deformaciones térmicas inadmisibles, obliga a refrigerar el motor por aire o por líquido.

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a) Refrigeración por aire (refrigeración directa) El aire atmosférico es dirigido hacia las aletas existentes en la superficie del cilindro. b) Refrigeración por líquido (refrigeración indirecta cuando emplea intercambiador seco o húmedo) El motor cede calor al medio refrigerante (casi siempre agua), que actúa generalmente como agente intermedio. Normalmente se necesitan como equipos auxiliares: . - Ventilad~r (refrigeración por aire) - Radiador y bomba de agua (refrigeración por agua) En la figura 1.7. se representan ambos sistemas de refrigeración.

refri ge r ae ión

refrigeración

por l i c¡u i do

por aire

Figura 1.7. Sistemas de refrigefación

Aunque la refrigeración será estudiada oportunamente, conviene anticipar la necesidad de refrigerar más intensamente las grandes cilindradas que las pequeñas, ya que a medida que aumenta la dimensión geométrica de los motores, el motor resulta más adiabático y por tanto más caliente. Las pequeñas cilindradas se refrigeran fácilmente por aire, encontrándose mayore's dificultades al emplear este sistema cuando aumenta el tamaño del cilindro.


13

4. Según el número y disposición de los cilindros. Se utilizan· diferentes disposiciones constructivas entre las que destacan las indicadas en la figura 1.8. El número de cilindros en línea está limitado por la longitud máxi ma admisible del motor y por las vibraciones torsionales.

... ......

... ...

......

@ en

uve a 180

en

uve (V )

en

linea ( L l

Figura 1.8 . Diversas fo rmas constructivas de los motores

5. Según la presión de admisión.

a) Motor de aspiración natural o atmosférico.

..

Es aquel motor en el q1.1e la presión en el colector de admisión es sensiblemente la atmosférica o merior si el motor está estrangulado por la regulación de la carga (MEPl .

b) Motor sobrealimentado. Se dice que un motor está sobrealimentado cuando la presión en el colector de admisión a la entrada del cilindro es superior a la atmosférica. Este resultado se consigue con la ayuda de un compresor.

1 .4. CARACTERISTICAS TIPICAS DE LOS MOTORES DE ENCENDIDO PROVOCADO Y DE ENCENDIDO POR COMPRESION 1. Lugar donde se forma la mezcla. Como es obligado disponer en los MEP de una mezcla combustible-aire lo más ho-

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mogénea posible al final de la compresión, que además se encuentre dentro de los límites de inflamabilidad para poder garantizar la propagación del frente de llama,. la mezcla conviene realizarla con cierta antelación. El método más tradicional es el empleo de un carburador, elemento al que está frecuentemente encomendada la formación de la mezcla. En los sistemas llamados de gasolina inyectada, la mezcla se realiza en el colector de admisión, o bien en el interior del cilindro, durante el proceso de admisión o de admisión-compresión. Por tanto, es también característico de los MEP el comprimir una mezcla carburada. En los MEC, al inyectarse combustible a elevada presión al final de la compresión, la formación de la mezcla se produce siempre dentro del cilindro.

2. Regulación de la carga . Los MEP la hacen por regulación cuantitativa, es decir, se introduce más o menos mezcla de aproximadamente la misma composición. En los MEC, por el contrario, la regulación de la carga es cualitativa, inyectándose más o menos combustible, por lo que se varía la relación aire-combustible al no estrangular$e, en general, la admisión de aire. La característica típica de los MEP de comprimir mezcla carburada impone condicionamientos respecto de la relación de compresión utilizable, limitación que no existe, en principio, en los MEC. Existen motores híbridos (Diesel-gas) en los que se comprime una mezcla pobre de aire-gas que arde con una inyección de combustible al final de la compresión. Estos motores pueden trabajar también como motores Diesel ordinarios (eliminando el gas) o bien admitiendo gas y reduciendo el combustible inye.ctado hasta llegar, en el caso más extremo, a una inyección piloto.

3. Naturaleza del combustible. El empleo de combustibles volátiles (gaseosos o gasolinas) simplifica el proceso de formación de la mezcla permitiendo el uso de dispositivos sencillos como los mezcladores y carburadores. Además los combustibles más ligeros tienen temperaturas de autoinflamación más altas, que permiten el incremento de la compresión de la mezcla. En los motores Diesel en donde interesan temperaturas de autoinflamación bajas, se emplean combustibles más pesados, que además, por tener un carácter más lu bricante facilitan el funcionamiento del equipo de inyección. La pulverización de com bustibles más viscosos obliga al empleo de altas presiones de inyección. El uso de combustible de peso molecular elevado en los MEP, obligaría a fuertes


15

calentamientos de la mezcla para facilitar su gasificac ión, con la consi.guiente disminución de la masa de mezcla introducida. 4. Dosado La relación combustible-aire utilizada en un proceso de combustión se denomina dosado absoluto o dosado,

F

=

m1

=

masa de combustible masa de aire

La relación combustible-aire para la reacción estequiométrica, se llama dosado estequiométrico,

Si dividimos el dosado por el dosado estequiométrico, obtendremos el llamado dosado relativo, F

Si

FR < 1 Defecto de combustible. Mezcla pobre. FR = 1 Combustible estequiométrico . Mezcla estequiométrica. FR > 1 Exceso de combustible. Mezcla rica. Los MEP suelen trabajar con relaciones con:ibustible-aire próximas a la estequiométrica, es decir FR = 1. Los MEC siempre trabajan con mezclas pobres debido a las dificultades de formación de mezcla que presentan este tipo de motores. Usualmente FR s 0,7. También es muy frecuente la utilización de la relación in.versa para definir el dosado. En este caso tendremos (*): A =

Dosado absoluto o dosado.

( •) f!.. mcibe también el nombre de relación aire-combustible y F relación combustible-aire.

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Dosado estequiométrico.

Dosado relativo o coeficiente de exceso de aire. Si: AR > 1 Exceso de aire. Mezcla pobre. AR = 1 Aire estequiométrico. Mezcla estequiométrica. AR < 1 Defecto de aire. Mezcla rica . 5. Pot encia específica. Los MEP tienen potencias específicas (kW / 1ó kW / kgl en general mayores que las de los MEC no sobrealimentados, debido a su régimen de revoluciones y a su presión media efectiva más elevados. La elevación de la presión media efectiva de los MEC con la sobrealimentación, práctica que se está extendiendo a las pequeñas cilindradas, está reduciendo la diferencia apuntada. Valores usuales son :

MEP

Motocicletas ................................... Turismos ........................................ Deportivos, atmosféricos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . sobrealimentados ............

50-280 kW / 1 35-45 kW / 1 120-175 kW / 1 150-350 kW/ I

1-4 kW/kg 0,4-0,8 kW /kg 0,8-3 kW/ kg 2-5 kW/ kg

MEC

Turismos ............................... : ........ Camiones atmosféricos . . . . . . . . .. . . . . .. . . . . Camiones sobrealimentados .............. Ferroviarios, marinos y estacionarios de 4 tiempos . . .. .. . . .. .. .. .. .. .. .. . . .. . . . .. .. . Marinos y estacionarios de 2 tiempos ..

20-35 kW / 1 12-17 kW / 1 15-24 kW / 1

0,3-0,4 kW / kg 0,2-0,25 kW/kg 0,25-0,3 kW / kg

20 kW / 1 2-4 kW / 1

0,1-0,25 kW/kg 0,03-0,05 kW /kg

1.5. PARAMETROS FUNDAMENTALES DE LOS MOTORES DE COMBUSTION INTERNA ALTERNATIVOS 1 . Diámetro y carrera. - Diámetro del cilindro .. ............ ·~... .... ....... . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . D

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Caracteristicas fundamentales de los motores de combustión interna alternativos

- Carrera del cilindro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . S Longitud recorrida por el émbolo entre el PMS y el PMI. - Relación carrera/diámetro ......................................................... S/D Valores actuales: · MEP automoción .................................. ~ ..................... 0,6 - 1, 1 MEC automoción ........................................................ 0,9 : 1,2 MEC 4T lentos . ............... . ................................. . ........ 1,2 - 1,4 MEC 2T lentos ........................................................... 1,8 - 3

- Sección del pistón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ap

=

'ir

02 4

- Cilindrada unitaria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . V0 = Ap S Volumen desplazado por el émbolo en una carrera. - Número de cilindros . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . z Valores actuales: M EP motocicletas . . . . . . .. . . . . . . . . . . . .. . . . . . .. .. .. . .. .. .. . .. . .. . . .. .. .. . ..... .. 1 - 4 MEP automóviles .................................. 2 - 6 en línea, 6 - 8 en V · MEC camiones ...................................... 4 - 6 en línea, 6-10 en V MEC marinos, ferroviarios y estacionarios ... 1-10 en línea, 8-20 en V - Cilindrada total . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . V r = zV 0 - Volumen final de compresión ..................... .. ........................... Ve (*) Volumen existente entre culata y pistón en el PMS. - Número de revoluciones por unidad de tiempo . . .. . .. .. .. .. .. .. .. . . .. .. .. . .. .. . n Valores actuales de n para potencia máxima: MEP automoción ................................. 5.500 - 6.000 rpm (min- 1) MEP competición .......................... ........ 12.000 rpm (min- 1) MEC automoción ................................. 1.800 - 5.000 rpm (min- 1 ) MEC 4T estacionarios.ferroviarios y marinos 500 - 1.500 rpm (min - 1) MEC 2T lentos (marinos) .. .. . .. . . . . . . . .. . . .. . .. . 70 - 200 rpm (min- 1 l

2. Relación de compresión volumétrica. Se define como la relación entre el volumen existente en el cilindro en el PMI (cilindrada más cámara de combustión) y en el PMS (volumen de la cámara de combustión).

r

=

Vo + Ve Ve

En los motores de 2 tiempos con lumbreras se puede definir una relación de comoresión geométrica r y una efectiva r'. La geométrica se define como en el motor se le llama frecuentemente volumen de la cámara de combustión.

18


de 4T, y ·la efectiva de la forma siguiente:

donde

V~

=

Ap S' Ye

___º___ TT

111

s' s

S = carrera geométrica. S' = carrera útil. Va lores usuales para la relación de compresión geométrica son: MEP MEC

8-10 12,5-23

3. Velocidad lineal media del pistón.

11-- ------K-

Se define de la forma: Cm

= ·2 S n

Figura 1.9. Carrera útil y geométrica en un motor de 2 tiempos

Valores actuales de Cm (al régimen de giro correspondiente a la potencia máxima}: MEP MEP MEC l\ÍIEC MEC

turismos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . .. . . . . . . . .. .. . . . .. . deportivos ................................................................ automoción .............................................................. 4T estacionarios, marinos y ferroviarios . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2T lentos ..... .... .. . . . .. ..... .. .. . . .. . . . .. . ... . .. ......... .. ..... .. ... .. ..

8-16 15-23 9-13 6-11 6- 7

m/s m/s m /s m/s

mis

4. Presión media y potencia . Si consideramos el diagrama del indicador de un motor de 4T (figura 1.10), y añadimos la superficie doblemente rayada S tanto al área positiva como a la negativa, tendremos: - Trabajo indicado del proceso básico (compresión, combustión y expansión) W ¡ = f>pdV extendida a la línea que pasa por los puntos a-b-c-a. · Trabajo indicado de la renovación de la carga 1admisión y escape), denomina-

Caracterfsticas fundamentales de los motores de combustión interna alternativos

do trabajo de bombeo, Wb tos a-d-c-a.

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= tPdV extendida a la línea que pasa por los pun-

Este trabajo normalment~ no se considera como trabajo indicado y se incluye, como ya veremos, dentro de las pérdidas mecánicas.

¡

p

b

pmi

e

a

s V

Vo Figura 1.10. Determinación de la presión media indicada en un motor de 4 tiempos

La presión media indicada se define como una presión constante, que durante una carrera proporciona un trabajo igual al indicado del ciclo. W; = pmi V 0 pmi

=

W ·1

Vo Si en el diagrama p-V se dibuja un rectángulo de longitud V0 y altura tal que el área encerrada sea igual al trabajo indicado sin incluir el de bombeo, dicha altura corresponde a la presión media indicada. Si el motor es de 2T no existe lazo de renovación de la carga y el área del diagrama del indicador corresponde al trabajo indicado, La potencia indicada N¡ (o potencia interna) de un cilindro será:

20


ó bien: N ¡0

= -1

.A

pm1

.

p Cm 1

2

siendo: n - revoluciones por unidad de tiempo. i - número de ciclos por vuelta. i = Y2 (4 tiempos); i = 1 (2 tiempos) La potencia indicada de un motor policilíndrico será:

N¡ = pmi V 0 z n i

=

pmi V r n i

La potencia efectiva N0 en el cigüeñal será menor que la potencia indicada N¡; la diferencia entre ambas será la potencia absorbida por pérdidas mecánicas.

La potencia absorbida por las pérdidas mecánicas incluye las pérdidas por fricción mecánica (pistones, segmentos, cojinetes), las pérdidas de bombeo y la potencia necesaria para el accionamiento de los elementos auxiliares, aunque este término tiene distintos significados según cada norma. La presión media efectiva pme se define análogamente a la presión media indicada pmi, es decir, es una presión constante, que durante una carrera produciría un trabajo igual al efectivo del motor. La potencia efectiva se puede expresar también de la forma:

Ne

= Ne

ó bien:

pme Vr n i

= -1

pme

A

p

z

.

Cm 1

2

. y la potencia absorbida por pérdidas mecánicas como:

Npm

=

N¡ - Ne

=

(pmi - pme) Vr n i

Definiendo la presión media de pérdidas mecánicas como: pmpm = pmi - pme


21

La potencia absorbida por pérdidas mecánicas será por tanto:

Valores usuales de la pme (máxima) en motores actuales son: MEP MEP MEC MEC MEC

turismos .. ..... ........... . ... ....... ......... .. ....... .. ....... .. ..... deportivos . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . .. . . . . . . . . . automoción .. ........ .............. ..... .. .. ... .. .... ....... ....... .. . 4T industriales .. . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . 2T lentos ...............................................................

8,0 8,5 6,0 5,5 10,0

-

14 25 16 23 15

bar bar bar bar bar

5. Rendimientos y consumo específico. Si la potencia obtenida de un motor es N y se ha suministrado una potencia térmica de rht He (rht masa de combustible por unidad de tiempo, He poder calorífico del combustible a presión constante(*)), el rendimiento térmico será: N 11 =

Por tanto el rendimiento indicado o interno será:

71¡

=

71e

=

N¡

y el rendimiento efectivo:

Los valores óptimos del rendimiento efectivo sólo se alcanzan para unas determinadas condiciones de funcionamiento, y oscilan entre: MEP MEC

0,25 - 0,30 0,30 - 0,50

Por medio del rendimiento mecánico se determina la potencia absorbida por las pérdidas mecánicas que incluyen, como hemos dicho, la de accionamiento de los ele(•) Se toma el poder calorífico inferior por convenio.

22


mentos auxiliares. El rendimiento mecánico será:

=

1/m

Ne

=

N¡

pme pmi

=

1/e

r¡¡

Su valor suele ser del orden de 0,8 a plena carga En la práctica interesa conocer el consumo específico del combustible gf, que se define como la relación entre el gasto másico de combustible y la potencia obtenida.

9t

=

rTif N

Teniendo en cuenta que el rendimiento térmico vale:

N

r¡

tendremos:

9t

=

El consumo específico efectivo de combustible es:

9et

rTif

= -

1

Ne

y el consumo específico indicado de combustible:

rTI¡ 9if

N¡

r¡¡ He

La unidad utilizada es el g / kWh y los valores usuales para el consumo especifico efectivo de combustible son: MEP ...................................................................... 320 MEC ................... , ................................................... 280

280 g/kWh 180 g/kWh


23

BIBLIOGRAFIA GIACOSA, D.: Motores endotérmicos. Editorial Dossat. 1979. GROHE, H.: Otto-und Dieselmotoren. Vogel-Verlag. 1978. MAASS, H.: Gestaltung und Hauptabmessungen der Verbrennungskraftmas.chine. SpringerVerlag. 1979. MATAIX, C.: Termodinámica técnica y máquinas térmicas. Ediciones ICAI. 1978. N. N. : Manual de la técnica del automovil. Bosch. Urmo S.A . de ediciones. 1976. N. N. : Diesel and Gas Turbine Worldwide Catalog. 1982. TAYLOR, CH.F.: The lnternal-Combustion Engine in Theory and Practice. MIT Press. 1982.

CAPITULO 2

CICLOS DE TRABAJO DE LOS MOTORES. CICLOS DE AIRE

2.1. Generalidades 2.2. , Ciclos reales 2.3. Ciclos teóricos 2.4. Ciclo de aire equivalente de volumen constante 2.5. Ciclo de aire equivalente de presión limitada

J.R. S-S IMPSON Dr. lng. Industrial A. NOLASCO Dr. lng. Industrial


2.1. GENERALIDADES Las consideraciones termodinámicas han ido unidas al desarrollo de los motores de combustión interna desde sus comienzos. La intelección termodinámica de los procesos que se sucedían en su interior, ha sido y es de la mayor importancia para mejorar sus condiciones operativas. Sirvió, por ejemplo, para comprender la necesidad de que existiera un proceso previo de compresión que, aumentando la temperatura a la que se aporta la energía térmica generada por el proceso de combustión, propiciara la producción de trabajo mecánico y por tanto mejorara el rendimiento del motor. Sirve, en la actualidad, no sólo como aproximación al cálculo de los parámetros. reales, sino también como pauta para el análisis de las posibles mejoras te.rmodinámicas de un motor concreto. No debe pensarse, sin embargo, que es solo un alto rendimiento o lo que es lo mismo, un bajo con~umo específico, la única cualidad a destacar en los motores. Otras, como: alta potencia específica, fiabilidad, largo período entre revisiones y más bajo costo de .mantenimiento y fabricación, son asimismo importantes. Puede ocurrir, incluso, que otras características, tenidas por secundarias, tales como el espacio ocupado por el motor, o la facilidad de acceso mecánico a alguna de sus partes, deban también considerarse. El atender y tener presentes todas ellas, ponderándolas en cada caso, potenciando unas en detrimento de otras, dando la solución más fácil a los complejos problemas propuestos, nos permitirá llegar a la concepción, diseño, realizac.ión o elección del motor óptimo · para el uso previsto para el mismo. Los procesos reales que tienen lugar en los motores son demasiado complejos para pretender realizar un análisis completo de los mismos. Es, por tanto, necesario acudir a esquemas de substitución o procesos teóricos, en los que es más fácil realizar cálculos y sacar consecuencias que ayuden a conocer el proceso real. Se entiende por ciclo termodinámico la evolución sucesiva que experimenta el estado termodinámico de un mismo fluido (sistema) y que le hace regresar después de un cierto número de procesos al mismo estado termodinámico del que partió. Los motores de combustión interna no funcionan según un ciclo termodinámico; las transformaciones y renovaciones del fluido motor impiden considerarlo así. Sin embargo. siempre podremos hablar de ciclos de trabajo ~e los motores como secuencia sucesiva

28

Motores de combustión intema altematfvoa

de procesos reales que se repiten en el tiempo. Tales ciclos se denominan ciclos reales. Los ciclos de aire-combustible y los de aire son esquemas sustitutivos de los ciclos de trabajo de los motores, en los que no se considerarán los procesos de renovación de la carga, y sí solamente los procesos básicos que tienen lugar en los motores. Los llamaremos también ciclos teóricos. Pro.cederemos a continuación, basándonos en el diagrama p-V de la evolución del fluido en el motor, a describir el ciclo de trabajo básico de un motor de encendido provocado (MEP) y de otro de encendido por compresión (MEC).

p

?

V Fig. 2. 1. Ciclo de trabajo básico en los MEP

V Fig. 2.2. Ciclo de trabajo básico en los MEC

El diagrama p-V de la evolución del fluido. en el motor se determina mediante una serie de aparatos que se denominan indicadores. Los términos diagrama del indicador y potencia indicada derivan del nombre de estos aparatos.

2.2. CICLOS REALES Mencionaremos, a continuación, las causas de la disminución del rendimiento en los procesos que se suceden en los ciclos reales en comparación con los teóricos. 1 . 'Ciclo real en los MEP a) Compresión

Ciclos de trabajo de los motores. Ciclos de aire

29

Durante este proceso, se comprime una mezcla de aire, combustible y residua les. Estos últimos proceden de las combustiones anteriores al no haber sido expu lsados durante el escape precedente. El pequeño gradiente de temperaturas y la baja velocidad entre fluido y pared, hacen que el proceso no se aleje mucho del comportamiento adiabático y que pueda considerarse como prácticamente reversible. En un motor bien conservado, las fugas de fluido erntre segmentos y paredes del cilindro son despreciables; por lo que podemos estimar que la masa que evoluciona pesde el final de la admisión hasta el escape es, en la práctica, invariable. b) Combustión En la combustión que tiene lugar en los ciclos reales, la velocidad del frente de llama es del mismo orden de magnitud que la velocidad lineal media del pistón. En consecuencia, el día.grama p-V queda afectado por la vetocidad de combustión, originando las llamadas pérdidas de tiempo. Si la combustión se produjese instantáneamente en el PMS, el rendimiento sería lógicamente más elevado. La necesidad mecánica de refrigerar el motor nos conduce a un proceso de combustión no adiabático con las consiguientes pérdidas de calor, que situadas en las proximidades del PMS, afectan de forma importante a la producción de trabajo mecánico. Por el hecho de iniciarse la combustión en la bujía y propagarse al resto de la cámara de combustión, se produce un desequilibrio de temperaturas en la misma, ya que la primera fracción de la mezcla sufre una combustión seguida de una compresión y la última lo contrario. Este fenómeno se denomina combustión progresiva y equivale, debido a la variación de los calores específicos con la temperatura, a una temperatura media de.aportación de energía térmica más baja, y por tanto a una disminución del rendimiento. Para terminar, es preciso señalar que la combustión no es completa debido a imperfecciones en la formación de la mezcla, a la inferior temperatura de la mezcla sin quemar en contacto con la pared y a las dificultades, crecientes con la temperatura, de hacer progresar la reacción. El equilibrio químico no llega a alcanzarse realmente dada la rapidez del proceso. e) Expansión En esta fase, los productos resultantes de la combustión de la mezcla admitida se expanden en un proceso mecánicamente reversible, sin fricción fluida, con pérdidas de calor importantes por el fuerte gradiente de temperaturas entre fluido y paredes. La composición de los productos evoluciona según las leyes de la cinética química y tampoco se alcanza el equilibrio químico.


30

El avance a la apertura del escape, produce una pérdida de área en el diagrama del indicador. denominada pérdida de escape, tal y como queda claramente de manifiesto en la figura 2.3. donde también se han representado el resto de las pérdidas comentadas. bar

60

p ptr~id as de e 111 or

12 "•

so l.O

2%

30

2. Ciclo real en los MEC

20 10

La evolución det fluido en el motor se supone mecánicamente reversible, al tomar el área del diagrama del indicador como trabajo desarrollado por el fluido. Si la fricción fluida fuese importante el trabajo sería menor que el área.

ciclo -·-ciclo aire-combustible. V

Fig.2.3 . Pérdidas en el diagrama del indicador

a) Compresión Este proceso se puede suponer, en genral, reversible y adiabático por las mismas razones apuntadas en los MEP. No obstante, en los motores de pequeña cilindrada y elevada turbulencia, no se puede considerar esta hipótesis.

b) Combustión El proceso de combustión se realiza por autoinflamación del combustible inyectado en las proximidades del PMS. La combustión se desarrolla básicamente en dos fases. La primera tiene lugar con gran rapidez, prácticamente a volumen constante, y es debida a la combustión del combustible inyectado en el retraso (tiempo que transcurre desde que se comienza a inyectar el combustible hasta que se inicia la combustión). En los motores Diesel lentos, en los que no se inyecta prácticamente combustible en el tiempo de retraso, puede no subir la presión por encima de la obtenida al fina l de Ja compresión, debido a la ley de suministro de combustible del equipo de inyección. La segunda, se extiende desde que se alcanza la presión máxima, hasta que finaliza el proceso de combustión en un punto más o menos avanzado de la carrera de expansión.

e) Expansión En esta fase se expanden los productos resultantes de la combustión, que sigue progresando durante cierta fracción de la misma. El proceso se puede considerar mecánicamente reversible aunque con importantes pérdidas de calor. El avance a la apertura del escape produce, al igual que en los MEP, una pérdida de área en el diagrama del indicador.


31

2.3. CICLOS TEORICOS Los ciclos teóricos, como ya se ha dicho, son esquemas sustitutivos de los ciclos reaies que, merced a la adopción de hipótesis simplificadoras, pretenden predecir, por cálculo, parámetros de importancia básica, como son el trabajo y el rendimiento. Estos mismos parámetros, referidos a los ciclos reales, podrán obtenerse aplicando a los cálculos realizados los llamados coeficientes de calidad qe los ciclos teóricos. Una continuada y paciente investigación en orden a la evaluación de aquellas hipótesis simplificadoras y el uso de modernos y rápidos sistemas de cálculo, nos acerca a una determinación cada vez más exacta y directa de los ciclos reales. Si en las evoluciones reales descritas en el apartado anterior eliminamos como causas de un inferior rendimiento: 1) 2) 3) 4) 5) 6)

Fugas. Combustión progresiva. Combustión incompleta. Pérdidas de calor. Pérdidas de tiempo. Pérdidas de escape.

definiremos un ciclo teórico llamado ciclo de aire-combustible. Es un ciclo límite o ideal al que es deseable acercarse para mejorar el rendimiento y la potencia del motor. El fluido que evoluciona en él es similar al real; constituido, en la compresión, por una mezcla de aire combustible y residuales, y, en la expansión, por productos quemados. Si substituimos el fluido por aire, con calores específicos constantes o variables con la temperatura, tendremos el ciclo de aire. El más comúnmente empleado es el de calores específicos constantes. La utilización de calores específicos variables elimina, en gran parte, la sencillez de este ciclo, no teniendo entonces ventajas operativas importantes sobre el ciclo de aire-combustible. Las propiedades termodinámicas del aire son si.milares a las de los fluidos que evolucionan en el motor. Sus calores específicos se toman a la temperatura base estándar (298 K) y corresponden a valores de Cp = 1,0038 kJ/kg K y de Cv = 0,7168 kJ/kg K con un valor para 'Y= 1,4. Estos valores estandarizan una variable importante en la definición de este ciclo. Como el fluido que evoluciona carece de energía propia, es necesario aportar del exterior la misma cantidad de energía, por unidad de masa, que aporta el fluido real. Esta condición convierte, por definición, el ciclo de aire en un ciclo termodinámico.

2.4. CICLO DE AIRE EQUIVALENTE DE VOLUMEN CONSTANTE El ciclo de aire equivalente al ciclo real de un motor de encendido provocado se de-


32

nomina cic lo de aire equivalente de vo lumen constan:te de ese motor y cumple las siguientes bases: 3

1) Una sucesión similar de procesos. 2) La misma relación de compresión volumétrica. 3) La misma energía aportada por unidad de masa de aire, que en el ciclo real por unidad de masa del fluido que evoluciona. 4) La misma presión y temperatura en un punto de referencia dé la línea de . compresión.

2

Los procesos de este ciclo de aire son: ·

4

V

Fig.2.4. Ciclo a volumen constante

1-2. Compresión adiabática y reversible, con una relación de compresión vo· lumétrica determinada.

2-3. Aportación de calor a volumen constante en la cuantía fijada por el proceso real. 3-4. Expansión adiabática y reversible, hasta alcanzar el volumen inicial. 4-1. Enfriamiento a volumen constante, hasta alcanzar la presión inicial. El diagrama p-v de la evolución del fluido se refiere usualmente a la unidad de masa de aire. El proceso 4-1 substituye, a efectos de desarrollo de trabajo mecánico, a la caída de presión que tiene lugar en el proceso real por pérdida de fluido en el escape. La evolución se convierte así en un ciclo (cerrado) termodinámico .. Calculemos ahora el rendimiento de este ciclo de aire. El trabajo específico del ciclo lo podemos calcular por diferencia entre el realizado en la expansión y el aportado en la compresión al sistema:

w

=

Wexp - Wcomp,

en función de las energías internas por unidad de masa:

El calor específico aportado será: q 2.3

=

Cv

(T3

-

T2 ) y por tanto podremos escribir:


w q 2-3

=

Cv (T3-T4) - Cv (T2-T1)

~~~~~~~~

=

Cv (T3 - T 2)

1- T4-T1 = 1- T1 T3 -T2 T2

Suponiendo que el aire se comporta como gas perfecto y que en el proceso adiabá· tico de compresión (1 -2), se cumple:

1 -y·l

r

siendo: r - relación de compresión volumétrica. 'Y - cociente de calores específicos. y que por ser también adiabático el proceso de expansión (3-4). ocurre que:

se concluye que:

(2.11 Que es la expresión del rendimiento del ciclo de aire, equivalente al ciclo real de un MEP. Las consecuencias que se deducen de esta e?

34

rendimiento está afectado además por otros factores como: el dosado, el grado de admisión ... etc. Pero en condiciones usuales, es la relación de compresión el factor , más característico del que depende el rendimiento indicado. 0,6

2.5. CICLO DE AIRE EQUIVALENTE DE PRES ION LIMITADA

0,5 0,4

Este ciclo de aire equivalente al ciclo real de un motor de encendido por compresión, se establece según las siguientes bases:

0,3

0,2 0,1

5

6

7

8

9

10

r

Fig.2.5. Influencia del dosado en el rendimiento del ciclo real

1) Una sucesión similar de procesos. 2) La misma relación de compresión volumétrica . 3 ) La misma energía aportada por unidad de masa de aire, que en el ciclo real por unidad de masa total del fluido que existe al final de la inyección.

4) La misma presión y temperatura en un punto de referencia de la línea de compresión. 5) La misma presión máxima de combustión.

p 3

3A

V

Fig.2.6. Ciclo de aire de presión limitada

En este tipo de ciclo (figura 2.6). los procesos son: 1-2. Compresión adiabática y reversible con una determinada relación de compresión volumétrica. 2-3. Aportación del calor a volumen constante. Este proceso substituye en la evolución real al correspondiente a la combustión del combustible inyectado en el retraso. 3-3A. Aportación de calor a presión constante. Este proceso teórico substituye al proceso real de combustión que tiene lugar después de quemarse el combustible inyectado en el retraso. En la descripción del ciclo real. indicábamos que la combustión finalizaba durante la expanstón. De hecho.

el combustible inyectado aespués del retraso tiene dificultades crecientes oara en-


35

centrar el oxígeno necesario para la combustión, prolongándose ésta incluso más de lo que sería deseable. 3A-4. Expansión adiabática y reversible hasta alcanzar el volumen inicial. 4-1. Enfriamiento a volumen constante hasta la presión inicial. Como en el ciclo de aire equivalente de volumen constante, el diagrama p-v de la evolución del fluido se refiere a la unidad de masa de aire. Por las mismas consideraciones hechas para el proceso 4-1 en el ap. 2.4. , este ciclo es también un ciclo (cerrado) termodinámico. Calculemos ahora el rendimiento de este ciclo. Llamando grado de combustión a v = cte a:

=

a

p3

P2

y grado de. combustión a p = cte a:

=

{3

vJA V3

tenemos:

w

=

q2·3A - q4-1

= q2·3A

- Cv (T4 - T1)

como:

podemos escribir:

'Y/ =

w

=

=

1-

=

1

_ T1 T2 T3 / T2

-

=

1-

T4/ T1 - 1 1 + 'Y (T3A/T2

-

T3 / T2 )

Considerando al aire como gas perfecto y teniendo en cuenta que en el proceso de compresión (1 -2), se cumple:

36


V2) -y-i

1

= (-

= - -

V1

y que en el proceso a v

=

cte (2-3), se puede escribir:

T3

y que del proceso a p

= cte T3A T2

(Y•l

P3

=a

(3-3A), se puede afirmar:

=

T3A

T3

T3

T2

=

V3A

a

= {3a

V3

y por otra parte:

T4 T1

=

T4

T3A

T3

T3A

T3

T2

T1 ~ (~f T2

v3A

V3

"CJ

a(~)' =

fP

concluiremos que: ')

,., =

1-

a {3- 1

r'l- 1 a-1 + -ya({3-1)

[2.2) Que es la expresión del rendimiento del ciclo de aire, equivalente al ciclo real de un MEC, aplicable a.motores Diesel rápidos y a los lentos que tienen subida de presión causada por la ley de inyección. Si en la expresión anterior hacemos a= 1, tendremos: 'Y

(3 - 1

-y·l

r

'Y ({3-1}

[2.3.) Que es la expresión del rendimiento del ciclo de aire aplicable al resto de los motores Diesel lentos. Con (3 = 1 y a > 1 obtenemos la expresión ya deducida para. los MEP, y que puede aplicarse a algunos Diesel,en condiciones operativas muy especiales. Consideremos ahora, algunas consecuencias que se deducen de estas expresiones, y la validez de las mismas respecto de los ciclos reales. 1) Suponiendo que el calor aportado al aire, durante los procesos a v :::: cte y a p = cte, y la relación de compresión volumétrica se mantienen constantes, podría observarse que cuando a crece y (3 decrece, el réndimient_o aumenta, alcanzando su máximo valor para (3 = 1. Por el contrario, si a decrec~ y (3 crece, el rendimiento disminuye,


37

alcanzando su valor mínimo cuando a= 1. - - c i clo de V=c te - ·- ·-c iclo de p li mi t acia -----c icl o tlC! p=de

Aunque esta consecuencia es deducible matemáticamente de las ecuaciones anteriores; la interpretación termodinámica, que queda reflejada en la figura 2.7, es más rápida e ilustrativa. Como estos ciclos son termodinámicos al ser el calor·aportado constante en todos ellos, el trabajo obtenido y por tanto el rendimiento, son más elevados cuanto menor es el calor cedido al exterior. Concluyendo:

p p

Wvcte >

v. V T

2

Wplim ,

> Wpcte

Lo mismo ocurre con los rendimientos. Si en un ciclo real de un motor determinado, conseguimos más combustión próxima a la zona de v = cte y menos a la de p = cte, el rendimiento mejorará, subirá la presión máxima de combustión, y la marcha resultará más dura. Al comparar motores de tamaño y características muy diferentes hay que tener presente que otros factores pueden afectar al rendimiento en una mayor cuantía.

2) En los ciclos de aire de presión limitada, el rendimiento crece lenta s mente con la relación de compresión . De hecho, para el mismo calor aporFig .2.7. Comparación entre los distintos ciclos de aire tado y la misma presión máxima estos ciclos tienen ya mayor rendimiento que los de volumen constante y una mayor relación de compresión. Esta tendencia la presentan también los ciclos reales de los motores aunque con las mismas restricciones comparativas apuntadas en el párrafo anterior (figura 2.8). 3) Al aumentar la cantidad de combustible inyectado en el ciclo de aire (aumento de J ). suponiendo constantes la relación de compresion y el grado de combust ión a V= cte. el rend im iento disminuye. Los ciclos reales siguen esta previsión. incluso de forma más

38


acusada. debido a las dificultades crecientes que se presentan en el proceso de combustión al aumentar la carga (figura 2.9).

11 0,6 0,5

0,4 0,3

a- íl=1; v=de

0,2

b-o(=1;p=rtc e - p rnüx l: mi t Jcla

0,1

4 5 6 7 8 9 1O 11 12 13 14 15 16 17 r

Fig.2.8. Rendimiento de los ciclos de aire en función de la relación de compresión

~ 0,7

cielo aire p. limitada.

0,6

º· 5 0,4 0, 3

0,2

0,3

0,4

º· 5

0,6

º· 7

0,8

0,9

Fig. 2.9. Variación del rendimiento con la carga

L

F1t


39

BIBLIOGRAFIA ABBOTT M.M. y VAN NESS H.C.: Termodinámica. McGraw-Hill, México . 1975. KHOVAKH. M.: Motor Vehicule Engines. Mir Publishers, Moscow. 1971. LICHTY, L.C.: lr:iternal-Combustion Engines. McGraw-Hill Book Company, New York, Toronto, London. 1951. MATAIX, C.: Termodinámica técnica y máquinas térmicas. Ed. l.C.A.I., Madrid, 1978. OBERT, E.F.: Motores de combustión interna. Análisis y aplicaciones. Compañía Editorial Continental S.A .. México. 1974. TAYLOR, C.F.: The Interna! Combustion Engine in Theory and Practice. Vols. 1-11, M.I.T. Press. Cambridge, Massachusetts. 1982.

CAPITULO 3

CICLOS DE TRABAJO DE LOS MOTORES. CICLOS DE AIRE-COMBUSTIBLE

3.1. Ciclo de aire-combustible 3.2. Diagramas para mezclas sin quemar 3.3. Diagramas de productos quemados 3.4. Utilización de los diagramas para otros combustibles 3.5. Ciclo de aire-combustible equivalente de volumen constante 3.6 . Ciclo de aire-combustible equivalente de presión limitada 3.7. Determinación experimental de los valores de F, FR y f 3.8. Interés del estudio del ciclo de aire-combustible

J.R. S-SI MPSON Dr. lng. Industrial A. NOLASCO Dr. lng. Industrial G. WOLFF Dr. lng. Industrial

3 . 1. CICLO DE AIRE-COMBUSTIBLE El ciclo de aire-combustible es un ciclo teórico, en el que no se consideran, por hipótesis, una serie de imperfecciones que gravan el rendimiento de los ciclos reales y que han sido enumeradas en el capítulo anterior. Se distingue del ciclo de aire en la consideración, mucho más cercana a la realidad, del fluido que evoluciona en él. Efectivamente, éste es un fluido combustible, capaz, por tanto, de sufrir una combustión, autotransformándose y elevando el estado térmico del fluido resultante. Dicha transformación hace que sea preciso considerar fluidos distintos antes y después de la combustión. La relación entre los estados termodinámicos de los mismos, en esos dos puntos, será verificada por medio de la ecuación de conservación de la energía. Por ello, el ciclo de aire-combustible no es un ciclo termodinámico, sino una secuencia de procesos teóricos ordenada de forma similar a los ciclos de trabajo de los motores. Se supone que los fluidos cumplen la ecuación de los gases perfectos y que los calores específicos de los mismos y de sus componentes son variables con la temperatura. En consecuencia, será preciso disponer de tablas o diagramas que permitan determinar las propiedades termodinámicas de estos fluidos. Dada la enorme cantidad · de mezclas combustibles que pueden considerarse, será preciso definirlas y definir igualmente la utilización del ciclo de aire-combustible con relación a una de ellas y también con relación a unas concretas tablas termodinámicas.

3.2. DIAGRAMAS PARA MEZCLAS SIN QUEMAR Los diagramas termodinámicos para mezclas sin quemar nos permitirán encontrar las propiedades del fluido que evoluciona antes de la combustión; concretamente en el proceso de compresión . El derivado del diagrama molar del aire, llamado molar unificado es el más extendido. Los parámetros que utiliza este diagrama para definir la composición de la mezcla que constituye el fluido son:

44

M ot ores de combustión interna alternativos

F =

mf

dosado absoluto = rtldsa de combustible por unidad de masa de aire seco.

ma

Fe =

mt

dosado estequiométrico = masa de combustible por unidad de masa de aire seco teórica. estequiométricamente necesaria para la reacción química de combustión.

mat

dosado relativo.

f'

=

h

=

mr

fracción unitaria de residuales.

fracción unitaria de vapor de agua.

masa total del fluido que evoluciona siendo: ma - masa de aire seco. m 31 - masa de aire seco teórica estequiométricamente necesaria para la reacción química de combustión. m 1 - masa de combustible. mr - masa de residuales. mv - masa de vapor de agua. Dada la reducida influencia del contenido de vapor de agua, y con el fin de simplificar la utilización de los diagramas termodinámicos de las mezclas sin quemar. o bien no se tiene en cuenta la masa de este componente. o bien se considera unida a la de los residuales corrigiendo la fracción unitaria de estos últimos. de la manera siguiente :

-f

=

Ciclos de trabajo de los motores. Ciclos de aire-combustible

45

Dividiendo por ma numerador y denominador:

f

f'(1 +Fl + h(1 -f'l 1+F

+

h(1-f'l

Conocida la composición de la mezcla (FR, f) y las propiedades termodinámicas de los componentes, se puede determinar cualquier propiedad termodinámica de la mezcla. La complejidad de la compos1c1on de los combustibles reales -mezclas de hidrocarburos-, aconseja 'sustituir el combustible real por uno llamado de sustitución -hidrocarburo simple-, que debe tener aproximadamente el mismo peso molecular y la misma relación, en volumen, de carbono/ hi.drógeno. A l referirse, por tanto, a un ciclo de aire-combustible concreto debe ~acerse constar el combustible de sustitución que ha sido utilizado para el cálculo. Los más habitua les para las·gasolinas reales son el octano C8 H 18 , y el octeno C8 H 16 ; para los gasóleos es corriente utilizar el tridecano C13 H28 •

hª

... ··

1= 1

'f=0,1

',t=O.I

f=O

't=O 1

e

o

s•

L

1'11=1

F~

Fig. 3.1. Diagramé< molar unificado

En la figura 3 .1, aparece un esquema del diagrama molar unificado. Básicamente es un diagrama molar del aire en el que a la izquierda del eje de ordenadas se ha tra zado un haz de rectas de forma que a cada una de ellas le corresponde un valor de FR. Para determinar, por ejemplo, la entropía molar de una mezcla de FR dado (f =- o en principio) de un punto A de presión y temperatura conocidas, se traza una parale-

46


la por A al correspondiente valor de FA que en su intersección con el eje de abcisas -punto B-, define el valor de la entropía buscada. La recta vertical AC representará el proceso isentrópico en el aire y la AB el isentrópico en la mezcla con el FA dado. El aumento de entropía de C a B es debido al aumento del primer término de la ecuación,

sº

=

T Cº

J o

pm

T

dT - R0 lnp

al aumentar el calor específico molar como consecuencia de la presencia de combustible en la mezcla. Asociada a cada recta de FR dado, hay una familia de rectas para diferentes valores de f. Dicha familia se extiende a ia derecha dé la recta base f = o, lo que corresponde a la disminución del primer término de la ecuación anterior al disminuir el calor específico molar de la mezcla con la fracción f de residuales. Este diagrama base lleva asociados otros dos que permiten determinar la entalpía y la energía interna molares hº y uº para diferentes valores de FR y f. Las propiedades termodinámicas de los productos quemados, desplazado tota lmente el equilibrio químico, · pueden obtenerse de las líneas f = 1.

3.3. DIAGRAMAS DE PRODUCTOS QUEMADOS Existen diagramas termodinámicos para productos quemados que permiten determinar sus propiedades teniendo en cuenta el equilibrio químico. Estos diagramas (figura 3.2) son de energía interna y entropía con líneas de volumen, presión, temperatura y entalpía constantes; los valores de estas variables son todos específicos para una masa total de productos quemados de (1 + F)kg·. Hay un diagrama concreto para cada valor de .FA (0,8; 0,9 ... 1,5); con la ayuda de ellos se pueden determinar los valores generalizados -sensibles más químicos- de la energía interna y entalpía de los productos quemados que evolucionarán, en el ciclo aire-combustible, después de la combustión.

3.4. UTILIZACION DE LOS DIAGRAMAS PARA OTROS COMBUSTIBLES Puede ocurrir que se precise calcular el ciclo de aire-combustible para un combustible de sustitución para el que no se disponga de tablas o diagramas por el momento. Entonces, es necesario establecer una equivalencia entre el combustible de sustitución adoptado y aquel otro del que se tengan los diagramas a que nos referimos. Esta circunstancia es preciso hacerla notar en la presentación de resultados.

Ciclos de trabajo de los motores. Ciclos de aire~combustible

47

Partimos, por tanto, en el caso más general, de una mezcla determinada F'R, f' para un combustible de sustitución adoptado "x", y queremos conocer los parámetros FA y f de la mezcla (de sustitución equivalente) del combustible cuyos diagramas tenemos.

u*

s* Fig. 3.2. Diagramas de productos quemados

.

Sean n~, n~, n;x los números de moles de aire,combustible y residuales de la primera mezcla y n8 , nf y nr los de la segunda. Para que las propiedades molares sean equivalentes, la composición en número de moles de las dos mezclas debe ser la misma. Así, por tanto, n~ n~

que no es otra cosa sino la igualdad de los dosados molares de ambas mezclas. Es decir:

F'º

=

Fº

Dado que:

FR =

F Fe

oodemos poner,

=

mat ma

=

nat na

=

Fº Fºe

y que, por tanto, Fº

=

FA Fºe

48

Motore s de combustión interna alternativos

de donde:

y el dosado absoluto F

=

F~ F~

M1 M'X

Siendo: F~

- dosado estequiométrico molar del combustible de referencia. peso molecular del combustible de referencia. F~º - dosado estequiométrico molar del nuevo combustible. F~ - dosado estequiométrico del nuevo combustible. M~ - peso molecular del nuevo combustible.

M1

-

Calculando, por tanto, los dosados molares estequiométricos del primer combustible de sustitución F~º, y del de referencia de los diagramas F~, hallaremos el dosado relativo (de sustitución equivalente) con el que tendremos que entrar en los diagramas para hallar, en definitiva, las propiedades de la mezcla de sustitución adoptada. Naturalmente también podría establecerse la fracción unitaria de residuales (de sustitución equivalente) f, basándonos en la misma hipótesis de igualdad de la composición molar de ambas mezclas. Así obtendríamos:

f

=

1 + F~

F~(1 -f')

Mt M;x + f'(1 + F~

F~)

Mr

M~

Siendo:

Ma - masa molar media del aire seco = 28;97 kg / kmol. Mr - masa molar media de los residuales de referencia. M;x - masa molar media de los nuevos residuales. La influencia del cálculo de f (de sustitución equivalente) es previsiblemente muy pequeña y tiene la dificultad de tener que apoyarse en una estimación compleja de los valores de Mr y M;x. Por estas razones no Ja incorpora remos en la definición de las mezclas del ciclo de aire-combustible.


49

3 .5. CICLO DE AIRE-COMBUSTIBLE EQUIVALENTE DE VOLUMEN CONSTANTE El ciclo de aire-combustible equivalente al ciclo real de un motor de encendido provocado, se denomina simplemente ciclo de aire-combustible equivalente de volumen constante de ese motor y cumple las siguientes bases: 1) Una sucesión similar de procesos. 2 ) La misma relación de compresión volumétrica. 3) Una mezcla de aire, combustible de sustitución y residuales que evoluciona en la compresión, con los mismos parámetros definitorios FR, f, que la mezcla que existe, en el ciclo real, al comienzo de la compresión. 4) La misma presión y temperatura en un punto de referencia de la línea de compresión, estimadas normalmente, al comienzo de la compresión, donde exista la garantía, en el ciclo real, de estar cerrada la válvula de admisión. Los procesos de este ciclo de aire- combustible son:

3

p

2

4

V

Fig .3.3. Ciclo de volumen const ante

50


1-2. La compresión es adiabática y reversible. No hay cambios químicos en la'mezcla. La hipótesis 4 nos permite suponer estimadas la presión y temperatura de referencia Pr, Tr, en un punto al comienzo de la compresión. Tomaremos ese punto como, x = fracción unitaria de la carrera desde el PMI , correspondiente al ángulo de retraso del cierre de la admisión (cuatro tiempos), o a la fracción del de transferencia que corresponda (dos tiempos). Las condiciones del punto 1 serán: sabiendo que, o

Vr

=

Ro Tr

Pr y trazando una paralela, por el punto r, al eje FA, f, que corresponda, recta isentrópica, obtendremos el punto 1 deteniéndonos en la línea de volumen molar constante dada por:

v? =

v~---

(1 -x) r+x

Pr (1-x) r+ x

obtendremos el punto 1 en el diagrama.

Sobre un motor real la determinación, con precisión aceptable, de Tr no resulta fácil por tratarse de un valor instantáneo. Suelen usarse dos procedimientos; uno basado en la espectrometría y otro en la determinación de la velocidad del sonido que, como es bien sabido, guarda una relación conocida con la temperatura del gas. Si en fase de diseño no puede estimarse Tr adecuadamente, hay que adoptar un valor seguro para la masa de aire por ciclo que admitirá el motor m 8 , otro para el peso molecular de los residuales M r (que es función de FA -figura 3.4-), y por supuesto, dar corno conocida la cilindrada unitaria V 0 del motor. Con estos otros datos, el volumen molar del punto 1 podrá calcularse así: sabiendo que,

1+F r-1 y que el peso molecular de la mezcla es:

1-f

51

Ciclos de trabajo de los motores. Ciclos de-aire-combustible

1 + F

(1 -f)(J_ + F + Ma

M1

f(1

+

F))

Mr (1'-fl

podremos obtener el volumen molar del punto r de,

r(1 -xl + x V

Mm

D

r - 1

mm

y detener la recta isentrópica en, O V1

= V1

Mm

= V, -Mm - =

r

r-1

V Mm o

El punto 1 queda calculado y es posible leer en el diagrama de mezclas sin quemar los valores correspondientes a la presión y temperatura p, y T,, y los de la energía interna y entalpía molares u~ y h~.

1,0

0,5

1, 5 F11.

Fig.3.4. Variación del peso molecular de los residuales en función del dosado

e

- cálculo del punto 2 es inmediato, sin más que prolongar la recta isentrópica hasta inea de volumen molar constante dada por: V~ =

v? r .

62


Con el conocimiento de estas variables, podremos obtener en las tablas o diagramas de mezclas sin quemar los valores de la presión, temperatura, energía interna molar y entalpía molar del punto 2.

2-3. Por tratarse de un proceso de combustión a volumen constante y adiabático las energías internas del fluido en los puntos 2 y 3 son coincidentes. Recordando que los diagramas de productos quemados están calculados para

(1 + Flkg tendremos: -

donde: uº2

-

energía interna sensible por kg de mezcla.

Mm Auc - energía química de combustión a volumen constante por kg de mezcla. * - superíndice que indica la especificidad de la variable por (1 + Fl kg. La energía de combustión referida a la unidad de masa de mezcla será:

dónde: energía interna específica inferior de combustión a v = cte del combustible gaseoso. Negativa por definición. ur - energía interna específica inferior de combustión a v = cte de los residuales gaseosos. Negativa por definición. Uf -

Sustituyendo valores resulta:

. = (1+F)

u3

uº2

+

F (1 -f)

(-Uf)

+

f(1

+ F)

(-url

Mm El punto 3 se obtiene en el diagrama de productos quemados por la intersección de la línea de u; constante con la de v;, ya que:

53


V~

(1

+ F)

Así encontraremos la presión máxima del ciclo p 3 y su temperatura T3 .

3-4. Los productos quemados se expanden adiabática y reversiblemente mateniendo el equilibrio químico. El punto 4 lo encontraremos, trazando desde el punto 3 la recta isentrópica hasta el valor de,

leyendo, en el diagrama de productos quemados correspondiente al valor de FR, los distintos valores de la energía interna u;, presión p4 , y temperatura T4 • El·trabajo útil del ciclo de aire-combustible de volumen constante vale evidentemente, oara (1 + F) kg: ·

w· = (u; - u;) -

1+F

(u~ - u?)

Mm

a

..

presión media efectiva: pme

=

w*

=

w mm (1

+ F)

(v?- v~)

(1+F)V0

el rendimiento térmico: r¡

w (1-f)F He

He - poder calorífico inferior del combustible de sustitución. Positivo por definición.

2.6 . CICLO DE AIRE-COMBUSTIBLE EQUIVALENTE DE PRESION LIMITADA - : : o de aire-combustible, equivalente al ciclo real de un motor de encendido por se denomina ciclo de aire-combustible equivalente de presión limitada -~ ~ '""1ornr y se establece según las siguientes bases: ~ :·esión,

011a sucesión similar de procesos.


54

p

4

V

Fig.3.5. Ciclo de presión limitada

2) La misma relación de compresión volumétrica. 3) Una mezcla de aire y residuales que evoluciona en la compresión, con los mismos parámetros definitorios FA= O, f 1, que la mezcla que existe, en el ciclo real, al comienzo de la compresión. 4) Una mezcla de aire, combustible y residuales que inicia la combustión y que tiene los parámetros definitorios FR, f obtenidos al añadir, a la mezcla anterior, la misma cantidad de combustible que la que se inyecta en el ciclo real. 5) La misma presión y temperatura en un punto de refer.encia de la línea de compresión; estimadas normalmente, al comienzo de la compresión, dónde exista la garantía, en el ciclo real, de estar cerrada la válvula de admisión.

6) La misma presión máxima de combustión que· en el ciclo real. Los procesos de este ciclo de aire-combustible son: 1-2. La compresión es adiabática y reversible. Evoluciona una mezcla de aire y residuales que no sufre cambios químicos. Al igual que en el ciclo anterior el proceso de compresión quedará determinado por cualquiera de los dos procedimientos allí apuntados. Habrá que tener en cuenta, que la recta isentrópica de este proceso la tomaremos ahora vertical. En el caso de tener que aplicar el segundo procedimiento, por no haber podido estimar la temperatura Tr, el cociente Mm1 /mm1 valdría en la compresión:

=

. ( -1 + ma Ma

2-3-3A. En el ciclo de aire-combustible se supone que el combustible se inyecta totalmente en el punto 2. La mezcla cambia de definición que pasa a ser FA, f. Aumentan, por tanto, la masa, el número de moles y el peso molecular de la mezcla. La relación entre f y f 1 será:

55

Ciclos de tr.:ibajo de los motores. Ciclos de aire-combustible

f Como es obvio la nueva masa de mezcla, el nuevo número de moles y el nuevo peso molecular serán:

el aumento con relación a la de la compresión es:

y.

el au mento con relación a los de la compresión es:

y,

+

FRFe + f(1 + FRFe) Mt Mr (1-fl

El volu men molar del punto 2 después de la inyección será:

rimediatamente después tendrá lugar una combustión adiabática a v con el valor de:

do

a

=

p3

P2

=

grado de combustión a v

cte

=

cte de acuer-

56


El punto 3 quedará determinado en el diagrama de productos quemados por la intersección de la línea de presión constante p3 , igual a la presión límite del ciclo real, según la base de equivalencia sexta, con la. de volumen constante v; dada por:

'º v; = 2(1 + F)

Mm A continuación se realiza una combustión adiabática a p = cte, de acuerdo con el valor de:

=

grado de combustión a p =cte

El punto 3A lo obtendremos por intersección de .la línea de presión constante p3 con la de entalpía específica constante h;A (figura 3.6). Para ello, determinamos primero la energía interna del punto 3A, partiendo de la sensible en el punto 2 al final de la compresión, incrementada en la energía de combustión, deduciendo, por supuesto, el trabajo desa rrollado en el proceso de combustión a presión constante. Por tanto tendremos,

uº 2

Fig. 3.6. Determinación de los puntos 3A y 4

(1

+ Ff) + F(1 -f) ( (-uf) -

Mm1 - (-u,9)

l

+ f( -u,) + P2 vi - P3 (v~ - v;)

dónde: u19

diferencia entre la energía interna del combustible gaseoso y líquido (cambio de estado ). Este término es negativo. p2v; - energía aportada al sistema por el proceso de inyección. -

El producto Ff que afecta al primer sumando y el trabajo de inyección p2v; los con-

Ciclos de trabajo de los motores. Ciclos de aire-combustibl&

57

sidera remos despreciables. Podremos determinar ahora la entalpia h;A por:

sustitu yendo queda:

ce donde quedará determinado el punto 3A.

3A-4. Los productos se expanden adiabática y reversiblemente manteniendo el equinrio químico. El punto 4 se obtiene de la intersección de la recta isentrópica trazada :::esde el punto 3A con la línea de volumen constante v; (figura 3.6) dada por:

(1 + Fl

s endo: V 1, 0

-_

º(1

V1

nm) nm

Li

- --

:Jodremos obtener ahora del diagrama, la energía interna u; del punto 4. - trabajo útil del ciclo de aire-combustible de presión limitada vale para (1

+ Flkg:

'Jespreciando el producto Ff frente a la unidad, y sustituyendo la energía interna

::'= punto 3A por el valor de entalpía hallada para ese punto, queda:

-ª presión media efectiva:

58

Motores de com bust ión interna alternativos

pme

=

w (1

+ F)

(v?-v~)

(1 + F) V0

y el rendimiento térmico,

w

r¡ =

(1-f) F He

3 .7. DETERMINACION EXPERIMENTAL DE LOS VALORES DE F, FRY f En los motores de encendido provocado, tanto de aspiración natural como sobrealimentados, el valor del dosado absoluto F se determina dividiendo el gasto másico de combustible por el de aire; es decir:

F

=

rht rha

Los valores de rht y rha se determinan con medidores de caudal. Dado que el dosado estequiométrico es conocido para cada tipo de combustible, podremos encontrar, por definición, el valor del dosado relativo FR,

F

En motores de encendido provocado de inyección directa y sobrealimentados, donde parte del combustible se inyecta en la carrera de compresión, la determinación de F en la forma indicada puede resultar sólo aproximada. Esta modalidad es poco frecuente. En motores de encendido por compresión no sobrealimentados o sobrealimentados pero con pequeño cruce de valvulas, la determinación de F en la forma señalada es correcta. Por el contrario, para los MEC de dos tiempos o sobrealimentados con elevado cruce de válvulas, la pérdida de aire de admisión en el escape complica la determinación de F. Se seguirán, en estos casos, los procedimientos señalados en el estudio de los motores de dos tiempos. La determinación de la fracción unitaria de residuales, se realiza por los dos procedimientos siguientes: 1) Método indirecto por el diagrama de indicador.

Ciclos de trabajo de los motores» Ciclos de aire-combustible

5~

Si la temperatura de un punto de referencia de la línea de compresión, Tr, se de termina, como se dijo, por procedimientos espectroscópicos o mediante la determi nación de la velocidad del sonido en la mezcla, podremos calcular f de la maner• &iguiente: en la compresión: m Mm

m~ ~

Ma

F +

+

Mt

f{1+F)) Mr(1-f).

pero también:

eliminando de estas dos

m

Pr Vr

Mm

Ro Tr

ecuacio~es

m , hallaremos f de la ecuación resultante y; Mm

que ma, F, Mt y Mr han sido determinados previamente. 2) Método directo de análisis de gases.

Si comunicamos el interior del cilindro con un analizador de gases mediante un; válvula sincronizada con el giro del cigüeñal, de forma que se produzcan extraccio nes sucesivas en !as carreras de compresión y analizamos los contenidos de C0 2 e1 estas extracciones y en el tubo de escape, podremos realizar un balance de mas; de C02 que evoluciona en la compresión, teniendo en cuenta que este C02 proce de todo él de los residuales: dónde: y - fracción en peso de C0 2 en la compresión. x - fracción en peso de C02 en el escape.

Así pues:

3.8 . INTERES DEL ESTUDIO DEL CICLO DE AIRE-COMBUSTIBLE

U na gran parte de las actuaciones del motor real pueden ser explicadas analizand1 as de su ciclo de aire-combustible. El coeficiente de calidad del ciclo real respect1 del de aire-combustible (K = TJ¡lr¡) alcanza valores de 0,8 e incluso superiores. La

60


diferencias entre el ciclo real y el de aire-combustible son fundamentalmente: las pérdidas de calor, las de tiempo y las de escape. Como consecuencia de ellas, la actuación del motor real sufre modificaciones cuantitativas más o menos importantes, pudiéndose dar el caso de que se produzcan algunas de tipo cualitativo. El ciclo de airecombustible es una eficaz ayuda para comprender muchas de las actuaciones del motor real.

BIBLIOGRAFIA ABOTT, M.M. y VAN NESS, M.C.: Termodinámica. McGraw Hill, México. 1975. K HOVAKH , M.: Motor Vehicie Engines. Mir Publishers, Moscú. 1971. LICHTY. L.C.: Interna! Combustion Engines. McGraw Hill, New York, Toronto, London. 1951 MAT AIX, C.: Termodinámica técnica y máquinas térmicas. Ed. ICAI, Madrid. 1978. OBERT, E.r:: . · Motores de combustión interna. Análisis y aplicaciones. Editorial Continental '. exico 1974. T ;..v _e:;- c.:: ~he lmernal Combustion Engine in Theory and Practice. Volumen l. MIT Press Ca ..... :y~ge Massachusetts. 1982.

CAPITULO 4

PERDIDAS DE CALOR. REFRIGERACION

4.1. Introducción

4.2. Ecuaciones generales para determinar las pérdidas de calor 4.3. Ecuaciones semiempíricas para determinar el calor transmitido

4.4. Influencia de diversos parámetros sobre las pérdidas de calor 4.5. Localización de las pérdidas de calor

4.6. Sistema de refrigeración 4.7. Comparación entre la refrigeración por aire y por agua

F. PAYRI Dr. lng. Industrial

J.M. DESANTES Dr. lng. Industrial F. BOADA Dr. lng. Industrial

4.1. INTRODUCCION la refrigeración de los motores térmicos alternativos no viene impuesta por razones termodinámicas, siendo deseable, desde este punto de vista, que la evolución del fluido en el motor sea adiabática. la transmisión de calor al medio refrigerante, que se conceptua como una pérdida, viene impuesta por exigencias de tipo mecánico, es decir por la necesidad de mantener acotada la temperatura de los diversos elementos del motor compatible con la correcta lubricación, las dilataciones moderadas, etc. · A título indicativo cabe señalar que las temperaturas medias que se pueden alcanzar en condiciones normales en las caras internas de las principa les piezas del motor, son las siguientes: Cilindro ...................................................200º Centro del pistón .......................................360º Culata ............... ....... ... ....... ..................... 300º Válvula de escape ......................................700º Segmentadura .... ........... ... ........................ 225º

C C C C C

Estos valores son simplemente orientativos y dependen del tamaño del motor y de as condiciones operativas. Aunque la refrigeración viene obligada por las razones antes señaladas, lleva consigo las correspondientes pérdidas de calor con la consiguiente influencia negativa so::ire el rendimiento. Conviene recordar al respecto que las pérdidas de calor repercu~en en mayor o menor cuantía en el rendimiento según el punto de la evolución en :..ie tienen lugar. Se comprende fácilmente que las pérdidas de calor que se pmdu:en en las proximidades del punto muerto superior afectan más al rendimiento que 3S que tienen lugar, por ejemplo, al final de la expansión, mientras que las que se :·aducen durante el proceso de escape no tienen influencia sobre el rendimiento. ~

2. ECUACIONES GENERALES PARA DETERMINAR LAS PERDIDAS DE CALOR

=.- orincipio,

es posible determinar las pérdidas de calor de un motor aplicando las

84


ecuaciones generales de la transmisión del calor. Suponiendo flujo unidimensional, dichas ecuaciones referidas a un elemento de pared, figura 4.1, tienen por expresión: - Calor transmitido por.convección desde el fluido a la pared por unidad de tiempo y de superficie en el lado del gas:

ó Ag

= h9 [T9 - T59 l

(4.1 l - Calor transmitido por conducción a través de la pared por unidad de tiempo y de superficie en el lado del gas:

Ó

kw

e

(T59

-

Tsrl

(4.21 - Calor transmitido por convección desde la pared al fluido refrigerante por unidad de tiempo y de superficie en el lado del refrigerante :

ó

=

hr [Tsr - Trl

(4.31 en donde:

ó - calor

Fig.4.1. Sección de un motor con la nomenclatura utilizada

transmitido por unidad de tiempo en el elemento de superficie considerado. A 9 - superficie de transmisión en el lado del gas. Ar - superficie de transmisión en el lado del refrigerante. T9 - temperatura del gas. T59 - temperatura de la pared en el lado del gas. T 5r · - temperatura de la pared en el lado del refrigerante. Tr - temperatura del refrigerante. h9 - coeficiente de película gas-pared. hr - coeficiente de película paredrefrigera nte. kw - coeficiente de conductividad de la pared. e - espesor de la pared.

65

Pérdidas de calor_. Refrigeración

La aplicación de estas ecuaciones al conjunto del motor presenta fundamentalmente los siguientes inconvenientes y dificultades:

• . No tienen en cuenta la radiación, si bien el error que se comete al despreciarla es de poca importancia ya que ésta representa del 1%al5% de la pérdida total de calor. 2. La temperatura T9 del gas varía con el tiempo debido a la naturaleza del proceso . El fluido no es homogéneo en temperatura, es decir la temperatura T 9 no es la "lisma en toda la masa del fluido. 3. La temperatura Tr del refrigerante varía con el tiempo, al igual que T9 , pero de ;orma mucho menos acusada, sobre todo cuando la refrigeración es por líquido (agua genera lmente). .!

La geometría del motor suele ser compleja y con superficies de transmisión varia-

::> es con el tiempo debido al movimiento del émbolo.

5. Los valores de el kw pueden ser muy variables debido al empleo de espesores de ::>ared y materiales, con frecuencia, muy diferentes. 6 Los valores de h9 y hr varían de unos puntos a otros a causa de los valores locaes del número de Reynolds, propiedades físicas del fluido, condiciones termodiná...,.,. cas, etc . .\unque cabe la posibilidad de subdividir el motor en zonas y aplicar localmente las =::cuaciones anteriores, la determinación de las pérdidas de calor por este procedi_.., ento resulta muy laboriosa, incluso con la ayuda de un ordenador. Existe sin em:Ja'go la posibilidad, como veremos más adelante, de hacer un tratamiento global :e las mismas. _as ecuaciones generales de la transmisión de calor permiten deducir, sin embargo, ... .,a serie de consecuencias y tendencias de indudable interés, difíciles por supuesto :-: cuantificar, y que analizamós a continuación . · ;)ado que el calor transmitido por los gases a la pared es el mismo que el transmiti::o a través de la pared e igual al que recibe el fluido refrigerante, y poniendo las ecua: ones anteriores de la forma: T9

-

T59 =

á

1

Ag

hg

(4.41 Tsg - Tsr

á

·e

Ag

kw

(4.51 Tsr - Tr =

á

Ag

Ag

Ar

hr

[4.61

66


podemos escribir :

1 . Calor transmitido por unidad de superficie Ó./ A 9 Se obtiene a partir de la suma de las tres ecuaciones anteriores 'y suministra información de las pérdidas de calor del motor.

ó Ag

+ hg

e

+

&

1

Ar

hr

kw

(T9 •

Trl [4.71

2 . Diferencia de temperatura entre la superficie del lado del gas y la superficie del lado del refrigerante T sg - T sr Se obtiene dividiendo [4.51 entre (4.71 y es un indicativo de las tensiones térmicas en la zona de pared considerada.

e kw

Tsg - Tsr + hg

e kw

+

ff9

Ag Ar

-

Trl

hr (4 .81

3. Temperaturas locales Ts 9 [ [4.51 + (4.61)1(!4.41 + (4. 51 + (4.61 1, que afectan a la dilatación, a la resistencia mecánica del material y a las condiciones del engrase en ell caso de ser una superficie rozante.

\

(4.91 La tendencia que siguen estos parámetros al variar el grado de carga, el número de revoluciones y el diámetro del cilindro, ~parece en la tabla siguiente.

67

Pérdidas de calor. Refrigeración

Q/Ag

T sg - T sr

T sg

Aumenta el grado de carga

aumenta

aumenta

aumenta

Aumenta el régimen de giro

aumenta

aumenta

aumenta

disminuye

aumenta

aumenta

Aumenta el diámetro del cilindro

Por otra parte la tabla que aparece a continuación muestra la tendencia en el valor de las temperaturas locales (T59 ) para ciertas superficies características del motor, deducidas de la ecuación (4.91. Observaciones·

Tsg

Punta del electrodo

Alta

Debido a los elevados valores de el kw

Cabeza del pistón

Alta

Debido a los elevados valores de el kw (se reduce "!"sg empleando pistones de aleación ligera)

Válvula de escape

Alta

Debido a los elevados valores de e/ kw y h9

4.3. ECUACIONES SEMIEMPIRICAS PARA DETERMINAR EL CALOR TRANSMITIDO A partir de las ecuaciones planteadas en la sección anterior pueden deducirse una serie de consecuencias de tipo cualitativo y de tendencias locales, sin embargo, cuando o que se pretende es cuantificar las pérdidas de calor en el motor, parece más aconsejable tratar el motor en su conjunto. Son muchos los autores que han propuesto ecuaciones de mayor o menor compledad en este sentido, empezando por Nusselt en 1923. A contin uación se recogen : ·es de estas ecuaciones, que son ampliamente utilizadas para cuantificar las pérdi:as de calor de un motor.

1. Ecuación de Eichelberg ::>arte, como en la práctica totalidad de las ecuaciones de transmisión de calor en motor, de una ecuación de tipo convectivo.

~.,

Ó

=

h9

!""f9

-

Tw> A

:onde: h9 - coeficiente instantáneo de película élel gas.

68


T 9 - temperatura media instantánea del gas. Tw - temperatura media de las paredes del motor. A - superficie expuesta a la transmisión de calor. Para la determinación del coeficiente de película instantáneo, Eichelberg corrigió empíricamente la ecuación propuesta por Nusselt, aplicable a cámaras esféricas con transmisión de calor debida a convección libre, obteniendo la expresión:

h 9 = 7,8 · 10·3

Vcm

{PT9

donde: hgviene expresado en w /-m 2 º e Cm viene expresado en mis p viene expresado en Nl m2 T9 viene expresado en K La ecuación de Eichelberg es una ecuación que combina la sencillez con una exactitud razonable, por lo que se utiliza en muchos casos.

2. Ecuación de Woschni La ecuación de Woschni parte de la misma expresión general de transmisión de calor por convección, pero el valor del coeficiente de película se obtiene a partir de la ecuación adimensional de transmisión de calor en conductos, de la forma: Nu

=

k Ré8

donde se utiliza como longitud característica el diámetro del cilindro. A partir de la ecuación anterior rea lizando una serie de hipótesis, y ajustando los valores experimentales, Woschni propone la ecuación: hg= 1,3 · 10·2 o·0•2 p 08 · T 9·0•53 [C 1

Cm

+ C2

VT TCA

(P-Poll°'8

PcA VcA siendo: h 9 - coeficiente de película en W l m 2 ºC. O - diámetro del cilindro en m. p - presión instantánea en Nl m2 • T 9 - temperatura instantánea del gas en K. Cm - velocidad lineal media en mi s. V r - volumen desplazado por el émbolo en m3 . TcA - temperatura de la carga al final de la admisión en K. PcA - presión de la carga al final de la admisión en Nlm2 •


69

VcA - volumen de la carga al final de la admisión en m 3 •

Po - presión instantánea con motor arrastrado en N/m2 • Por otra parte las constantes C1 y C2 varían con el tipo de motor y con la fase de trabajo considerada según la siguiente tabla: Cámara abierta Cámara dividida Proceso de renovación de la carga Compresión y expansión

e2 = 3,24 · 10·3 mis K e2 6,22 . 10·3 mis K el = 6, 18 + 0,417 Cu/Cm el = 2,28 + 0,308 Cu/Cm

El término Cu representa la componente tangencial de la velocidad del gas en la cámara de combustión, que puede medirse en un banco de ensayos estacionarios. Caso de no tener información al respecto puede despreciarse puesto que la influencia porcentual del término es reducida. Analizando la ecuación, se observa que el término comprendido entre corchetes representa la velocidad media de los gases considerando tanto el movimiento del émbolo como el proceso de combustión. La ecuación de Woschni es tal vez la ecuación más utilizada para evaluar las pérdidas de calor en un motor, aunque su exactitud es menor en los MEP que en los MEC, para los que fue desarrollada en un principio. En la figura 4.2. se muestra la evolución del coeficiente de película h .con el giro del motor para las ecuaciones de Nusselt, Eichelberg y Woschni. Se observa que existen diferencias apreciables, fundamentalmente entre la primera de ellas i.¡ las otras dos.

hg .'\

[W/m2 °CJ

2000

3. Ecuación de Taylor y Toong

1000

180 PHI

240

300

360 PMS

420

480 o(,

Fig.4.2. Comparación entre diferentes coeficientes de película

modelización del proceso de combustión, etc.

Las ecuaciones anteriores permiter determinar la cantidad de calor trans· mitida por unidad de tiempo, o bien, integrando ésta a lo largo de un ciclo, determinar la cantidad total de calor transmitido por ciclo. Estas ecuaciones son en consecuencia necesarias para realizar cálculos paso a paso de la evaluación del fluido en el motor

70


La ecuación de Taylor y Toong, en cambio, está prevista para calcular directamen.te la cantidad media de calor transmitido por unidad de tiempo al medio refrigerante en función de un coeficiente global de película, y tomando como sección de transmisión la sección del émbolo. La expresión puede plantearse como: [4.101 siendo:

hm - coeficiente global de película. T9 - temperatura media del gas a fo largo de un ciclo. Tr - temperatura media del refrigerante. Para determinar el valor del coeficiente global de transmisión de calor los autores de la ecuación correlacionaron el número de Nusselt y el número de Reynofds, ambos definidos respecto al diámetro del motor, para una serie de motores diferentes, encontrando una correlación clara entre ambos, representada en la figura 4.3 y cuya ecuación puede expresarse como: Nu = 10,4 Re0·75 6 Nu

,,

,,.

.;

2

.;;::: ,,. ,, ,,

V""'

.;

,,. ,,

e/V

V

,,

,,.

. .. ,;

'

10

L.;

, ,,. 17 /

8 6

,, ...

.;

.;

V

2 1•

'

1/'

,, ,, ,, ,.,L->""'/ 7 ,,7 ,, ,

,;

0 75 NuJ 0,4 Re •

"/

7,," ,, ,,. .;

/

.;

2

4

6

8

4

10

2

4

6

Re

Fig.4.3. Relación entre los números de Nusselt y Reynolds según Taylor

Sustituyendo las expresiones de los números de Nusselt y de Reynofds en la ecuación anterior se obtiene:


71

hm O ·=

lOA(m' D)o.1s

kg

µ

de donde puede obtenerse el valor de hm, cuya expresión es:

hm

= 10,4

kg

rii075 o ·02S

µ 0.75

[4.11 l siendo: k 9 - conductividad térmica del gas. µ - viscosidad del gas. rh' - gasto másico por unidad de superficie de émbolo (m'

=

Cm

Ql.

La ecuación de Taylor y Toong tiene un considerable interés para cuantificar las pérdidas totales de calor, diseño de sistemas de refrigeración; etc.

4.4. INFLUENCIA DE DIVERSOS PARAMETROS SOBRE LAS PERDIDAS DE CALOR La ecuación del balance térmico de un motor referida a la unidad de tiempo, puede escribirse como:

siendo:

61

-

calor equivalente introducido en el motor debido al combustible suministrado por unidad de tiempo.

ÓN - calor equivalente a la potencia efectiva obtenida del motor.

ó, - calor Ó9

-

transmitido al refrigerante.

calor equivalente al estado térmico perdido en los gases de escape.

Óres -

calor equivalente que corresponde a la combustión incompleta.

Ó3

-

calor transmitido al aceite.

Ó,3

-

calor transmitido por radiación.

De una forma gráfica este balance viene expresado en la figura 4.4 siendo Ópm el calor equivalente a las pérdidas mecánicas. Se observa que el calor disipado en el sistema de refrigeración es debido al calor
72


-------!1t

~=~f Qa ~~=c.:.f Óra

Fig.4.4. Balance térmico de un motor

del calor generado por fricción, asi como un.a parte del calor transmitido desde los gases contenidos en el cilindro. Finalmente una fracción reducida de las pérdidas de calor del motor se produce en forma de radiación. De las consideraciones anteriores se desprende que realizar un cálculo exacto de todos estos flujos térmicos resulta muy difícil, puesto que son variables con el tipo de motor y con las condiciones operativas del mismo. Si consideramos motores sin radiador de aceite independiente, el calor evacuado de los gases del cilindro y el calor evacuado por el sistema de refrigeración pueden considerarse prácticamente iguales, y a partir de la ecuación de Taylor es posible realizar un estudio de los diversos parámetros de influencia. '

En efecto, de las ecuaciones (4.101 y [4.11 l puede obtenerse la cantidad de calor cedido al refrigerante por unidad de tiempo, que vale:

73


donde la constante K tiene por expresión:

K

= .!!... 4

10,4

~ µ0.75

Por otra parte la potencia efectiva del motor en términos de calor puede escribirse como: . . F QN = Qt 1'/e = Ap m' - - He 1'/e

1+F

Dividiendo las ecuaciones del calor transmitido por unidad de tiempo al refrigerante y de la potencia efectiva del motor, obtenemos la cantidad de calor cedida por uni-

dad de potencia, cuyo valor es:

Ór = K' ( D m)-0.2s 1 + F ,2_ (T _ T ) . g r QN F 1'/e siendo la expresión de la nueva constante K' la que sigue: K'

=

1 10,4 kg µo.1s He

Las tendencias que siguen estos parámetros al modificarse diferentes variables tanto geométricas como de funcionamiento, aparecen en la tabla 10.1. Es importante resaltar que al aumentar el tamaño del motor o el régimen de giro, el valor absoluto de las pérdidas de calor se incrementa, pero disminuye el valor relativo, que está inversamente relacionado con el rendimiento del motor. Debido fundamentalmente a

o,

O,/ON

aumenta

disminuye

Aumento de D Aumento de

aumenta

disminuye

Aumento de

disminuye

aumenta aumenta (F <1) disminuye (F > 11

Disminución de

aumenta (F < 1) disminuye (F > 1)

Retraso del encendido a partir del punto de encendido óptimo

aumenta

aumenta

Aumento de T9

Avance del encendido a partir del punto de encendido óptimo

aumenta

aumenta

Aumento de la temperatura de admisión

aumenta

aumenta

Aumento de T9 Aumento de T9 Aumento de T,

Variable a considerar

1 Diámetro del motor Aumento del número de revoluciones Disminución de la presión de admisión !colector de admisión en MEPHPe=ctel Aumento del dosado

m'

m'

Variación de T

m'

9

Aumento de la temperatura del refrigerante

disminuye

disminuye

Aumento de los depósitos en el motor

disminuye

disminuye

Disminución de hm

Aumento de la relación de compresión

aumenta

aumenta

Aumento de T9

Tabla 10.-1

74


Fina lmente conviene introducir el concepto de mapa térmico de un motor, que se obtiene dibujando las líneas de Ó.r/Ó.N = cte sobre un diagrama pme-cm del motor. Estos mapas son de gran utilidad para el diseño del sistema de refrigeración del motor y además suministran información sobre el punto de funcionamiento óptimo en relación a las pérdidas de calor. Las variaciones de Ó.,/ÓN en estos gráficos son debidas a las modificaciones del dosado, gasto de aire y rendimiento mecánico que acompañan a la variación de Cm y pme. A modo de ejemplo en la figura 4.5 se representa un diagrama de este tipo.

''

pm•

'

/ /

'

'

''

....

~

....

min .

ª"

/

/ /

Cm Fig.4.5.Mapa térmico de un motor

4.5. LOCALIZACION DE LAS PERDIDAS DE CALOR Antes de tratar los posibles sistemas de refrigeración del motor, resulta interesante conocer, de forma general, donde se produce la cesión de calor al refrigerante, con el fin de conseguir una intensidad de la refrigeración adecuada a las necesidades del motor. A título indicativo, la tabla siguiente muestra los valores porcentuales de los flujos de calor en diversos elementos. CULATA

PARED DEL CILINDRO

CONDUCTOS DE ESCAPE

OTROS

50 - 60%

8 . 22%

16 - 26%

2 - 6%


75

Se observa que la culata es de las partes más cargadas térmicamente y sobre la aue la refrigeración deberá incidir de forma más importante. Sin embargo no hay que olvidar otros elementos como la válvula de escape, donde la cantidad de calor porcentual evacuada no es tan alta, pero las temperaturas de funcionam iento son muy e·evadas. Además de la localización geométrica de las pérdidas, es importante realizar una ocalización a lo largo de un ciclo. Haciendo un estudio de cuales son las pérdidas ce calor que se producen en las distintas fases, se observa que están distribuidas aoroximadamente, según la tabla siguiente .

COMPRESION

COMBUSTION

1 -3%

6 - 10% 50%

EXPANSION

ESCAPE

30 - 50°/o 50%

:Je la tabla anterior se desprende que solamente un 50% de las pérdidas de calor se•ían recuperables puesto que el resto se origina durante la carrera de escape, en a que el fluido operante no puede realizar ningún trabajo . Si pensásemos en un mo:.::i- completamente adiabático, este 50% no podría recuperarse totalmente, puesto :::..ie del orden de la mitad se perdería con los gases de escape en forma de estado ·=r'Tlico por el incremento de temperatura de estos. Así pues si el calor cedido al ·:' rigerante en un motor convencional oscila entre el 15 y el 30% de la energía apor·::aa, en la hipótesis extrema de hacerlo funcionar adiabáticamente se podría recu:erar. frente a un motor conve:nciona l, del orden de un 4 a un 8% más de la energía -¡ ·aduc ida. ·

~. 6 .

SISTEMA DE REFRIGERACION

= ca lor cedido por los gases en el interior del cilindro se evacúa a través del sistema == refrigeración al fluido refrigerante. El fluido refrigerante es, salvo raras excepcio-

-=s, aire o agua. En el caso de emplear agua, lo que hacemos es transportar la ener~-a térmica a ~ aire como

un elemento llamado radiador, donde finalmente se elimina empleando fluido refrigerante. Pasam_ os a describir los dos tipos de refrigeración -.:Y'Tlalmente utilizados, Refrigeración por agua

_a fig ura 4.6 representa el esquema de un circuito de refrigeración por agua de un -oarnr. _a

bomba (1) impulsa el fluido refrigerante gesde la parte baja hacia la parte alta del

76


motor (2,3) donde tiene lugar la aportación de calor. Después del termómetro de control de la temperatura(4), el fluido refrigerante llega al termostato(5), donde en función de su temperatura el caudal se bifurca, de tal forma que una parte atraviesa el radiador (6) mientras que la otra se cortocircuita directamente hacia la admisión de la bomba. El termointerruptor (9) controla el electroventilador (8) en función se la temperatura del agua en el radiador. El esquema representado en la figura está previsto para adoptar también un refrigerador de aceíte (7), siendo también en este caso el agua el fluido refrigerante.

Fig.4.6. Esquema de un circuito de refrigeración por agua

Este esquema del circuito de refrigeración es el normalmente empleado en motores de tracción e incluso en algunos motores estacionarios. Existe sin embargo otro esquema posible que es sustituir el radiador por un cambiador agua-agua, utilizado en motores marinos, instalaciones de energía 'total y ensayos de motores en banco. En cualquier caso los planteamientos generales no difieren sustancialmente de un caso · a otro, por lo que pasamos a describir los elementos más importantes que constituyen el sistema, basándonos en la figura 4.6. a) Como fluido refrigerante se utiliza en general el agua, por ser abundante y barat a, sin embargo presenta algunos inconvenientes. En primer lugar el punto de congelación es alto teniendo en cuenta las condiciones operativas ambientales que frecuentemente se presentan en la explotación en invierno. Este inconveniente se subsana con el empleo de aditivos anticongelantes, a base de glicerina o glicol normalmente, que permiten descender las temperaturas de congelación hasta los 40-60ºC bajo cero. En segundo lugar un punto de ebullición bajo, que obliga, para evitar que el agua hierva cuando el motor trabaja a cotas altas, a mantener su temperatura por

Pérdidas de calor . Refrigeración

77

debajo del valor que sería deseable. Para eliminar este inconveniente y para elevar la temperatura sin que hierva el f luido refrigerante se presuriza el circuito de refrigeración (circuito a presión), con lo que la temperatura tolerable se situa en los 100-105ºC frente a los 90-95°C de los sistemas abiertos. b) La ubicación de la bomba de impulsión suele estar a la entrada del motor, puesto que plantea una serie de ventajas como son temperatura reducida del agua, disminución de la tendencia a la cavitación en los canales de refrigeración del motor al trabajar a presión, imposibilidad de descebado por estar sometida a una cierta altura hidráulica, etc. Las bombas empleadas en el circuito de refrigeración son las centrífugas, ya que cumplen perfectamente las condiciones exigidas: tamaño reducido, ·grandes cauda.les con reducidas alturas manométricas e imposibilidad de que se puedan alcanzar sobrepresiones peligrosas para el funcionamiento del motor. Suelen estar acciona das por el motor por medio de una correa con relaciones de transmisión que oscilan entre 1 y 2. La figura 4.7 . . muestra las curvas características de una bomba de este tipo.

llp

Si sobre las curvas características de la bomba trazamos la que relaciona la pérdida de carga del circuito de refrigeración con el caudal, el punto de corte de dicha curva con la de la bomba (para un número de vueltas dado) define el caudal del refrigerante. Obsérvese que al aumentar el régimen aumenta el caudal , lo que facilita la regulación . ·

La determinación y posible reducción de las pérdidas de carga en el circuito es necesaria para dimensio11ar la bomba correctamente y reducir la potencia de acciona m agua miento que puede estar del orden del 0.5% Fig.4.7. Curvas características de una de la potencia efectiva del motor. A títu lo indicativo el caudal que debe trasegar la bomba centrífuga bomba de un sistema de refrigeración pu e:e ser del orden de 2 litros por kW y minuto en condiciones de máxima potencia, - entras que la presión que debe suministrar oscila entre 0, 5 y 1,5 bar. e Dado que el sistema de refrigeración se debe dimensionar para evacuar el calor :::enerado en las condiciones operativas más desfavorables, cuando el motor funcio-a a ca rgas parciales, regímenes de giro más reducidos, temperaturas ambientales -as bajas, etc., el sistema resulta sobredimensionado. ;>ara estas situaciones, especialmente frecuentes en los motores con condiciones

Mot ores de combustión interna alternativos

78

operativas esencialmente variables, hay que disponer de un sistema de regulación en el circuito, que consiste en una válvula termostática o termostato que generalmente es de flujo total, es decir que distribuye el agua entre el circuito básico que atraviesa el radiador y el circuito de by-pass sin reducir el caudal total, y cuyo esquema aparece en la figura 4.8.

En la puesta en marcha, partiendo del motor frío, el termostato impide totalmente el paso del refrigerante al radiador, permitiendo, en consecuencia, que se alcance rápidamente la temperatura normal de trabajo. Teniendo en cuenta las condiciones desAl . ~ favorables que se presentan para el engrase, carburación, rendimiento, etc., en los arranques en frío, es deseable que esta situación se mantenga el menor tiempo posible.

t

~""'''~

L@J ~~~

º''

-motor

ZZZ ZZZZ Z Z ZZZJZ?IZZZ.

by-pass

Normalmente los termostatos comienzan a abrir a los 80-85°C y se encuentran completamente abiertos a los 90°C.

d) El término radiador se emplea para designar el intercambiador de calor utilizado para transferir calor del refrigerante al aire del medio ambiente. Los radiadores están formado.s, generalmente, por tubos provistos de aletas a través de las cuales pasa una corriente de aire. Dicha corriente la produce principalmente, en los vehículos automóviles, el propio movimiento del vehículo (motor delantero) o un ventilador (motor trasero). En el supuesto de emplear en un automóvil motor delantero se dispone de un ventilador complementario para las bajas velocidades de circulación del vehículo, que en la actua~idad va accionado por motor eléctrico y que se pone en ma rcha con un te~mointerruptor cuando la temperatura (una vez abierto totalmente el termostato) alcanza valores inadmisibles. Fig.4.8. Esquema de un termostato

El cálculo del radiador consiste en determinar la superf icie de disipación del mismo para unas velocidades de circulación del agua y del aire determinadas, que suelen estar en torno a 0,8 y 10 m/ s respectivamente. La cantidad de calor a evacuar por unidad de tiempo, determinada en secciones anteriores puede expresarse como:

Ór Siendo:

=

h A AT

79

Pérdidas de calor. Ref rigeración

h - coeficiente de película, que puede determinarse a partir de alguna ecuación adimensional de transmisión de calor en tuberías. A - sección total de disipación, incógnita que vamos buscando. AT- diferencia entre las temperaturas medias del agua y del aire al atravesar el radiador. Para determinar estas últimas pueden tomarse como valores normales del salto de temperaturas de 5-8ºC para el agua y de 3-5ºC para el aire, mientras que la tempera~ura ambiental en países con climatología similar a la nuestra debe ser de 40ºC.

2 . Refrigeración por aire El sistema de refrigeración por aire consiste en ceder el calor transmitido a las paredes directamente al aire, facilitando el proceso por medio de un aleteado en la super: cie externa del motor. Si la velocidad relativa del aire respecto del motor es sufic ente (motores de aviación, motocicletas, etc. ), el sistema no necesita ningún ele'Tlento más, aunque lo más usual en motores estacionarios y en automoción es disooner de una soplante, una carcasa envolvente y un elemento de regulación del caudal impulsado por el motor que cumple el mismo papel que el termostato en la refrigeración por agua, cortocircuitando mayor o menor cantidad de aire en función de a temperatura del motor. La disposición de todos estos elementos depende del tipo oe motor, número de cilindros y disposición geométrica del mismo. Como dato orien·ativo, la tabla siguiente recoge los volúmenes de aire a 40ºC, necesarios para refrigerar distintos tipos de motores: MEP ...................................................... 40-70 m3 /kW h MEC. l.D ................................................ 50-60 m3 /kW h MEC C.D .. ...................................... .... ... . 60-75 m3 / kW h La figura.4.9 muestra un esquema de una aleta aislada de un motor con su diagrama de temperaturas. Aplicando las ecuaciones generales de transmisión de calor, de acuerdo con la nomenclatura de la figura tenemos: - calor transmitido por unidad de tiempo del gas a la pared: Tr ----- ----Fig. 4.9. Aleta aislada de un motor

- calor transmitido por unidad de tiempo por conducción de la pared interna a la externa del cilindm:


80

· O

= -kw e

A9

(Tsg

- Tsr

)

- Calor transmitido por unidad de tiempo desde la superficie exterior al fluido refrigerante, que descomponemos en dos términos, que se refieren a la superficie de la aleta A 2 y a la superficie interaletas A, que representa entre el 3 y el 8% de A 2 :

Ó

=

hr A, ff sr - Trl + hr A2 1/; ffsr - Trl

En la expresión anterior 1/; representa el rendimiento de la aleta, cociente del calor transmitido por la aleta frente al que transmitiría si se mantuviera constante la temperatura Tsr a lo largo de todo ella, es decir:

1/¡

=

Tm - Tr Tsr - Tr

siendo Tm la temperatura media de la aleta. Para la obtención del coeficiente de película aire-aleta Sitkei propone una ecuación adimensional de la forma:

donde: s de b dm

K

-

separación entre aletas que oscila entre 4-8 mm. diámetro equivalente del espacio entre aletas. altura de la aleta. diámetro medio de la aleta. - constante dependiente del sistema de impulsión que oscila entre 0,9 y 1, 1.

4. 7 . COMPARACION ENTRE LA REFRIGERACION POR AIRE Y POR AGUA Las ventajas e inconvenientes de la refrigeración por aire frente a la refrigeración por agua son las siguientes:

1. V entajas a) De acuerdo con datos estadísticos el 20% de las averías en motores refrigerados

P6fdldea de calor. Refrigeración

81

por agua son debidas precisamente al sistema de refrigeración. En motores refrigera dos por aire, incluso empleando una soplante, el número de averías es comparativa· mente más bajo. b) El motor refrigerado po.r aire es más autónomo que el motor refrigerado por agua, al no tener esta servidumbre. En aplicaciones militares esto es una ventaja apreciable, así como el hecho de ser menos vulnerable a impactos de proyectiles de bajo calibre. c) El motor refrigerado por aire tiene menor inercia térmica, es decir se calienta y se enfría más deprisa. Un rápido calenta'miento es ventajoso, puesto que se alcanza rápidamente la temperatura de régimen, disminuyendo los desgastes del arranque en frío. Como contrapartida, un rápido enfriamiento es un inconveniente si la cadencia de arranques es elevada. d) El motor refrigerado por aire es menos sensible a las variaciones de la temperatura exterior ya que el gradiente de temperatura motor-medio ambiente es notablemente superior al gradiente agua-medio ambiente en el radiador. 2 . Inconvenientes a) Las temperaturas de funcionamiento de los elementos más característicos del motor son, en general, más elevadas. Los problemas térmicos suelen ser en general más acusados en este tipo de motores que en los refrigerados por agua, obligando al aumento de juegos en frío con el consiguiente ruido. La refrigeración por aire se mita a motores pequeños, siendo difícil encontrar este sistema a partir de los 150 mm de diámetro por los graves problemas térmicos asociados. Como inconvenien•es derivados de las temperaturas elevadas de funcionamiento también hay que mencionar la disminución de rendimiento volumétrico, el aumento de la emisión de algu "OS contaminantes, como los NOx, y problemas de autoencendido. b) La mayor superficie de transmisión de calor de los motores refrigerados por aire condiciona la geometría del motor de forma más acusada que en el otro sistema. En general los motores son más voluminosos y el espacio entre cilindros debe ser -nayor para asegurar una correcta refrigeración . . el Los caudales de aire para la refrigeración del motor son muy elevados, lo que eva a potencias de accionamiento importantes y a niveles de ruido elevados. d) Los motores refrigerados por aire resultan más ruidosos que los refrigerados por agua por las siguientes razones: - Mayores juegos. - Construcción menos rígida al emplear, 'en general, cilindros independientes. - Ruido producido por la soplante.

82


- En los motores refrigerados por agua la cámara de agua hace de aisl.amiento acústico. - Ruido producido por las propias aletas. c) Los depósitos de suciedad entre las aletas pueden ser un inconveniente importante, particularmente en ciertas aplicaciones, como por ejemplo en la agricultura, en donde además de la pérdida . de efectividad del sistema de refrigeración, existe el peligro de incendio. Actualmente puede afirmarse que predomina la refrigeración por agua excepto en motores muy pequeños y en aplicaciones especiales, puesto que las· ventajas del sistema compensan los inconvenientes.

BIBLIOGRAFIA BRUN, R.: Science et technique du moteur diese! industrie! et de transport. Tomo 111. Technip. 1979. CHAPMAN, A.J.: Transmisión de calor. lnterciencia. 1974. EICHELBERG, G.: Sorne New lnvestigations on Old Combustion Engine Problems. Engineering. 1939. KHOVAK, M.: Motor Vehicle Engines. Mir. 1971. LICHTY, L.: Procesos de los motores de combustión. Ediciones del Castillo. 1970. MACKERLE, J.: Air-Cooled Automotive Engines. Griffin. 1972. OBERT, E.F.: Motores de combustión interna. CECSA. 1971. SITKEI, G.: Heat Transfer and Thermal Loading in Interna! C.ombu'stion Engines. Akadémiai Kiadó. 1973. TA YLOR, C. F: The Interna! Combustion Engine in Theory and Practice. Vol l. MIT Press. 1982. WOSCHNI, G.: A Universally Applicable Equation for the lnstantaneous Heat Transfer Coefficient in the Interna! Combustion En~ine. SAE paper 670931. 1967.

CAPITULO 5

PERDIDAS MECANICAS. LUBRICACION Y ACEITES

5.1 . Introducción 5.2. Pérdidas mecánicas

5.3. Procedimientos para determinar las pérdidas mecá nicas 5.4. La lubricación de los motores

5.5. Los aceites para motores 5.6. Normativas y reglamentos


J.M. DESANTES Dr. lng. Industrial

F. BOADA Dr. lng. Industrial

5 .1 . INTRODUCCION A raiz de la crisis energética del año 1973 y de los continuados incrementos de los precios de los combustibles derivados del petróleo, existe una corriente hacia la consecución de motores con mayor rendimiento, postergándose a un segundo plano otras líneas de investigación, que en décadas anteriores tuvieron gran auge. La consecución de rendimientos más elevados puede abordarse desde el punto de vista del rendimiento indicado del motor, actuando sobre parámetros que incidan directamente sobre el ciclo termodinámico básico, o bien desde el punto de vista del rendimiento mecánico, disminuyendo las pérdidas mecánicas del motor. Recibe el nombre de pérdidas mecánicas el conjunto de pérdidas que integran la diferencia existente entre la potencia efectiva y la potencia indicada del motor. A su vez, este conjunto se puede subclasificar en cuatro grandes grupos:

1 . Pérdidas por fricción Son debidas al rozamiento entre los diversos órganos móviles del motor.

2 . Pérdidas de bombeo Reciben este nombre las pérdidas que tienen lugar durante el proceso de renova: ción de la carga, es decir, es el trabajo realizado por el émbolo contra los gases para realizar los procesos de escape y de admisión. Según est.a definición, en los motores de dos tiempos las pérdidas de bombeo son nulas.

3. Pérdidas de accionamiento de auxiliares Debidas a la potencia absorbida para accionar los diversos elementos auxiliares del. motor, como son: bomba de aceite, bomba de agua, ventilador, etc . Es interesante resaltar que las normas de ensayo de motores, que fijan las condiciones en que se debe medir fa potencia, dan la relación de los auxiliares que deben ser accionados por el motor. Cada norma fija un número de auxiliares distintos, por lo que consecuentemente la potencia de un motor depende de la norma que se haya utilizado.

86


4. Pérdidas de accionamiento del compresor Estas pérdidas son debidas a la potencia absorbida por la bomba de barrido en los motores de dos tiempos o por el compresor de sobrea limentación cuando el accionamiento es mecánico. Evidentemente en los motores turbosobrealimentados esta potencia es cero. De acuerdo con lo anterior, podemos escribir en términos de potencia:

siendo:

en donde: Ne - potencia efectiva. N¡ - potencia indicada. Npm - potencia absorbida por las pérdidas mecánicas.

Nj¡

- potencia absorbida por la fricción mecánica (rozamiento).

Nb Na Ne

- potencia absorbida por el efecto de bombeo . - potencia para el accionamiento de auxiliares. - potencia necesaria para accionar la bomba de barrido o el compresor de sobrealimentación cuando el accionamiento es mecánico.

Empleando las presiones medias equivalentes, podemos escribir igualmente:

=

pme pmpm

=

pmR

pmi - pmpm

+ pmb + pma + pmc

Un número adimensional corrientemente empleado en la cuantificación de las pérdidas mecánicas es el rendimiento mecánico, que se define como:

Y/m

Ne

N¡ - Npm

N·1

N·1

1 - Npm N¡

o bien: Y/m

pme

pmi - pmpm

pmi

pmi

=

1-

pmpm pmi

El rendimiento mecánico depende lógicamente de gran variedad de parámetros, en-

87

Pérdidas mecánicas. Lubricación y aceites

tre otros el grado de carga, siendo cero en la marcha al ralentí. En la sección siguiente se analizan y discuten las pérdidas mecánicas con mayor detalle.

5.2. PERDIDAS MECANICAS 1 . Pérdidas por fricción Cuando dos superficies en contacto están dotadas de un movimiento relativo, pueden aparecer cuatro tipos diferentes de fricción, a saber: -

Fricción Fricción Fricción Fricción

hidrodinámica o fluida. . semiseca o mixta. metal-metal, seca o límite. de rodadura.

El primer tipo aparece asociado a superficies completamente separadas por una pelícu la de lubricante, y en consecuencia la fuerza de fricción es función principalmente de la viscosidad del aceite. Este tipo de fricción es el que generalmente aparece en los motores. La fricción semiseca o mixta aparece cuando existe una película suficientemente desarrollada, pero también hay contactos metal-metal localizados. Este tipo de fricción aparece en el motor durante el arranque y en el contacto segmentos-cilindro en las proxim.idades del PMS. Porcentualmente no es importante desde el punto de vista del rendimiento, aunque sí en cambio del desgaste. La fricción metal-metal o límite no aparece en el motor salvo en condiciones anormales de funcionamiento, y lleva emparejada la rápida destrucción del mismo. Finalmente, la fricción de rodadura se da en los rodamientos de bolas y agujas y en los seguidores de leva que incorporan r'ueda. Es debida a la deformación de las superficies rodantes y en consecuencia bastante independiente del aceite. Si nos referimos a la fricción hidrodinámica, que aglutina la mayor parte de las pér:fidas, el coeficiente de fricción puede determinarse a partir de la ecuación:

f

= f0 +

{~n

f1 ~

en donde: f0 y f 1

-

constantes dependientes f1,m damentalmente de la geometría del cojinete y de los juegos.

88


n - constante función del tipo de cojinete (n = Yi para cojinete deslizante y n = 1 para cojinete de gorrón). µ - viscosidad del fluido lubricante. c - velocidad relativa entre las superficies deslizantes. p - presión (carga normal por unidad de superficie). L - dimensión característica del cojinete. Siendo, por otra parte, la fuerza de fricción el producto del coeficiente de rozamiento y la carga normal sobre el cojinete . Analicemos las zonas del motor en donde la fricción puede ser más importante y las peculiaridades que en ellas se presentan: · a)

Cojinetes de gorrón

La característica fundamental que se presenta en los cojinetes de gorrón de los motores alternativos es la variación de la carga sobre el cojinete con el giro del motor (diagrama polar), que puede determ inarse a partir del diagrama de indicador y de los esfuerzos de inercia. Hay que tener en cuenta, además, las deformaciones que sufren los apoyos de los cojinetes de bancada al no ser el motor una estructura totalmente rígida, lo que puede conducir, si las deformaciones son importantes, a que no exista engrase hidrodinámico en zonas localizadas para determinadas condiciones operativas. Suponen entre el _20 y 30% de la~ pérdidas por fricción totales del motor. b)

Pistón

Ensayos realizados con pistones (cilindros de cristal) han demostrado que esta pieza se comporta como un cojinete oscilante . El pistón, al inclinarse, forma una cuña de aceite que se extiende más o menos según el juego existente y la viscosidad del aceite, figura 5. 1. El escaso desgaste que se produce en las faldas de los pistones confirma el comportamiento señalado. c)

Segmentos

Como es bien sabido existen dos clases de segmentos, los de compresión, que se encargan esencialmente de imp.edir el paso de los gases hacia el cárter, y los rascadores o de engrase que impiden el paso de aceite hacia la cámara de combustión del motor. Los segmentos de compresión ejercen . una presión sobre las paredes del cilindro debida a su tensión radial y.a la presión de los gases de combustión en la cara interior del segmento. Cabría pensar que entre los segmentos y el cilindro no debería existir

89


::>e\ícu\a ~e ac e i~ e

Fig . 5.1.Película de aceite fo rmada entre el pistón y el cilindro

engrase hidrodinámico por ser aparentemente paralelas las superficies rozantes, sin embargo, los segmentos en funcionamiento se inclinan respecto al cilindro, forman do una cuña de aceite que impide el contacto metal-metal. Las zonas más críticas de funcionamiento se presentan en las proximidades de los puntos muertos en donde, debido a la baja velocidad del pistón, no se crean cuñas de aceite. Esta situación es particularmente crítica en el punto muerto superior ya que las elevadas temperatu ras descomponen el aceite y hacen inviable el engrase hidrodinámico. En los segmentos rascadores los problemas son mucho menores debido a la mayor cantidad de aceite presente y a que las temperaturas de funcionamiento son más bajas. El conjunto pistón-segmentadura es responsable del 50-70% de las pérdidas por fricción.

d) Otros elementos Finalmente podemos señalar que existen otras zonas del motor en donde existe fricción, por ejemplo los elementos que consdtuyen la distribución. En estas zonas, debido al valor reducido de las cargas que actúan sobre las superficies rozantes (válvuas) o a las condiciones favorables que se presentan para el engrase (levas), no se oresentan situaciones particularmente críticas, pudiéndose estimar las pérdidas entre el 10 y el 20% de las totales. Pasamos a realizar una estimación global de la influencia que tienen diversos parámetros sobre las pérdidas mecánicas de fricción . La carga sobre las superficies que deslizan entre sí tiene fundamentalmente los sigu ientes orígenes: - Peso de las piezas o fuerzas debidas a elementos elásticos (muelles, segmentos, etc). - Fuerzas de inercia. - Fuerzas debidas a los gases. El peso de las piezas responde a una ecuación del tipo·

90

Motores de combustión interna altematlvoia

en donde: K, - constante dependiente de la forma. L - dimensión geométrica. e - densidad del material empleado. g - aceleración de la grav~dad. Las fuerzas de inercia responden a la ecuación siguiente, como se estudiará en capítulos posteriores F¡

=

m w2 r (cosa

+ >-.cos 2a + ... )

=

K, L3

c

2

e~

(cosa

+ >-.cos 2a + ... )

r

F¡

=

K2 L2 e Cm2 (cosa

+

)..cos 2a

+ ... )

siendo }.. la relación manivela-biela. Y la fuerza debida a los gases vale, finalmente:

. 7rD2 F9 = pm1 - 4

=

K . L2 3 pm1

L.:a carga que gravita sobre un cojinete será pues de la forma: FN

=

Cp Fp

+ C¡ F¡ +

Cg Fg

en donde CP, C¡ y C9 son constantes para cada motor. Conocida la cargá y el coeficiente de fricción, la fuerza de fricción correspondiente tiene por expresión, como ya sabemos: Fr

=

FN f

=

FNrO

+ f,

t:~rJ

Si todas las fuerzas de fricción las reducimos a una resultante aplicada sobre el pistón y la denominamos FR, la potencia absorbida por las pérdidas de fricción mecánica vale: ·

La presión media correspondiente será por tanto:

pmR

=

en motores de dos tiempos)

91


Puede finalmente comprobarse que la relación FR/ Ap y por tanto la presión media de fricción es prácticamente independiente del tamaño del motor, en efecto: · pmR

=4

E [C~ K1L3 e g+CjK2 L2

=

4 FR Ap

e Cm2 (cosa:+>..cos2a+ ... )

+ CgK3 pmi L2 l f

K4 L2 operando,

resulta~

pmR

=

4 E [ C~ L + C[' Cm 2 + Cg pmi] f

De donde se deduce que el único término afectádo por el tamaño del motor es el :>rir:nero (peso de las piezas), que al tener un valor comparativamente menor que el de los otros dos (fuerzas de inercia y presión de los gases) justifica que la pmR sea ::>rácticamente independiente del tamaño del motor. De las ecuaciones anteriores puecen deducirse las siguientes tendencias generales: - Al aumentar el régimen del motor crecen las fuerzas de inercia proporcionalmente a Cm~ creciendo también fas pérdi das de fricción,aunque en una proporción menor. - Las pérdidas de fricción aumentan con la viscosidad por el incremento del coef iciente de fricción, sin embargo a medida que la viscosidad crece su influencia se hace menos sensible. - Entre los factores de diseño que reducen la fricción cabe destacar: Ligereza de las partes en movimiento, particularmente las que tienen movimiento alternativo. J.uegos elevados entre pistón y cilindro. Pistones con falda corta. Pocos segmentos, con tensiones radiales reducidas. - Juegos elevados entre gorrones y cojinetes. =stos factores de diseño, que reducen la fricción, presentan sin embargo una serie ::- :nconvenientes, como son elevados consumos de aceite, reducción en la estan=- ~ id ad del cilindro, incremento de los ruidos mecánicos, etc.

Pérdidas de bombeo ::, la literatura técnica suele darse el nombre de lazo de bombeo al área que apare-

-=en el diagrama de indicador encerrada entre las líneas representativas de la evolu- :"' del fluido entre las carreras de escape y de admisión (figura 5.2) . :: area del lazo de bombeo en un diagrama indicador evidentemente representa un

92


trabajo invertido por el motor en renovar la carga y desde este punto de vista se con·ceptúa como una pérdida. p

PMS

PMl

V

Fig.5.2. Esquema del lazo de bombeo. AE, apertura de escape. AA, apertura de admisión. CE, cierre de escape. CA, cierre de admisión

La magnitud del área está afectada por una serie de circunstancias que pueden resumirse en: al Contrapresión de escape Este valor, que representa las pérdidas de presión en el sistema de escape,determina el valor medio de la evolución .durante la carrera de escape. bl Pérdidas de carga en el proceso de admisión Su magnitud determina el valor medio de la presión durante la carrera de admisión.

c l Diagrama de distribución del motor Determina, en parte, las pérdidas de carga en el proceso de escape y de admisión y por otra parte permite, con calados óptimos, el aprovechamiento de los fenómenos de inercia de la columna gaseosa. dl Regulación de la carga En los motores de encendido provocado los límites de dosado (relación aire-

Pérdidas mecánicas. lubricación y aceite.s

93

combustible) son muy estrechos para que la llama progrese de forma adecuada en la cámara de combustión. En consecuencia, no es posible una regulación cualitativa, tal como se realiza en los motores.de encendido por compresión, y hay que recurrir a una regulación de tipo cuantitativo estrangulando la ad[Tlisión ·del motor. Este sistema de regulación hace que las pérqidas de bombeo se incrementen considerablemente a bajos grados de carga, puesto que en realidad lo q'ue se está haciendo es reducir la presión de admisión, y en consecuencia incrementar el área de la parte baja del ciclo. El problema se agrava de forma importante si tenemos en cuenta el tipo de utilización que tiene un MEP en un vehículo convencional, que desarrolla una presión media efectiva entre O y 1 bar durante alrededor de un 25% de su tiempo de fu ncionamiento, lo cual da una idea del bajo grado de carga con el que habitualmente funciona un motor de este tipo, y por tanto las importantes posibilidades de mejora reduciendo las pérdidas de bombeo. Las pérdidas de bombeo son relativamente sen cillas de obtener a partir del diagrama de indicador del motor. 3. Pérdidas de accionamiento de auxiliares Las pérdidas de accionamiento de auxiliares son muy variables de un motor a otro, dependiendo del número y tipo de auxiliares a accionar. En motores funcionando a plena carga y en el régimen de máxima potencia las pérdidas ocasionadas por el alternador y la bomba de agua vienen a ser del 8 al 10% de las pérdidas totales, mientras que la bomba de aceite consume un porcentaje del 6 al 7%. A falta de información más exacta puede utilizarse para el conjunto la siguiente expresión propuesta por Bishop: 5

pma

=

J·

0,0269( -n1.000

0btenida estadísticamente y donde la única variable es el régimen de giro n en rpm : :> bteniéndose la pma directamente en bar. 4. Pérdidas por accionamiento del compresor Para este tipo de pérdidas, es muy difícil dar valores orientativos, debido a la dispaen las soluciones constructivas.

~·dad

5. 3. PROCEDIMIENTOS PARA DETERMINAR LAS PERDIDAS MECANICAS La determinación de las pérdidas mecánicas no es tarea fácil aunque existen méto:os muy diversos para su evaluación, tanto desde un punto de vista global como :::;esglosadas por conceptos. Las posibles alternativas que se ofrecen son las siguientes:


94

1. 2. 3. 4. 5. 6.

A partir del diagrama de indicador. A partir de la recta de Willans. A partir del método Morse. Por el procedimiento de arrastre. Por el método de deceleración libre. A partir de ecuaciones semiempíricas.

Pasamos a comentar brevemente cada una de ellas. 1 . Diagrama de indicador

Este procedimiento consiste en medir simultáneamente las potencias efectiva e indicada del motor, tal como se explica en el capítulo dedicado a ensayos. La diferencia entre ambas magnitudes será la potencia absorbida en pérdidas. En el caso de pretender un estudio de cada uno de los conceptos que integran las pérdidas mecánicas totales, el método del diagrama de indicador ofrece directamente la contribución de las pérdidas de bombeo. La potencia absorbida por los auxiliares puede determinarse o bien ensayando cada uno por separado, o bien desaccionando cada uno y midiendo la potencia efectiva del motor, con lo que pueden determinarse por diferencia. Finalmente las pérdidas por fricción se calculan por diferencia a partir de la ecuación: pmR

=

pmi - pme - pmb - pma

donde son conocidos todos los términos del segundo miembro. Probablemente este método sea el más exacto, si se dispone de un sistema de adquisieión del diagrama de indicador suficientemente preciso.

2. Recta de Willans Se basa este procedimiento en la relación existente entre el consumo horario de combustible y la presión media efectiva. Efectivamente, si manteniendo constante el rtgimen de giro se dibujan los puntos obtenidos experimentalmente en un diagrama, se observa que la relación es aproximadamente lineal, tal como aparece en la figura 5.3. Si se extrapola la recta hasta el corte ·Con el eje de abcisas, obtenemos un valor de la presión media negativo, que es precisamente la presión media de pérdidas mecánicas. El método de Willans, que es un método experimental, suele dar buenos resultados al emplearse en los MEC, perdiéndose la linealidad únicamente para presiones medias efectivas muy elevadas, puesto que al ser los dosados elevados el rendimiento disminuye. En el caso de los MEP, el método no da buenos resultados puesto que al reducir la carga, las pérdidas de bombeo aumentan de forma considerable, eliminando la dependencia lineaJ. De la inspección de la figura se concluye que la relación que liga el consumo horario


95

mf[kg/s l

14.

8 6

3

2

6

2

pmpm

8

10

pme[bar]

Fig.5.3. Rectas de Willans

de combustible y la presión media efectiva es de la forma:

m1 =

K (pme

+

pmpm)

=

K pmi

donde la constante K es diferente para cada régimen de giro. Dividiendo los dos miem::i·os por la potencia ind icada la ecuación anterior se transforma en: 9 it

K

=

= K'

::s decir, el consumo específico indicado, o bien el rendimiento indicado, son cons·al")tes para un régimen de giro constante. La validez del método evidentemente que1a su peditada al tipo de motor, puesto que la constancia del rendimiento indicado o siempre es cierta. -OS ensayos para determinar las rectas de Willans son ensayos laboriosos, que hay ~e repetir un gran número de veces, obteniéndose resultados que en ocasiones no

. st;fican su dificultad. 3

·

Método Morse

:: procedimiento Morse consiste en determinar las pérdidas mecánicas sumando s potencias efectivas obtenidas del motor eliminando la combustión de cada uno

96

M otores de combustión interna alternativo:

de los cilindros alternativamente. En efecto, suponiendo un motor de cuatro cilindros, si eliminamos la combustión en uno de ellos, la potencia efectiva medida será la diferencia entre la suma de las potencias efectivas de los cilindros activos y la potencia absorbida en pérdidas en el cilindro arrastrado, con lo que podemos escribir: Sin combustión en el cilindro 1 Sin combustión en el cilindro 2 Sin combustión en el cilindro 3 Sin combustión en el cilindro 4 .Sumando resulta:

NIe = Ne2

+ N"e = Ne1 + N111e Ne1 + 1 N ve Ne, +

+ Ne3 + Ne2 + Ne2 + NeJ

Ne4 - Npm1 Ne4 - Npm2 Ne• - Npm3 Ne3 - Npm4

E Ne= 3[N 01 + Ne2+ Ne3+ Ne4 l-ENpm

o lo que es lo mismo:

en donde: ENe - suma de potencias del motor al eliminar la combustión sucesivamente en los diferentes cilindros. Ne - potencia efectiva con todos los cilindros activos. Npm - pérdidas mecánicas totales del motor. El método de Morse es similar al método de arrastre, que se analiza a continuación, pero es el propio motor con sus cilindros activos el que arrastra al cilindro no activo. Normalmente los ensayos se realizan estabilizando el motor completo durante un período largo de tiempo hasta mantener constantes la temperatura del agua y el aceitP. . En este momento se desactiva un cilindro y se toman las medidas. La principal obje ción que se puede hacer al método es que algunas condiciones operativas del motor se modifican al desactivar un cilindro, como son : presión en cámara, fenómenos de inercia gaseosa en colectores no separados, etc. Sin embargo puede realizarse con una instrumentación muy simple.

4. M étodo de arrastre Este procedimiento consiste en determinar la potencia necesaria para arrastrar el motor con el sumini"stro de combustible interrumpido, es decir, sin proceso de combustión. El arrastre se realiza generalmente con la ayuda de una dinamo-freno. La objección más importante que se le puede hacer a este procedimiento, como en el caso anterior, es que al no existir el proceso de combustión, las presiones en los cilindros, y por tanto las cargas a las que está sometido el motor, no coinciden con las que tendría cuando está funcionando. Sin embargo es un método muy utili-

97

Pérdidas mecánicas. Lubricacion y aceites

zado, puesto que es el único que permite medir las pérdidas de cada uno de los elementos, desmontando sucesivamente aquellos que pretenden determinarse. Para aproximarse lo más posible a 'las condiciones operativas del motor, los ensayos de arrastre se realizan después de haber tenido en funcionamiento el motor,·con lo que se habrán alcanzado las temperaturas de trabajo.

Es interesante constatar que aunque los distintos métodos parten de hipótesis t eóricas o experimentales diferentes, los resultados que se obtienen por cada uno de ellos son muy similares. La figura 5.4. 'recoge las pérdidas obtenidas por el método de arrastre y a partir de la recta de Willans, para tres regímenes de giro y tres temperaturas de aceite. Se observa que el método de arrastre es más sensible a la modificación de la temperatura dél aceite que el método de extrapolación de la recta de Willans, aunque las diferencias porcentuales no son importantes.

Npm X-- - - - - - - - - - _.,

,.._

20

---

o-------(o

--

--~

4000 rpm

18

x Arrastre

16

o Witlans

14 X- - - - - - - -

12

O-

- - - -X--

0-1-----::0...-......,~--~-0 - -K

3000 r pm

10 8 6

~60

- - - - - - - - - -31:- - - - - - -

~

80

--·

100

1500 rpm

TlºC J

Fig. 5.4. Comparación entre las pérdidas por el método de arrastre y de Willans

98


5. Método de deceleración libre El método consiste en medir la deceleración angular instantánea del motor al cortar el suministro de combustible o el encendido. Determinando la evolución de la velocidad, y conocido el momento de inercia del conjunto, el par resistente es calculable por la expresión:

donde: 1 - momento de inercia del conjunto. a - deceleración angular. Caso de desconocerse el momento de inercia del conjunto, se utiliza un volante postizo de inercia conocida le, con lo que puede plantearse un sistema de dos ecuaciones obtenidas de dos medidas diferentes formado por la ecuación anterior y:

Mpm

=

(1

+ lcl ex'

A partir de este sistema se determinan Mpm y la inercia del conjunto l. Como en los casos anteriores, en los que el motor no está en combustión, las cargas sobre los diferentes elementos en movimiento no son idénticas al caso real. La ventaja del método es su simplicidad y la facilidad para efectuar los ensayos, incluso en las condiciones de utilización del motor.

6 . Ecuaciones semiempíricas Diversos investigadores han p~opuesto ecuaciones semiempíricas para predecir las pérdidas mecánicas, ya sea desde_un punto de vista global, ya sea particularizando por conceptos. Se recogen a continuación algunas ecuaciones, propuestas por Bishop, para determinar las pérdidas en distintos elementos del motor; las presiones medias de pérdidas están directamente en bar, sustituyendo valores en unidades del sistema internacional. a)

Pérdidas del sistema de distribución pmpm

= 0,701 ·

10·3( 30 - -

4 n ) Dvus

-1.000 D2 s

siendo Dv el diámetro de la válvula de admisión. b) Pérdidas en cojinetes de bancada y cabeza de biela

pmpm

= 5, 5 · 10·2 ~

s

n

1.000

99


c ) Pérdidas del conjunto pistón-segmentadura

Las pérdidas por este concepto están divididas en dos términos, siendo uno debido a la tensión radial de la segmentadura , y el otro debido a la fricción pistón-cilindro:

pmpm

= 3,69

·

10· ~ K 3

0

+ 7,56 . 10·3 b

2

Cm

D S

siendo a el número de segmentos, b la altura de la falda del pistón y K un valor de corrección pára tener en cuenta la tensión radial debida a la presión de los gases, y cuyo valor oscila entre 2 y 3, siendo m·ínimo para regímenes de giro máximos. El problema que ¡;>tantean las ecuaciones semiempíricas es su falta de exactitud, si se extrapolan a motores muy diferentes de los empleados para el ajuste.

5.4. LA LUBRICACION DE LOS MOTORES La necesidad de engrase hidrodinámico entre las superficies deslizantes de los motores obliga a disponer en los mismos de un sistema encargado de cumplir esta finalidad. Hay que tener en cuenta, por otra parte, la gran variedad de exigencias con las que se encuentra un motor en funcionamiento. En la tabla siguiente se recogen algunas superficies deslizantes típicas y las condiciones operativas que en las mismas se presentan.

CONJUNTO

DESPLAZAMIENTO

TEMPERA TURA

PRES ION

VELOCIDAD RELATIVA

Pistón-camisa

alternativo

alta

moderada

alta

Pistón-biela

oscilante

moderada

muy alta

baja

Biela-cigüeñal y cigüeñal-bloque

rotativo

baja

alta

alta

Arbol de levasempujadores

rotativo

baja

muy alta

baja

Válvula de escape

alternativo

muy alta

baja

moderada

Para resolver los problemas de engrase que existen en el motor es necesario, no s6k>

100


llevar el lubricante a las distintas partes del motor, como ya hemos dicho, sino que éste sea capaz de hacer frente a las diferentes exigencias que se presentan en cada una de ellas. 1 . Sistemas empleados para la lubricación d e los motores El primer sistema de engrase empleado en los motores fue el llamado de barboteo. En él, mediante cucharillas o anillos, se proyecta el aceite del cárter contra las superficies que se desean engrasar. Este sistema, abandonado como sistema básico de engrase, se sigue empleando en la actualidad para engrasar algunas partes del motor, como por. ejemplo las partes bajas de la camisa, que se engrasan en muchos motores por el aceite proyectado procedente de los cojinetes de cabeza de biela. Sin embargo, las altas prestaciones y las exigencias en cua~to a engrase que se presentan en los motores alternativos actualmente, han llevaClo al empleo del engrase a presión. Como otra función primordial encomendada al aceite y que condiciona fuertemente el caudal a utilizar, se encuentra la refrigeración de las partes rozantes, con lo que los caudales actualmente necesarios son muy importantes, pudiendo llegar a 25-301 / h kW en motores Diesel con pistón refrigerado y a 15-20 1/ h kW en MEP. Téngase en cuenta que en los años cuarenta los caudales de aceite eran del orden 3 l/ h kW . Estos valores son orientativos y dependen fundamentalmente del régimen y de la pme del motor. Conviene referirse brevemente al tipo de engrase empleado en los motores pequeños de dos tiempos con barrido por cárter. En estos motores, por razones de simplicidad y economía, la mezcla de aire y combustible arrastra en suspensión una cierta cantidad de aceite, que es el encargado de la lubricación. La proporción entre aceite y combustible tiende a reducirse actualmente a causa de la contaminación y los depósitos. Porcentajes del 4 al 5%, hasta ahora normales, se están rebajando en la actualidad al 2% e incluso menos por una mejora de la calidad del aceite y del diseño del motor. El principio de funcionamiento es el siguiente: el aceite arrastrado por la mezcla de aire y combustible se deposita parcialmente en las paredes internas del cárter y posteriormente en las del cilindro. El sistema de lubricación es a aceite perdido, y la mayor parte de él acaba cortocircuitándose por el escape o bien quemándose en el interior del cilindro. Hecha esta breve referencia vamos a centrarnos en el engrase a presión, actualmente el más utilizado en los motores. 2. lubricación a presión El sistema de lubricación a presión está · compuesto, en el caso más general, por los siguientes elementos: · al La bomba. Encargada de suministrar aceite a presión.


101

b) El circuito de engrase. Formado por el conjunto de conductos por los que circula el aceite. c) El filtro. Encargado de eliminar las impurezas que arrastra el aceite. d) El refrigerador de aceite. Cuya misión es mantener la temperatura del aceite dentro de los límites prefijados. La figura 5.5 recoge un esquema del mismo. a) La bomba

Para poder suministrar el aceite a presión es necesario el empleo de una bomba. Entre los diversos tipos utilizados se encuentran: - La bomba de engranajes. - La bomba de paletas. - La bomba de pistones.

_,, 1

F! '. tro ~ ·,·. d c\ ·,vá !.v:Ja de .... t-scnrgo Bombo retención

Ma nó mt-tro

Filt ro cent r Ífugo

Fig.5.5. Esquema del sistema de lubricación

Actualmente la más empleada es la primera, a la que nos vamos fundamentalmente a referir. El gasto por unidad de tiempo suministrado por una bomba de engranajes vale: 1/v K I fi m = n----

z siendo: n - número de revoluciones de la bomba.

102

Motores de combustión interna alternativo!

1/v - rendimiento volumétrico, que oscila entre O, 75 y 0,95 en función del ajus

te, de los desgastes y de la viscosidad del aceite. K - coeficiente de forma del diente que varía entre 5 y 6,5, lo que corresponde un ángulo de presión de tallado entre 15 y 30°. I - longitud del diente en la dirección del eje de giro. distancia entre. los ejes de los engranajes. z - número de dientes.

o-

Se pone claramente de manifiesto en la ecuación anterior el aumento del caudal al reducir el número de dientes, por lo que es necesario, para poder aumentar el cau· dal, recurrir a perfiles especiales, ya que si bien el perfil de evolvente de círculo es el más sencillo de realizar industrialmente, presenta graves inconvenientes cuando se desea reducir el número de dientes. Así, con un ángulo de presión de 20º el nú mero mínimo de dientes es de 14 y toda reducción de este número lleva consigo un estrangulamiento de la raíz y una disminución del arco de conducción, con lo que la transmisión no sería continua y los dientes se desgastarían rápidamente. Sin embargo, adoptando perfiles especiales se llega a reducir el número de dientes a siete, con arcos de conducción aceptables. Analizando la ecuación anteriormente planteada observamos que, para una determinada bomba, con un aceite de viscosidad determinada, el caudal es proporcional al número de revoluciones de la misma, tal como aparece en la figura 5.6. Cuando se modifica la temperatura del aceite varía su viscosidad y por lo tanto el valor de 1/v de la bomba, con lo que las curvas de caudal quedan ligeramente afectadas. Uno de los problemas que presenta la bomba de engranajes es su baja presión de aspiración que puede llevar, en el arranque en frío, a dificultades en el cebado. Para evitar este problema se utilizan las siguientes soluciones: - Colocar la bomba por debajo del nivel de aceite. - Evitar el uso de aceites de gran viscosidad en frío. - Dimensionar ampliamente el conducto de aspiración de la bomba. b)

El circuito de engrase

La característica que define el flujo de aceite en una tubería es el número de Reynolds, cuya expresión es: Re

cde

µ, siendo: c - velocidad media del fluido en el conducto.

103


v ( l /h )

2 5°C 50°( 7 5° C

4000

3000

2000

1000

o

1000

2000

1500

2500

3000

rpm

Fig.5.6. Caudal de una bomba de aceite en func ión del régimen de giro

d - diámetro de la tubería. µ. - viscosidad del aceite. Q : densidad del aceite. "ara tuberías lisas el valor del número de Reynolds que separa el régimen turbulen·o del laminar es 2000. En las tuberías de aceite se busca, en genera l, régimen lami-ar con el fin de evitar pérdidas de carga importantes, lo que corresponde a velocida.::es del aceite inferiores a 4 m/s, en cuyo caso las pérdidas de carga siguen una ecua: ón de la forma:

K

Lip

c d2

::1 las zonas del conducto en donde se producen variaciones bruscas de sección ::: de dirección se puede suponer el régimen turbulento, siendo la ecuación que da ~ oérdida de carga de la forma: Lip

=

c2

Ka d

::-¡donde a es un coeficiente función de la naturaleza del cambio de sección o de


105

De la misma forma que el filtro, si el intercambiador se encuentra en serie con el circuito principal, la pérdida de carga en el mismo, particularmente cuando el aceite está frío, puede ser muy importante. Por ello, la tendencia seguida actualmente es colocar el intercambiador en páralelo, entrando en funcionamiento mediante una válvula termostática cuando la temperatura supera un valor prefijado. Cabe indicar finalmente que si entre la bomba y el motor se encuentra el filtro y el intercambiador, se hace necesario colocar en el circuito una válvula de retención para evitar una posible falta de alimentación de aceite en el arranque, al vaciarse estos elementos durante la parada del motor.

3. Análisis del comportamiento del circuito

De ensayos experimentales realizados se deduce que la pérdida de carga en el circuito de engrase de un motor es proporcional al cuadrado del gasto, siendo también función de la viscosidad del aceite. Cuando ésta disminuye por la utilización de un aceite menos viscoso o como consecuencia del aumento de la temperatura, la pérdida de carga disminuye para un determinado caudal. Por otra parfe, también se cómprueba experimentalmente, que el caudal de aceite necesario para el engrase del motor es prácticamente constante al variar el número de revoluciones. Teniendo en cuenta las consideraciones anteriores veamos qué sucede en el circuito de engrase al variar el régimen y la temperatura del aceite, cuando se emplea una bomba de engranajes, para lo que nos apoyaremos en la figura 5.7. Por ser la bomba de engranajes volumétrica y el fluido incompresible, el caudal que suministra es prácticamente independiente de la presión, siendo función únicamente, como ya hemos visto, del número de revoluciones según una ley lineal. Aunque la presión de descarga no afecta al caudal de la bomba, dicha presión interviene en la potencia necesaria para su accionamiento, de acuerdo con la ecuación:

en donde 11m es el rendimiento mecánico de la bomba. Puesto que ¿lp es proporcional al cuadrado del gasto, la potencia absorbida por la bomba se puede expresar también en la forma:

108


Potencia absorbida cuando es tá actuando l a válvula de descarg.f!_

de

res ión en el

Presión máxima en el circuito

Gas~o de aceite

a

..o

---ACEITE FRIO

E

o .o

----ACEITE CALIENTE

a

., '"O

...o

.,

CI

'

''

''

"CI

e

Caudal de la bombo

''

OI

e

''

'

'OI

o::

ue circula

or

válvula de descarga

Caudal aue circula por el mo1or

'

Fig. 5.7. Comportamiento del circuito de aceite

107

Pérdidas mecánicas. lubricación y aceites

Con el fin de no someter el circuito de engrase a presiones excesivas, que además lleva rían a potencias absorbidas por la bomba anormalmente altas, sin ninguna ventaja para el engrase del motor, se hace necesario el empleo de una válvula de descarga que asegure el retorno de una parte del aceite al cárter cuando la presión alcanza un determinado valor. Con este criterio se dimensiona la bomba, de forma que a regímenes bajos el gasto sea suficiente, evitando presiones excesivas a regímenes elevados. En cuanto a la cantidad de aceite que circula por cada uno de los elementos del motor, la figura 5.8 da información aproximada de la variación del caudal de aceite con el régimen en los distintos elementos de un motor Diesel .de cuatro tiempos sobrealimentado de tracción ferroviaria.

v (l/h J

, 5000

10000

5000

o

800

1200

1 00 nlrpm)

Fig.5.8. Distribución de caudales de aceite en un motor

5 .5. LOS ACEITES PARA MOTORES ~

. Propiedades que deben cumplir Au nque las condiciones operativas de ún lubricante para un motor térmico alternati-


108

vo varían considerablemente, los aceites obtenidos del refino del petróleo (aceites minerales) aseguran resultados satisfactorios en el caso de motores bien concebidos. El aceite debe cumplir una serie de funciones,entre las que cabe destacar: - Debe fundamentalmente lubricar, es decir, formar una película de aceite para evitar el contacto metal-'metal con mínima resistencia a.1 deslizamiento. - En segundo lugar debe refrigerar, con el fin de evitar dilataciones y deformaciones inadmisibles. - Finalmente el aceite tiene que garantizar la limpieza del motor tanto en las zonas frías como en las calientes. Para cumplir con estas exigencias contrapuestas, las cualidades que se le d.eben exigir son: ·

Tenaz, para garantizar una película continua. Fluído, para que se extienda por toda la superficie rozante. Poco volátil, para que no se evapore con temperaturas elevadas. No dejar residuos al quemarse. Estable, para evitar la aparición de gomas debidas a su propia descomposición. Dispersivo, para que se encuentren en suspensión las gomas y hollín y se evite su acumulación en el motor.

Sin lugar a duda$ la presión y temperatura de combustión son los dos factores que definen fundamentalmente las cualidades que debe tener un aceite. Hay que tener. en cuenta además, que la calidad de los aceites sufre con el uso una degradación de doble naturaleza: . - Degradación intrínseca debida a las modificaciones fisico-quimicas de los constituyentes. - Degradación extrínseca producida. por residuos. La lubricación de los Diesel no difiere esencialmente de la de los motores de explosión, sin embargo, la combustión en los Diesel da lugar a una cantidad apreciable de partículas de carbono libre finamente pulverizado (con tamaños del orden de 1 micra) que se dispersa parcialmente en el lubricante. El aceite para motores Diesel debe tener por tanto un gran poder para evitar la formación de aglomeraciones de hollín extremadamente duras, que pueden incluso rayar el cigüeñal. De una forma general se puede decir que un aceite se degrada 10 veces más deprisa en un MEC que en un MEP. Otras fuentes de contaminación son: -. Impurezas metálicas provenientes del desgaste del motor. - El polvo atmosférico.

Pérdidas mecánicas. l ubricación y aceites

109

- El agua proveniente de la atmósfera o de la propia combustión. - Los ácidos minerales que aparecen en la combustión. - El propio combustible. Las características más import.antes a tener en cuenta en los aceites para evitar su degradación son:

- La alcalinidad La alcalinidad de la película de aceite limita el desgaste ya que neutraliza los ácidos minerales que se producen en la combustión. Por otra parte se opone a que los óxidos reaccionen con los residuos carbonosos, provocando el engomado de los segmentos. La basicidad del aceite debe crecer con el contenido en azufre del combustible.

- Dispersividad La dispersión de los sedimentos viene a conjugar su acción con la de la basicidad. Las bases minerales nafténicas tienen carácter dispersivo, pero en general es conveniente añadir aditivos básicamente constituidos por sales orgánicas. El empleo de aceites dispersivos puede ir acompañado de grandes desgastes del motor si no se dispone de un filtro que elimine las partículas mayores de 5 micras.

- Detergencia Es la propiedad por la que se evita la aglomeración de ácidos y productos nafténicos, dirigiendo la oxidación de forma que se produzcan productos solubles. Para au mentar· la detergencia de los aceites se le añaden aditivos que no son otra cosa que jabones metálicos solubles en aceite y no en agua.

- Carácter antioxidante Es posiblemente una de las características más importantes en los motores con pistón refrigerado . En general se emplean aditivos a base de fenoles y aminas, no estan do claro su modo de actuar, aunque parece ser que es el aditivo el que se oxida en vez del aceite. Finalmente conviene hacer mención a los aditivos de extrema presión, que en el caso de lubricación límite evitan el contacto metal-metal y que son compuestos orgánicos a base de fósforo y azufre. Ya se observa que para conseguir unas buenas características de los aceites es necesario añadir aditivos. Sin embargo conviene tener en cuenta las sigu ientes circunstancias: - Los aditivos no se dében añadir para camuflar las taras de un aceite mineral

110


de baja calidad. - La vida de los aditivos no es indefinida. 2. Ensayos de aceites para determinar sus características fisico-químicas a) Viscosidad

La característica que define de una forma más clara el comportamiento del fluido desde el punto de vista de la lubricación es la viscosidad, ya que esta propiedad es la que fija las pérdidas por fricción y la capacidad de carga del cojinete. Newton .comprobó que la fuerza necesaria para que deslicen dos superficies separad?)s por un fluido es de la forma:

S c

F = µ-L

en donde: µ - coeficiente de viscosidad.

S - valor de la superficie en contacto considerada. c - ·velocidad relativa. L - distancia entre superficies. Para medir esta viscosidad, llamada dinámica o absoluta, se emplean viscosímetros como el Mac-Michel, Storner, Brookfield, etc. {normalmente la unidad empleada es el centipoise). En lugar de la viscosidad dinámica es usual en la industria del petróleo una medida arbitraria de la viscosidad fijada por los respectivos procedimientos de medida. En general se basan estos procedimientos en provocar el escurrimiento 'del fluido a través de un tubo calibrado y medir el tiempo correspondiente. Los métodos más empleados son: - El Saybolt en EEUU, que emplea una capacidad de 60 cm 3 y expresa los resultados en segundos (SSU). - El Redwood en Inglaterra, que emplea una capacidad de 50 cm 3 y expresa el resultado en segundos. - El Engler en Europa continental, que emplea una capacidad de 200 cm 3 y expresa los resultados como el cociente entre el tiempo de escurrimiento del aceite y del agua. La conversión directa de estas unidades a las abso lutas no es admisible, ya que no son proporcionales sólo a la viscosidad, si n embargo es posible el paso de unas a otras empleando tablas de conversión. bl Indice de viscosidad ::>uesto que la temperatura modifica 1 .a viscosidad del aceite, y éste puede estar so-


111

metido a grandes variaciones de temperatura en el motor, se hace necesario conocer esta variación . Para su determinación se emplea el índice de viscosidad definido po_r Dean y Davis en 1929, que consiste en un sistema .arbitrario de comparación tomando dos aceites que tienen la misma viscosidad que él a 210ºF. Uno de base parafiruca, cuya viscosidad varía poco con la temperatura, se tomó como base 100, y otro de base nafténica cuya viscosidad varía mucho con la temperatura, como base ce'O. Para la determinación del índice de viscosidad se aplica la ecuación: L-U VI = L - H siendo: L - viscosidad del aceite base O a 100°F. H - viscosidad del aceite base 100 a 100ºF. U - viscosidad del aceite del que se quiere conocer el Índice de viscosidad medido a 100ºF. Para obtener elevados índices de viscosidad se acudió en un principio a mezclas de aceite ligeros y pesados. Actualmente se incorporan al aceite mejoradores de viscosidad que han permitido la obtención de aceites llamados multigrado. No hay que olvidar sin embargo los inconvenientes que presentan estos aditivos debido a la pérdida de viscosidad al ser sometidos a esfuerzos mecánicos elevados. c)

Partículas en suspensión

Se miden siguiendo dos métodos: - Por filtración. Se diluye el aceite en un disolvente y se filtra posteriormente con membranas calibradas. - Por precipitación. Existen numerosos métodos que se basan en añadir al aceite un componente en el que sean solubles los productos de oxidación de forma que precipiten. dl Acidez El principio general de ensayo se basa en agitar el aceite en una solución acuosa que contiene un indicador coloreado. e)

Basicidad

Para la medida de la basicidad es usual el empleo de ácido clorhídrico o perclorhídrico. fl Contenido de agua Existen numerosos métodos de laboratorio, todos ellos dan buenos resultados, pe-

112


ro son de larga duración. gl Punto de enturbiamiento Es una medida particularmente interesante para conocer la cantidad de combustible que contiene el aceite. Por último, dentro de los ensayos físico-químicos se debe citar el ensayo de mancha ideado por el Instituto Francés del Petróleo. Consiste en depositar una gota de aceite en un papel de filtro de características dadas. La mancha producida está compuesta de zonas determinadas que dan información sobre el contenido en partículas, grado de oxidación, humedad y detergencia del aceite ensayado. 2. Ensayos de comportamiento de aceites

Pueden subdividirse en dos grandes grupos: a) b}

Ensayos de alteración en laboratorio Ensayos sobre motores en banco y en servicio

a) Ensayos de alteración en laboratorio Están basados en la consideración de que la alteración de un aceite está originada fundamentalmente por la oxidación que se produce a temperatura elevada. Ninguno de los ensayos de alteración ha logrado imponerse de forma indiscutible. El principal motivo es que el deterioro de un aceite a lo largo del ensayo de laboratorio es de naturaleza diferente a la que se produce en los motores. b)

Ensayos sobre motores

Los ensayos en banco se pueden considerar como ·1a segunda etapa de la puesta a punto de un aceite. Los objetivos que se persiguen son: - Analizar, siguiendo la evolución de la propiedades físico-químicas del aceite a lo largo del ensayo, cuál será esta evolución en la práctica; en la que, en general, las condiciones son menos severas, si bien su duración es mucho más prolongada. - Determinar, examinando el motor al fina·t del ensayo, cual es la influencia del aceite sobre el comportamiento del mismo. - Prever la influencia de las contaminaciones accidentales del aceite sobre el comportamiento de éste, así como sobre el motor. - Determinar la vida del aceite.


113

- Comprobar que el aceite no ejerce una influencia desfavorable sobre la vida de utilización del motor. Existen un gran número de ensayos que están en constante evolución. En general, los principales aspectos a tener en cuenta · son, entre otros: -

Corrosión o protección de cojinetes. Compatibilidad con otros aceites. Consumo de aceite. Depósitos en fondo del pistón, faldas, bujías, válvulas, segmentos, etc. Dificultad o facilidad de arranque. Obstrucción de filtros. Desgastes de cilindros, segmentos, apoyos de cigüeñal, levas y empujadores, etc. - Pérdidas por fricción.

Los principales factores de funcionamiento a considerar en el ensayo son: -

Temperaturas de las distintas zonas del motor. Presiones específicas. Régimen de funcionamiento. Contaminación por carburante y por sus productos de combustión.

Para la realización de los ensayos merecen ser resaltados los motores construidos oor Caterpillar Tractor Co. diseñados especialmente para el ensayo de aceites. A causa del precio elevado de los ensayos exigidos por las especificaciones americanas, en Europa se decidió, para que los ensayos fueran más económicos, realizaros sobre motores monocilíndricos, a estos ensayos se les conoce con él nombre de '9nsayos criba. A pesar de los grandes esfuerzos que se llevan a cabo para determinar ensayos en oanco de tipo cíclico, los factores a tener en cuenta son tan numerosos y tan difíciles 1e trasladar al banco, que se hace necesario realizar ensayos en servicio real, para a calificación de un aceite para motores. Los ensayos en servicio son largos y costosos, pues es necesario efectuar un análisis estadístico, pero su interés es tal que las sociedades petrolíferas no dudan en establecer programas que suponen recorrer anual...,ente muchos kilómetros. Propiamente hablando no existen métodos oficiales nor...,alizados para los ensayos en servicio real, pero los que se utilizan más corriente...,ente entran en una de las dos grandes categorías siguientes: - Ensayos de flotas de vehículos durante su utilización comercial. - Ensayos sobre vehículos en caravana.


114

5.6. NORMATIVAS Y REGLAMENTOS La clasificación de los aceites se realiza en las dos formas siguientes: según su viscosidad y según el tipo de servicio. Ambas clasificaciones son absolutamente independientes entre sí, de tal forma que para definir un aceite se hace necesario conocer no solo su viscosidad sino también el tipo de servido.

1 . Clasificación por viscosidad La clasificación casi internacionalmente adoptada para los aceites para moto· res es la del organismo americano SAE. Esta clasificación está basada únicamente en la viscosidad, excluyendo cua lquier otra consideración de calidad o propieda· des. La primera clasif icación de SAE se remonta a 1926 y ha sufrido diversos cambios. Existen actualmente diez grados SAE para motores (OW , 5W, 10W, 15W, 20W, 25W, 20, 30, 40 y 50) que no indican un valor determinado de la viscosidad y cuyo orden de crecimiento varía en el mismo sentido que la viscosidad. A estos números corresponden ciertos intervalos de viscosidad expresados en SSU. Así por ejemplo el SAE-30 está comprendido entre 58 y 70 SSU a 210° F (98,9ºC). Los grados SAE seguidos de la letra W (winter) están medidos a OºF (-18ºC) y son los recomendados para utilización a baja temperatura, los demás están medidos a 210ºF. Los aceites multigrados, muy extendidos actualmente, son denominados por dos números SAE unidos. Así por ejemplo SAE 10W-30 indica que es un aceite que se comporta como un SAE 10W a -18ºC y como un SAE 30 a 98,9°C. En los ú ltimos años se están susci· tando muchas controversias sobre la norma SAE, aún en el seno de la sociedad, debido entre otras razones a la temperatura de referencia (98,9ºC) excesivamente baja para los motores actuales.

2. Clasificación por el tipo de servicio La clasificación por el tipo de servicio es el complemento indispensable de la clasificación por viscosidad. Existen gran cantidad de especificaciones de·este tipo, pu .. diéndose destacar entre las más importantes las siguientes: al Especificaciones civiles -

API (American Petroleum lnstitute). Caterpillar Tractor Co. Ferrocarriles franceses. AMA (Asociación de fabricantes americanos de automóviles). Ferrocarriles belgas. Renault. Etc.

b l Especificaciones militares - Ejército USA.


-

115

Ejército Británico. Ejército Francés. Marina USA. Etc.

Estas designaciones no se basan en la composición de los aceites, sino en las condiciones de lubricación, que a su vez dependen del diseño del motor, la calidad del aceite y la utilización del motor. La más extendida de estas clasificacioens es sin duda la API, que comentamos brevemente. En la última clasificacion API se separan os aceites para motores de encendido provocado y Diesel. al Aceites para MEP - Servicio SA. El uso de este tipo de aceite es inadecuado para los motores modernos. - Servicio SB. Unicamente emplea aditivos anticorrosión y antioxidación, no es detergente. - Servicio SC y SO. Para uso en motores de servicio severo, ya sean motores sometidos a altas velocidades durante largos recorridos y con altas temperaturas de aceite, o bien motores que trabajan sobre recorridos cortos y paradas frecuentes. · - Servicio SE Y S F . Para motores de altas exigencias. o)

Aceites para MEC - Servicio CA. Para grandes recorridos y marchas moderadas con combustible de bajo contenido en azufre. También para motores de servicio estacionario. - Servicio CB y CC. Motores de grandes camiones de carga, sometidos a paradas frecuentes como los autobuses de ciudades . También para motores que utilicen combustible con más de un 0,5% de azufre . - Servicio CD. Para motores Diesel sobrealimentados, motores que funcionen en ambientes polvorientos, o con empleo de combustibles de elevado contenido en azufre . Todas los aceites para motores Diesel emplean aditivos detergentes.

=.,

la tabla adjunta se encuentra la designación API, así como otras designaciones _s_ales.

116

NUEVA


DESIGNACION API ANTERIOR ANTIGUA

DENOMINACION USUAL

MOTOR

DESCRIPCION DEL TIPO DE SERVICIOS Y COMENTARIOS

SA

ML

Regular

Mineral puro

MEP

Motores sin exigencias. No se utiliza actualmente.

SB

MM

Premium

Premium

MEP

Acción contra oxidación y corro· sión.

se

MS

Heavy Duty

HD

MEP

Acci ón contra depós :itos, desgaste y corrosión.

so

MS

MEP ·

Especificaciones de constructo· res. 1968.

MEP

Especificaciones de constructo· res. 1972

MEP

Especificaciones de constructo· res. 1980.

MEC

Motores no sobrealimentados. estacionarios.

SUP-1

MEC

Motores no sobrealimentados estacionarios con combustible de baja calidad.

MIL·B

MEC

Motores con paradas frecuentes.

MEC

Motores de altas exigencias, so· brealimentados.

Heavy ·'

Duty

HO

SE SF

CA

DG

CB

DM

Super Heavy Duty

ce CD

os

.

MIL·A

Serie-3

BIBLIOGRAFIA BISHOP, l.N.: Effect of Design Variables on Friction and Economy. SAE 812A. 1964. BLACKMORE, D.R.; THOMAS, A.: Fuel Economy of the Gasoline Engine. Macmillan. Press.1977. BRUN, R.: Science et technique du moteur diesel industrie! et de transport. Tomo 3. Technip.1979. CLEVELAND, A.E.; BISHOP, l.N.: Several Possible Paths to lmproved Part-load Economy of Spark lgnition En$:Jines. SAE 150A: 1960. KHOVAK, M.: Motor Vehicle Engines. MIR. 1971. N. N.: Les lubrifiants moteur. Pertes par frottement et usure. Technip. 1978 ROGOWSKY, A.R.: Elements of lnternal Combustion Engines. McGraw-Hill. 1953. SCHILLING, A.: Los aceites para motores y lá lubricación de los motores. lnterciencia. 1968. TA YLOR, C. I.: The Interna! Combustion Engine-in Theory and Practice MIT Press. 1982.

: ~PI TULO

6

LA RENOVACION DE LA CARGA EN LOS MOTORES DE CUATRO TIEMPOS .

5. 1. Introducción S.2. Rendimiento volumétrico. Potencia y presión media efectivas en función del rendimiento volumétrico : 3 Proceso de admisión ideal : ~

Factores que afectan al rendimiento volumétrico

F. BOADA Dr. lng. Industrial A. NOLASCO Dr. lng. Industrial

6 .1. INTRODUCCION _a renovación de la carga es el proceso por el cual tiene lugar la sustitución de los ::roductos quemados por mezcla sin quemar (aire en los Diesel) con el fin de repetir : proceso termodinámico que tiene lugar en el motor.

=

·nterés que presenta el estudio de la renovación de la carga puede ponerse de :---Z"'lifiesto en primer lugar desde el punto de vista de la potencia del motor. En efec·- la potencia tiene como expresión:

=. .

al estado actual de la técnica, no cabe esperar mejoras importantes en el ·rendi- ='"'to efectivo de los motores a plena carga. Por otra parte, en los·MEP el dosado :-a entre límites muy estrechos, comprendidos entre el dosado de máximo rendi'- ~~to y el de máxima potencia, y en los MEC el dosado máximo admisible está limi=<:J por la negrura de humos en el escape. Por tanto la potencia a plena carga del - _i-;-o r es prácticamente proporcional a la masa de aire admitida por unidad de tiempo. :: :- otra parte; el ren'd imiento de los motores de encendido provocado también está ~.aM ente ligado al llenado. En efecto, si comparamos dos automóviles iguales equi:o:-::;,s con motores Diesel y de encendido provocado respectivamente, tales que las - :S--.3c·ones de ambo~ vehículos sean las mismas, se observa que los consumos est:':""":os a plena carga son similares. Sin embargo, en ciclo urbano el Diesel presen-;¡ _- ::onsumo sensiblemente más bajo (del orden de los dos tercios del de encendi: "J •ocado). Ello es debido fundamentalmente al aumento del trabajo de bombeo - -= ::.o~ lleva la regulación por estrangulamiento. Influyendo también el hecho que ~---G·miento del proceso de combustión mejora al reducir la carga en los MEC. :: ;:: :; . ar a cabo el análisis general del proceso de renovación de la carga, se han - -::: .a·ios coeficientes, de los-cuales el más usado es el rendimiento volumétri:'-= se estudia a continuación .


120

6 .2. RENDIMIENTO VOLUMETRICO . POTENCIA Y PRESION M.EDIA EFECTIVAS EN FUNCION DEL RENDIM IENTO VOLUMETRICO A l ser el motor alternativo un motor de desplazamiento positivo, la masa de mezcla o aire admitido por unidad de tiempo es proporcional a su cilindrada, a su régimen de giro y a la densidad del fluido en algún punto característico del sistema de admisión. El rendimiento volumétrico se define como la relación entre la masa de mezcla fresca que entra en el motor por ciclo y la que llenaría la cilindrada en unas condiciones de referencia. Matemáticamente lo podemos expresar de la forma:

1/v

=

En donde: 1/v - rendimiento volumétrico.

rhmn Vr Q¡m-

masa de gases frescos por unidad de tiempo que entran al motor. número de vueltas por unidad de tiempo. cilindrada total del motor. densidad de la mezcla a la presión p¡ y a la temperatu ra T¡ de r~ferencia.

En motores no sobrealimentados, la densidad de referencia se toma frecuentemente en las condiciones de presión y temperatura exteriores (l. en la figura 6.1). El rendimiento así definido tiene en cuenta la influencia de todo el sistema de admisión . Si las condiciones p¡, T¡ se toman de algún punto intermedio (11,111) del conducto, el rendimiento volumétrico mide la influencia sobre el proceso de las pérdidas de carga en los elementos situados aguas abajo del punto considerado. Los posibles ·efectos pulsatorios en el conducto no se ven afectados evidentemente por esta consideración. Debido a que la mayor parte de las pérdidas de carga del sistema de admisión tienen lugar en la válvula, es también frecuente tomar, como condiciones de referencia, la densidad de la mezcla antes de la misma (111 en la figura 6.1.a). Ello plantea algún problema de medida debido a las fluctuaciones de presión en el conducto. Por otra parte, en el caso de un motor sobrealimentado, si tomamos como densidad de referencia la correspondiente a las condiciones exteriores, el rendimiento volumétrico puede resultar mayor que la unidad. Por ello en este caso se toma la densidad de refencia después del compresor (IV en la figura 6. 1. b). En lo que sigue, y salvo que se diga expresa mente lo contrario, la densidad de refe-


122

Qa

en donde rhaes la masa de aire admitida por unidad de tiempo y Qa la densidad del aire (medida a su presión parcial Paya la temperatura T¡) en la mezcla cuya temperatura es T¡ y su presión total p¡. Como consecuencia:

=

Pi V

n¡ Rm T¡

en donde n¡ y na son los números de moles de mezcla y aire respectivamente. Así pues: Pa

na

p¡

n¡

o bien:

rha Pa

=

p¡

29 rha

rhh

+

29

+

18

1

rht

-

Mt

29

+

1 29 h 18

F

+

Mt

Dado que: Qa =

29 Pa Rm T¡

obtenemos:

'r/v

=

rila n

-

Vr

2

29 Pa

P¡

rila

=

n

-

Vr

2

RmT¡

29 Pi

Pa

Rm T¡

luego:

F

7/v

=

rha n

2

Vr Qia

29

h

+ Mt + 18 29

[6.1 l

_a

123

re novación de la carga en los motores de cuatro tiempos

donde Qia es la densidad del aire seco a la presión y temperatura de referencia, siendo h el cociente entre el gasto de vapor de agua y el gasto de aire. El segundo término de la ecuación [6.1 J es bastante próximo a la. unidad, sobre todo cuando M1 es elevado, .aproximación que se hace corrientemente en la práctica, :>or lo que llegamos a la ecuación:

T/v

= [6.2]

En motores Diesel, en donde la mezcla admitida no lleva combustible, el error de la ecuación [6.2] es mucho menor.

2. Potencia y presión media efectivas en función de T/v Puesto que la potencia se puede expresar como:

si aplicamos la ecuación [6.2]. Obtenemos: Ne

=

VT

~ 2

eia T/v F He

77e

dada que: pme

=

~en emos:

pme

=

eia T/v

F He T/e

::e la misnía forma hubiésemos obtenido la potencia y la presión media indicada sin iás que substituir los rendimientos efectivos por los indicados. -.as consecuencias que se deduc~n de las ecuaciones anteriores son las siguientes: - Las presiones medias (efectiva e indicada) crecen con la densidad del aire en las condiciones exteriores, circunstancia que ocasiona la pérdida de poten-

124


cia de los motores no sobrealimentados cuando trabajan a cotas elevadas. En los motores sobrealimentados, prescindiendo de los condicionamientos impuestos por las cargas mecánicas y térmicas admisibles, al elevar el valor de Qia (densidad del aire a la salida del compresor) incrementamos las presiones medias y, por tanto, la potencia del motor. - Las presiones medias crecen con ri v. es decir con ·1a perfección del llenado. - Para valores dados de Qia y H e, el valor de F que hace máximo el rendimiento recibe el nombre de dosado de máximo rendimiento, y el que hace máxima la presión media se llama dosado de máxima potencia. En los motores Diesel , el dosado _de máxima potencia nunca se alcanza por el límite impuesto a la negrura del humo en el escape . - El empleo de combustibles de potencia calorífica más elevada aumenta en principio las presiones medias, aunque otros factores ligados al cambio dé combustible, como la variación de la relación de compresión admisible, pueden afectar al valor de los rendimientos (efectivo e indicado) tanto positiva como negativa mente. - Una mejora de los rendim ientos lleva consigo un aumento de las presiones medias respectivas, lo que no quiere decir que los va lores máximos de los rendimientos hagan máximas las presiones medias ya que los restantes valores pueden modificar el valor final de éstas. 3 . Rendimiento volumétrico referido a las condiciones normales o estandar Si en lugar de tomar como referencia la densidad exterior en la expresión del rendimiento volumétrico, la tomamos en unas condiciones denominadas normales (estándar), el nuevo rendimiento incluye, además del comportamiento del sistema de admisión, la influencia de las condiciones exteriores. Así pues tendremos:

T/vo

Dividiendo el rendimiento volumétrico estándar por el referido a las condiciones exteriores resulta: 7/vo

- Qim- ,• r¡ vo

7/v

Q imo

= -Qim- T/vi Qimo

'T/vo = T/v

P; Po

La renovación de la carga en los motores de cuatro tiempos

125

Como puede observarse en la ecuación anterior, el rendimiento volumétrico Tlvo deoende del rendimiento volumétrico 1/v y de las condiciones exteriores. Como se verá más adelante, las condiciones exteriores, fundamentalmente la temperatura, pueden también afectar al valor 1/v·

6.3. PROCESO DE ADMISION IDEAL El término de comparación de la masa admitida, es decir el denominador del rendi-niento volumétrico, sería la masa admitida en un proceso de admisión ideal que res:londiera a las siguientes condiciones: · a) La velocidad del pistón es lo suficientemente lenta como para que los fenóme.,os de inercia sean despreciables. b) No existe transferencia de calor al fluido durante el proceso de admisión. c) No existen pérdidas de carga durante el proceso, desde las condiciones exterio·es hasta el estado de parada final en el cilindro. dl Las válvulas se abren y cierran instantáneamente en los puntos muertos.

::1modelo mecánico sería un motor hipotético de la misma cilindrada girando tan :rttamente que se pueda suponer, debido a la baja velocidad de circulación del flui::o, que se cumplen las condiciones a) y c), adiabático, por hipótesis en el proceso :e admisión, y con aperturas y cierres instantáneos de las válvulas en los puntos muer::is {las presiones durante la admisión y el escape serían, por lo tanto, constantes), su poniendo naturalmente nulas las pérdidas de fluido entre pistón y cilindro. :: rendimiento volumétrico en un MEP depende de la posición de la mariposa del :.a·burador o de la del equipo de inyección. La regulación se basa precisamente en ariar dicho rendimiento o lo que es lo mismo, la masa de mezcla admitida. El rendi- ento volumétrico, por lo tanto, aumenta al abrir la mariposa y disminuye al cerrarla. - odas las disposiciones constructivas encaminadas a mejorar este rendimiento se =:·eren lógicamente a plena carga, ya que no tiene sentido mejorar la circulación -~ fluido para estrangular a continuación el sistema de admisión con la mariposa.

=.rila figura 6.2. (a) se ha representado un proceso de admisión ideal en el que coin: -:en las presiones de admisión y escape, con lo que el rendimiento volumétrico vale - ..inidad. Las figuras 6.2.(b) y (c) corresponden respectivamente al caso de que la ... ·esión de admisión sea inferior a la

12~

tinto de la unidad.

p

p

3

3

p

3

2

P,

pe

1 --'-~~~~~,__--;~

V

(11)

V

lbl

1e1

V

Fig. 6.2. Proceso de admisión ideal

Puede demostrarse que en estas condiciones el valor del rendimiento volumétrí co sigue la expresión: Pe 71vi

=

'Y - 1 'Y

+

r- P;

-y(r-1)

siempre que los calores específicos de los gases residuales y la mezcla fresca supongan ig uales y no existan reflujos en la admisión.

SE

6 .4 . FACTORES QUE AFECTAN AL RENDIMIENTO. VOLUMETRICO Los factores que afectan al rendimiento volumétrico los podemos clasificar según el siguiente cuadro: ·

. . . operativas eond 1c1ones esenciales.

Factores de funcionamiento

· condiciones operativas ambientales

• reglajes · otros

{ . régimen de giro • grado de admisión . presión exterior (d.espreciablel - temperatura exterior { - humedad (despreciable) . relación combustible-aire { - temperatura del agua · vaporización del combustible

127


Factores de Oiseño geométrico

-

Sección de paso de las válvulas y forma de las mismas Colector de admisión y número de cilindros Relación carrera diámetro Diagrama de distribución

1 . Factores de funcionamiento a) Régimen de giro

El rendimiento volumétrico tiene tendencia a disminuir cuando aumenta el número de revoluciones, debido a que el aumento de las velocidades de circulación del fluido ~onlleva un aumento de las pérdidas por fricción del proceso. La variación del rendimiento volumétrico con el régimen es de la forma indicada en la figura 6.3. La rama creciente de la curva para bajos regímenes de giro se debe a calados inadecuados de la distribución, como se explicará más adelante.

V

o

n

Fig.6.3. Rendimiento volumétrico en func ión de n

La figura 6.3 en la que se representa el rendimiento volumétrico en función den, puede convertirse en una curva universal, válida prácticamente para todos los motores semejantes si sustituimos el número de revoluciones por el número de Mach de la ·corriente en un punto característico del sistema de admisión. La razón estriba en el hecho de que, a elevadas velocidades, los flujos en configuraciones geométricamen te semejantes se pueden considerar como hidrodinámicamente semejantes si tienen el mismo número de Mach. (SemejaIT.za hi-

:·adinámica restringida). _a dependencia del número de Mach en la válvula de parámetros de funcionamienmotor se puede establecer en la forma siguiente:

·:; v de diseño del

_ coeficiente de descarga instantáneo de la válvula vale:

=

Coa=

=- donde :

mteórica

Av. u

Q

128


Coa - coeficiente de descarga instantáneo. Av - sección de paso instantánea. u - velocidad teórica del fluido en la válvula, supuesto el fluido incompresible. Q - densidad teórica del fluido en la válvula. igual a la exterior si el flujo es incompresible. gasto másico instantáneo.

mma-

La masa teórica puede definirse, en general, con criterio de flujo incompresible o compresible, lo que modifica naturalmente el valor de Cocr· En el presente caso, debido a las causas luego indicadas, se emplea el criterio de flujo teórico incompresible. Vamos a continuación a calcular el valor medio de u en la válvula, con objeto de encontrar una estimación aceptable del número de Mach medio en la válvula Mv. Si de la ecuación anterior despejamos u se obtiene:

u

=

rilmcr

Si el proceso de admisión tiene lugar entre los ángulos a 1 y a 2 el valor medio de u vale:

u

=

laª2 dmma {ª2 Av C crdt a, 1

Q

0

dmmcr 1ª2 a, {ª2 Av Coa da

-1- Q

2?rn

a1

luego:

ü 2?rn Como:

operando se obtiene:

ü

=

(ª2

Írv

a,

E':' donde

C0

Av Coa da

es el coeficiente de descarga medio y Av la sección de la válvula,

129


de la válvula, definidos de forma que:

= .:..1 producto C0 Av

4

se le conoce por capacidad de descarga de la válvula.

:)ado que la velocidad lineal media del pistón tiene por valor: Cm

= 2Sn

:::itenemos:

ü ~~

=

1Jv

::ionde: O - diámetro del pistón. D., - diámetro de la válvula. c'" - velocidad lineal media del pistón. C:: - coeficiente de descarga medio . ... . n, - ángulos de apertura y cierre de la admisión .

.::: a or de la velocidad en la válvula se ha tomado igual al valor teórico para flujo :x ..... oresible, con objeto de tomar en consideración la influencia de la fricción. En - -·o el valor teórico compresible es mayor que el propuesto, pero también mayor : •eal (compresible con fricción), lo que convierte al valor teórico incompresible - - a mejor aproximación de la velocidad real.

=: :a'lto, la expresión de ü así obtenida puede considerarse representativa de la : ::ad media de circulación del fluido en la válvula durante el proceso de..admisión.

=c..: :ibtener el número de Mach medio en la válvula Mv, basta con dividir por la : :ad local del sonido. Como ésta no es conocida, se toma la más oróxima, es • a correspondiente a las condiciones del fluid.o en el conducto justo antes de - a. con lo que finalmente se tiene: 71'

1Jv

(6.31

- : ·:sentar T/v en función de Mv, utilizando la expresión (6.31, tiene el inconve-

130


niente de que Mv depende a su vez de TJv . Haciendo la hipótesis simplificatoria siguiente:

7/v

=

1

Se obtiene la expresión propuesta por Taylor y Livengood. Mv

=(E_) Dv

Cm

Co

En el caso de no disponer de val ores del coeficiente de descarga. Taylor propone utilizar la siguiente expresión :

C-

.

= 1.45

L

- , Dv

La curva de rendimiento volumétrico en función del número de Mach así definido aparece represemada en la figura G.4. Se observa que, 7/v cae para valorns de Mv mayores de O n por lo que se debe evitar diseñar con valores de Mv superiores a éste.

Fukutani y Watanabe hicieron un estudio sobre el rendimiento volumétrico empleando la expresión (6.3], obteniendo que el rendimiento volumétrico caía bruscamente a partir de un valor del número de Mach de 0.5. Para obviar la incertidumbre que presenta el introducir el valor 7/v a priori, estos autores proponen utilizar una expresión simplificada, con 7/v igual a la unidad.

Cuando dos motores con el mismo número de cilindros tienen sus cilindros semejantes, las curvas 7/v - Mv son coincidentes siempre que los colectores de admisión no sean tan diferentes que su influencia desvirtúe la consecuencia anterior. Vamos a continuación a hacer referencia al número de Reynolds, Re, que es indicativo, por definición, de las fuerzas de inercia y de fricción viscosa en el conducto#de admisión, así como de la transferencia de calor. En efecto: h9

=

K Reº·75

131


En donde h9 es el coeficiente de película medio de los gases en el sistema de admisión . Ensayos realizados sobre una serie de mo· tores semejantes, trabajando con los mismos reglajes y en las mismas condiciones ambientales, muestran que para variaciones de 2,5 a 6 veces el número de Reynolds inicial, su 'e fecto en la transmisión de calor a los gases es inferior al 1 % , lo que está dentro de la precisión de medida del rendimiento volumétrico.

1v 0,9

'J,7

C.6

-. o

o.s

1,5 Mv

Fig. 6.4. Rendimiento volumétrico en función de Mv

El hecho de que el rendimiento volumétrico dependa esencialmente de Mv y no de Re, muestra la mayor influencia sobre el proceso de la inercia y de la compresibilidad (de cuya importancia es indicativo el número.de Mach) frente a la transferencia de calor y las pérdidas de carga en el

'

\

'

00.

• 02

s

Fig.6.5. Pérdidas Je carga en el sistema de admisión

:=-

efecto (figura 6.5),se observa que la mayor pérdida de presión de remanso 'del --=-na de admisión tiene lugar al frenarse el fluido a presión constante en el interior -=- : indro y perderse por fricción la energía cinética de salida. Esta pérdida es impu ....::: a la compresibilidad del fluido, ya que si éste fuera incompresible y nol.. hubiese

132


cavitación, la energía cinética se transformaría en presión dentro del cilindro. b) Grado de admisión

El grado de admisión es el nomb~e con que denotamos la estrangulación que se está ejerciendo sobre la corriente entrante mediante la mariposa del carburador y, por lo tanto, es un parámetro característico del punto de funcionamiento, únicamente en los MEP. Veamos como se modifica el rendimiento volumétrico referido a las condiciones ambiente Y/v cuando se reduce el grado de admisión desde las condiciones de plena carga. 1/v

Donde Y/vo es el rendimiento volumétrico del motor cuando se toma como referencia las condiciones del fluido en el colector de admisión , aguas abajo de la mariposa, y la densidad en dichas condiciones; marcando con el subíndice pe los parámetros correspondientes al funcionamiento a plena carga.

º'

En estas condiciones, y dado que el est rang ulamiento de la corrJente mediante la mariposa constituye un proceso de laminación de la misma, la ~mperatura del fluido aguas abajo de la mariposa se conserva aproximadamente,·éonstante, e independiente del grado de admisión , por lo que se cumplirá que el cociente de r 1•rnsidades de la expresión anterior es directamente proporcional al cociente de presiones y, por lo tan.to:

1Jv 7Jvpc

=

p,

71vi

Pipe

71vipc

Pi

Con lo que la variac ión de rendimiento volumétrico respecto a las condiciones de plena carga resulta directamente proporcional a la variación de presióll que produce la mariposa del carburador, siempre y cuando el rendimiento volumétrico referido a las condiciones aguas abajo de la mariposa permanezca sensiblemente constante. Esta aproximación es en la práctica bastante aceptable. En efecto, si suponemos que a plena carga la presión en el colector de admisión coindde con la de escape Popi =Pepe• la variación entre 1Jvi y TJvipc se debe únicamente a que p¡ es in fe· r1or a Pe en el el motor estrangulado, variación que se puede tene r en cuenta aproximadamen te med iante la siguiente expres ión:


'Y • 1 lJ., j ::: -r¡vjp1:

.

~

·

[

- ·-

p., r • p,

+ --- -

I'

133

J

·y(r- 1)

Expresión que corno se comentó en el apartado 6.3 permite obtener el rendimiento volumétrico de un motor cuyo proceso de admisión es ideal, siendo distintas las p res ior~s. q~ admisión y de escape. En la figura 6.6, se representa gráficamente la exp resión [6.4]. Corno se observa, se trata de rectas cuya pendiente depende del valor de la relación de compresión del motor. La zona de la figura 6.6 correspondiente a MEP a carga parcial es la de las ramas de las rectas que quedan a la derecha de pJp¡ 1. Como se observa en la fi· gura, a bajos grados de carga y relaciones de compresión habituales, la variación de rendirninto volumétrico referido al colector es inferior a un 10%, por lo que se pue· de admitir que la variación de rendimiento volumétrico referido a las condiciones ambientes es proporcional a la variación de la presión de admisión.

1'1vi/1'1vipc

1,12

=

1,08 1,04 1,00 0,96

r=20 r =15

0,92

r=10

0,88

c)

Temperatura exterior

r=8

O• 84'---+--+--+--+-.........

La distribución de temperatura en el sisr =6 tema de admisión depende fundamental1,8 2,2 p 2 /p¡ mente de su geometría y de la temperatura del refrigerante.

+-<1-+-+-__._-+-...._~

0,2

0,6

1,4

=i9.6.6. Rendimiento volumétrico en función

'

Cuando aumenta la temperatura exterior, el proceso se hace más adiabático, al dismi~uir la diferencia de temperatura entre el fluido y la pared siempre más caliente. Se "ªcomprobado experimentalmente que el rendimiento volumétrico mejora con la raiz cuadrada de la temperatura exterior, esto es: de p¡ / pe

• 11v d)

= k VT¡

Dosado

~n los motores de encendido provocado el dosado varía entre el de máximo rendi.....,;ento y el de máxima potencia, esto es· entre 0,85-1, 15 aproximadamente. Se ha :omprobado que en esos márgenes

134

de los residuales y el aumento del número de Mach por variación de -y, quedan prácticamente compensados. En motores Diesel, la variación de la carga se obtiene variando-el dosado (0,2 < FA < O, 8). El aumento del mismo disminuye el rendimiento volumétrico, por el aumento simultáneo de las temperaturas de las paredes y de los residuales que dilatan la mezcla admitida. Conviene hacer notar que la dilatación en los gases frescos es simultánea con la contracción de los residuales; si los calores específicos molares fueran iguales, el volumen ocupado por ambos gases no variaría durante la transferencia de calor, ya que lo dilatado por unos sería igual a lo contraído por otros. Dichos calores específicos molares no son muy diferentes, con lo que la variación del rendimiento volumétrico por el aumento de la temperatura de los residuales es relativamente moderada. e) Temperatura del fluido refrigerante

Un aumento de la temperatura del fluido refrigerante lleva consigo un aumento de la temperatura del sistema de admisión, con lo que el proceso resulta menos adiabático y disminuye el rendimiento volumétrico. Ensayos realizados en motores refrigerados por agua demuestran que:

1/v

=

K 1111 + Tr

En donde Tr es la temperatura del refrigerante. f)

Vaporización del combustible

En los motores de encendido por compresión Id inyección de combustil¡le tiene lugar cuando las válvulas están cerradas, con lo cual las características físicas del combustible no afectan al rendimiento volumétrico. En los motores de encendido provocado con alimentación por carburador, el calor latente de vaporización tiene una cierta influencia en el llenado, ya que el enfriamiento de la mezcla admitida aumenta la densidad en el sistema de admisión y mejora el rendimiento volumétrico (véase el capítulo dedicado a combustibles). Este efecto viene frecuentemente compensado por el aumento del combustible depositado en las paredes del colector, que facilita la transmisión de calor a la mezcla

la renovación de la carga en los motores de cuatro tiempos

135

admitida. Normalmente es necesario calentar el sistema de admisión para mejorar a gasificación del combustible y muy especialmente cuando el calor latente de vaporización es elevado (alcoholes). El calentamiento del sistema de admisión es desfavorable para el llenado, por lo que es necesario llegar a una solución de compromiso. Los sistemas de gasolina inyectada eliminan estos inconvenientes, mejorando por tanto el rendimiento volumétrico. En los motores de inyección directa al cilindro, se mejora el rendimiento volumétrico -asta un 10%.

2. Factores de diseño geométrico El dimensionado, disposiciones constructivas y materiales empleados en el diseño . construcción del sistema de admisión afectan a la distribución de la temperatura :: lo largo del mismo. Ello afecta a la transferencia de calor a la mezcla admitida en :-os sentidos opuestos: - Favorece la gasificación en los MEP. - Disminuye el rendimiento volumétrico .

a l Secciones de paso y forma de las válvulas

-ª

zona correspondiente a las válvulas es la que presenta mayores pérdidas de car;e de todo el sistema de admisión y por tanto la que presenta mayores limitaciones :e diseño. _a razón estriba, como ya se indicó, en que la sección de salida en el plano de con--acción de vena es pequeña frente a la sección del pistón. Por tanto, puede conside~~se que se dan condiciones de descarga libre, y que el fluido se frena a presión :a'lstante. Es evidente el interés que presenta de cara al llenado ·el empleo de gran:=s secciones de paso en las válvulas de admisión.

=. coeficiente de descarga instantáneo depende fundamentalmente del le¡iantamiento :; a válvula. En la figura 6.7 se ha representado esta relación para la válvula de ad- sión de un motor real. Como puede observarse, el coeficiente aumenta brusca-e1te para bajos levantamientos, tendiendo a estabilizarse para valores de la rela: :?'1 levantamiento/diámetro de válvula por encima de un cierto valor. Por lo que é ·:!ación LID máxima suele estar entre 0,25 y 0,3. Ya que aumentar el levantamien·-: apenas influiría sobre el coeficiente de descarga y aumentaría las salicitaciones -~....ánicas del sistema de distribución. :::a·a una válvula con asiento cónico, la expresión del área geométrica descubierta

=- +unción del ángulo de asiento O (figura 6.8) vale:

136

Motores de combustión interna alternat ivos

Co 0,8

Av

=

7r ( Dv

+ L cos 8 sen8) L cos 8

0,7

O,ó 0,5

0,4 0,3

0,2

º· 1 o--~~--t-~~~-t-~~---i~~~-t-~~~+-~~--l~~~~

0,0 4-

0,08

0,12

0,16

0,2

O, 24

Fig. 6.7. Coeficiente de descarga instantáneo de una válvula de plato

º·

28 L/ Dv

Evidentemente, el coeficiente de descarga aumenta al aumentar el área geométrica descubierta, por lo que éste será máximo para un ángulo de asiento de Oº. Sin embargo, al crecer , la presión normal que ejerce la válvula sobre el asiento aumenta, lo cual es deseable para asegurar un buen cierre. Por las razones apunta-. das los ángulos varían entre 30° y 45° La capacidad de descarga de la válvula de escape afecta fundamentalmente al trabajo de bombeo, pero no al rendimiento volumétrico; como quiera que el llenado es más importante para la potencia del motor, es frecuente aumentar la capacidad de descarga de la válvula de admisión frente a la de escape. La relación entre ambas capacidades está comprendida entre 0,6 y ·1 en la mayor parte de los motores; frecuentemente la sección de la válvula de escape es el 70% de la de admis1ón. La capacidad mínima está limitada por el trabajo de escape. No debe perderse de vista la importancia que tienen en la capacidad de descarga de la válvula los conductos adyacentes a la misma. Las pipas de admisión de elevada verticidad, frecuentes en los motores Diesel de inyección directa, disminuyen la capacidad de descarga de la válvula al utilizar el fluido sólo una fracción de la sección de paso disponible. En general se utiliza una válvula de admisión y una de escape. Sin embargo, en ciertas ocasiones se emplean varias válvulas (2 y 2 por ejemplo) por razones térmicas principalmente; estas disposiciones constructivas permiten al mismo tiempo aumentar las secciones de paso, y por tanto mejorar el rendimiento volumétrico. Ello es el

La renovación de la carga en los motor~s de cuatro tiempos

137

origen del uso de cuatro válvulas por cilindro en motores de encendido provocado de alta potencia específica, y en motores Diesel sobrealimentados. b)

Colector de admisión.

Hasta este momento hemos supuesto implícitamente que el factor más importante de cara al llenado es la compresibilidad del fluido, ~azón por la cual el rendimiento volumétrico se ha tratado como dependiente del número de Mach en la válvula Mv.

=-g. 6.8. Area geométrica descubierta por la válvula

~

Sin embargo, existe otro factor que puede hacer que dos motores que trabajen con el mismo valor de Mv tengan rendimientos volumétricos sensiblemente diferentes. Se trata de la inercia del fluido en el sistema de admisión.

fluido tiene inercia porque el flujo a través del motor no es contínuo sino pulsato-

·<> con lo que la vena fluida sufre aceleraciones y deceleraciones importantes. :)ado que el fluido es compresible, la inercia tiene repercusión en el llenado. Por ello, energía cinética adquirida por el fluido durante la admisión, se transforma transito-.arnente, en un aumento de su densidad al frenarse la corriente al final del proceso. 3 a geometría del motor y el número de vueltas son adecuados,ello puede traducir=-= en una mejora del rendimiento volumétrico. Nótese que los efectos de inercia son :-:,neficiosos si afectan adecuadamente al conjunto del sistema de admisión. Puede =-:enderse que una elevada inercia local y/ o geometrías inadecuadas produzcan el ~;cto contrario y vacíen el cilindro. ¿

:on objeto de poner de manifiesto qué factores de diseño geométrico afectan a los -?"lómenos de inercia que acabamos de indicar, vamos a comparar dos motores mo- ::::ilíndricos semejantes que trabajan con la misma Cm y el mismo Mv. Es decir:

_os efectos de inercia serán iguales en ambos motores si la relación energía cinética ~ 4uido en la admisión-volumen del cilindro son iguales: Se tiene entonces (figura 6.9)

138


1 L 7r d~

2

e -

4-

7rD2

S

1

2

Q Ce

=

2

7rdc'2

,

L'e -4- "c ,.. e2

7r D'2 S'

4

4

Donde: Le - longitud del conducto. de - diámetro del conducto. Ce - velocidad del fluido en el conducto.

de

tr d'c

tr

u ...J

u

:..J (./)

O' Fig.6.9. Efecto de la inercia en el rendimiento volumétrico

Simplificando y teniendo en cuenta que:

llegamos a:

[6.51

la renovación de la carga en los motores de cuatro tiemooc:

Le ( D' S

d)

= L~ S'

139

(º') d~

2

(6.61 Por tanto, dado que los efectos de inercia y compresibilidad son los más importan•es de cara al llenado, podemos afirmar que si dos motores trabajan con el mismo "Úmero de Mach en la válvula y cumplen la ecuación (6.6) tendrán el mismo rendi'Tliento volumétrico. Por otro lado si en un motor dado, que trabaja con un valor de Mv fijo, sustitui-,os el conducto de admisión por otro más largo y / o más estrecho·, la inercia de la . •ena fluida será maycr y mejorará el rendimiento volumétrico. Este efecto puede verse contrarrestrado por el aumento de las pérdidas de carga a regímenes elevados. ;:>uede también observarse (6.51 que si aumentamos el valor de la velocidad lineal -edia del pistón, la relación entre la longitud del conducto y su diámetro tiene que : sminuir para mantener la inercia de la corriente. Por ello para optimizar el rendí- ento volumétrico a regímenes de giro elevados los conductos deben ser cortos y : "'Chos, mientras que a regímenes de giro bajos los conductos deben ser largos y :strechos. 0

or último, hay que señalar que en el conducto de admisión tienen lugar oscilacio-

-cs de la vena fluida, incluso cuando las válvulas están cerradas. Este hecho produ~: flu ctuaciones de presión que pueden afectar al llenado tanto positiva como nega- . amente. Los efectos de los fenómenos no estacionarios son especialmente sensi:s en motores multicilíndricos con colectores de paso comunes, que agrupen cilin- -::>s con intervalos de encendido regularmente repartidos.

- Relación carrera-diámetro

S en un motor dado modificamos la relación carrera -diámetro, para la misma velo:: :ad lineal media del pistón, el rendimiento volumétrico no se modifica, srempre que 2 .:S .alores del número de Machen la válvula y de la relación (Lc/ S) (D/ dcl se man•;;.r-~an, lo cual obliga a modificar el conducto de admisión.

=o· tanto si comparamos dos motores con diferente relación carrera-diámetro, y ,:--orE' que se cumplan las relaciones anteriores, sus curvas de 11v-Cm coincidirán, s¿-co la potencia por litro inferior para el motor con mayor relación carrercr-diámetro, : ... al pasamos a demostrar.

-= ootencia efectiva por cilindro de un motor de cuatro tiempos vale: Ne

=

pme

4

Ap Cm

140


dado que: pme

=

Q¡3 'YJv

F He 'Y/e

La presión media efectiva de ambos motores coincidirá si emplean el mismo combustible y trabajan en las mismas condiciones atmosféricas y con los mismos reglajes, por lo que el motor de menor carrera dará más potencia a igualdad de cilindrada. d) Optimización del diagrama de distribución

Los objetivÓs que se pretenden conseguir al optimizar el diagrama de distribución son fundamentalmente dos: - Mejorar el llenado. - Disminuir el trabajo de bombeo. Todo ello en unas condiciones operativas de diseño. De ambos objetivos, el primero es indiscutiblemente el más importante, sobre todo en motores de encendido por compresión. Las condiciones operativas de diseño se definen generalmente por un régimen de giro determinado y plena carga. La carga parcial en el motor de encendido provocado tradicionalmente no se considera al efectuarse la regulación por estrangulamiento, lo que afecta simultáneamente a la calidad del llenado y al trabajo de bombeo. En los motores de encendido por compresión, optimizar el diagrama de distribución para otros grados de carga puede ser interesante en determinadas aplicaciones. En la figura 6.10 se comparan las leyes de levantamiento reales de las válvulas de admisión y escape de un motor de cuatro tiempos con las teóricamenteJjeseables. Es evidente que la ley de apertura ideal de una válvula sería de forma rectangular, como la representada en línea de puntos en la figura 6.10. El levantamiento máximo viene impuesto por su capacidad de descarga, que se hace máxima a partir de levantamientos del orden del 30% de su diámetro como ya habíamos citado; problemas mecánicos ligados al accionamiento de la válvula hacen inviable un levantamiento instantáneo de la misma, por lo que se llega a una ley de apertura comc>-la representada, en trazo lleno, en esa misma figura. Hacemos notar sin embargo, que debido a la baja velocidad del fluido en las pr"oximidades de los puntos muertos, no cabe esperar mejoras importantes en la renovación de la carga por el aumento de la velocidad de levantamiento de las válvulas. Esta observación es válida en las proximidades del punto de diseño. A otros números de vueltas, por ejemplo más altos, las velocidades del fluido serán mayores en

141


las proximidades de los puntos de apertura y cierre de válvulas y el rendimiento volumétrico puede mejorar si se aumenta la velocidad de levantamiento. Pasamos a comentar ca_ d a uno de los puntos de apertura y cierre de las válvulas.

T L/ Dv

o.5

t

0,4

O, 3

º· 2 ESCAPE

ADMISION

º· 1 o.o

90 AAE

180

270

AAA360 RCE

450

540

RCA 630

Fig.6.10. Ley de levantamiento de las válvulas

- Avance a la apertura del escape (AAE) ~n

lo que sigue, vamos a suponer las siguientes hipótesis: - El proceso de escape es esencialmente independiente del proceso de admisión. Esta hipótesis no es válida para motores sobrealimentados con elevado cruce de válvulas. - La línea de admisión en el diagrama del indicador no se modifica al variar el avance a la apertura del escape; en efecto, la posición de dicha línea solo depende de la calidad del llenado y del grado de carga. - La presión y temperatura del -fluido al. final de la línea de escape no se ven sustancialmente afectaqas por el ángvlo de avance a la apertura del escape.

142


En la figura 6.11 se ha representado una parte del diagrama del indicador. El área (2) es la que corrientemente se designa por el nombre de pérdida de escape Wpe, el área (1) representa el trabajo del pistón durante la carrera ascendente, esto· es, el trabajo de escape We.

p

V

Fig.6.11. Trabé!io de escape

Cuando aumenta el avance a la apertura del escape, aumenta Wpe' pero disminuye We. Con objeto de utilizar un solo parámetro representativo del proceso,'vamos a definir el trabajo de escape modificado como:

Wem

= We + Wpe

El ángulo de avance óptimo es el que hace mínimo el trabajo así definido, que representa simultáneamente lo que se pierde en la carrera de escape y lo que se deja de · ganar en la expansión. En la figura 6.12 se ha representado el trabajo de escape en función del AAE,· para distintos números de vueltas. Se observa que el AAE óptimo tiende a aumentar cuando aumenta el número de vueltas.

-ª renovación de la carga en los motores de cuatro tiempos

143

Variaciones en el ángulo de apertura del escape no modifican esencialmente la par-

:e final de la línea de escape, y por ello no afectan a la determinación de los otros :"lgulos de la distribución. Sin embargo, variaciones en los otros ángulos antes cita~os sí pueden modificar el valor óptimo del avance al escape, al modificar la línea :e expansión, que sí es función del llenado.

• ~m n= 5000 rpm

AAE óptimo

n = 2 000 r pm

-()(

60

so 40 30 20 10

AAE

Fig. 6.12. Determinación del AAE

- Avance a la apertura de la admisión (AAAJ -- elocidad del fluido en -:.caso, ya que la. ca ida de -~ ::i'stón durante la carrera .:::- :ondiciones críticas en .!

la válvula de escape es elevada desde el comienzo del presión en el cilindro es simultánea con la aceleración ascendente. Durante la fase inicial del escape, se aleanla válvula .

=-rial de la carrera de escape, el pistón decelera rápidamente, deceleración que

=-5 la vena fluida con un cierto retraso. Debido al pequeño volumen de la cámara, - -::ntenerse la velocidad en la válvula de escape, se produce en las proximidades -:- :>'A S una caida de presión por debajo de la que reina en el colector de admisión . ::- este punto, si abrimos la válvula de admisión se producirá una entrada de gases

144


frescos al cilindro, lo que mejora el llenado y a la vez disminuye el trabajo de bombeo, por la elevación de la línea de admisión. La apertura de la válvula de admisión modifica las condiciones termodinámicas en el cilindro, por lo que afecta al ángulo de cierre del escape. - Retraso al cierre del escape (RCE)

El retraso al cierre del escape tiene como objetivo fundamental disminuir la masa de residuales en el cilindro. Como ya se ha dicho, la velocidad del fluido en la válvula sigue a la del pistón con un cierto desfase, lo que hace que el caudal en el escape se anule después del punto muerto superior. El cierre de la válvula debe coincidir con el punto para el que el caudal se anula. - Retraso al cierre de la admisión (RCA)

El retraso al cierre de la admisión tiene por objeto mejorar el llenado. Debido a la inercia de la vena gaseosa y a la compresibilidad del fluido, el cilindro puede seguir llenándose durante la carrera ascendente del pistón. La inercia del fluido en la admisión es persistente por la conjunción de dos factores; la baja velocidad del pistón al principio de la carrera de compresión, y el volumen importante que tiene el cilindro en las proximidades del punto muerto inferior. Al igual que en el retraso al cierre del escape, el punto óptimo de cierre de la válvula es aquel en el que el flujo en la válvula se invierte.

BIBLIOGRAFIA ANNAND, W.J.; ROE, G.~.: Gas flow in the interna! combustion engines. Foulis. 1978. BENSON, R.S.; WHITEHOUSE, N.D.: Interna! combustion engines. Pergamon Press. 1979. FUKUTANI, l.; WATANABE, E.: An analysis of the volumetric efficiency characteristics of 4-stroke cycle engines using the mean inlet Mach number. SAE 790484. 1979. KHOVAKH, M.: Motor vehicle engines. Mir. Moscú, 1971. LICHTY, L.C.: Procesos de los motores de combustión. Ediciones del Castillo. 1970. RICARDO, M.R.; MEMPSON, J.G.G.: The high-speed hternal combustion engine. Power, performance, emission control and silencing. Fouli s. 1974. TAYLOR, C.F.: The interna! combustion engine in theory and practice. MIT. Press. 1982.

CAPITULO 7

EL PROCESO DE RENOVACION DE LA CARGA EN MOTORES DE DOS TIEMPOS

7.1. Introducción 7.2. El proceso de barrido. Tipos de barrido 7.3. El proceso de barrido ideal

•

7.4. Coeficientes para evaluar el proceso de barrido real 7.5. Flujo en lumbreras 7.6. Diseño de lumbreras 7.7. Concepto de sección reducida 7.8. Características constructivas

F. PAYRI Dr. lng. Industrial J.M. DESANTES Dr. lng. Industrial F. BOADA Dr. lng. Industrial

7 . 1 . INTRODUCCION _: característica fundamental que diferencia los motores de dos y de cuatro tiempos de cigüeñal. El motor de cuatro tiemdos vueltas de cigüeñal, mientras que =- de dos tiempos desarrolla una carrera de trabajo por cada vuelta de cigüeñal. En ::a ·dad ambos operan con la misma secuencia, es decir: admisión, compresión, com:: -s~ión , expansión y escape; sin embargo, en el motor de dos tiempos estos proce_:;.s no ocupan cuatro carreras del émbolo. 3 el número de carreras de trabajo por vuelta : JS desarrolla una carrera de trabajo por cada

:':insideremos un motor en el que tanto la. adfnisión como el escape se efectúan por medio de lumbreras controladas por el pistón, esquematizado en la figura 7.1, y pasemos a describir su funcionamiento. - - PMS Supongamos que acaba de efectuarse e·I proceso de combustión y el émbolo, en las proximidades del PMS inicia su carrera de expansión o de trabajo. Avanzada la carrera descendente, el émbolo descubre un orificio en la pared del ciesrnpe lindro denominado lumbrera de escape : :- S IOíl 1 comenzando el proceso de escape, ,...._-,-,-1 _ _ _ _ _ _ _ ,..,.......,......,......,....~ p M Cuando la presión en el cilindro es sufi1 cientemente b<1ja, el émbolo descubre un nuevo orificio denominado lumbrera de admisión que es el que suministra la carga fresca al cilindro. Alcanzado el PMI , el pistón comienza su carrera ascendente y cierra sucesivamente las lumbreras de admisión y escape, con lo que comienza _ 7 1. Esquema de un motor de 2T

148

Motores de combustión ínterna alternativos

la fase de compresión que irá seguida de la combustión de la mezcla en las proximidades del PMS para repetirse nuevamente la secuencia descrita. Al descubrir el émbolo la lumbrera de escape, la presión en el cilindro es muy superior a la atmosférica, con lo que los gases procedentes de la combustión son liberados al exterior a pesa r de que el movimiento todavía descendente del émbolo sigue expandiendo la carga del cilindro; esta fase se conoce como escape espontáneo. La admisión de mezcla fresca no es posible sin un agente exterior, la bomba de barrido, que suministre suficiente presión como para hacerla penetrar en el cilindro. Es evidente que el funcionamiento del motor de 2T está muy afectado por este elemento. La fase en la que concurren simultáneamente el proceso de escape .y la entrada de mezcla fresca en el cilindro, se denomina fase de barrido. Durante este tiempo son los gases frescos los que expulsan a los gases procedentes del ciclo anterior, para la renovación de la carga. Teóricamente, y a igualdad de cilindrada, el motor de 2T debe proporcionar doble potencia que el· de 4T: debido a que para un régimen de giro dado el número de carreras de trabajo es doble. Esto no es cierto en la práctica dado que por el propio funcionamiento del motor, el tiempo que tiene disponible para efectuar las distintas fases es mucho menor, con lo que el escape y posterior llenado son mucho más imperfectos que en un motor de 4T, reduciéndose en consecuencia el valor de la pme. Aunque la potencia nunca llegue a ser doble.que la de un motor de 4T, a igualdad de cilindrada el motor de 2T es capaz, en general, de desarrollar mayor potencia. Actualmente se obtienen valores de más de 350 kW / litro en motores de 2T de pequeña cilindrada. Otra ventaja importante de un motor de 2T como el esquematizado en la figura 7. 1 es su sencillez frente al motor de 4T, por carecer de sistema de distribución . Por otra parte, al tener menos elementos mecánico's, algunos de ellos relativamente costosos -árbol de levas, válvulas con sus guías y asientos, etc.- el motor de 2T es más barato y más sencillo y económico de mantenimiento. En el caso de los MEP puede afirmarse que la gran desventaja del motor 2T frentf-' al 4T es su rendimiento apreciablemente inferior. Al explicar el funcionamiento dE-: este tipo de motor vimos que el :!enado del cilindro se efectúa con la lumbrera dE-: escape abierta y que esta última cierra después que la de admisión. Se comprende que es muy difícil controlar que la mezcla fresca no salga en mayor o menor cantidad por la lumbrera de escape, fenómeno que recibe el nombre de cortocircuito , y qu e repercute de forma directa en el aumento de consumo específico y de emisión de hidrocarburos sin quemar. El rendimiento del motor podría mejorarse haciendo la apertura y cierre de la lu n1-

E proceso de renovación de la carga en motores de dos tiempos

149

:Jrera de escape independiente del émbolo por medio de una válvula convencional s tuada en la culata. Esto, sin embargo, iría en detrimento de la mayor sencillez y :conomía del motor. Finalmente hay que señalar que el motor de 2T trabaja en condiciones más críticas :..ie el de 4T. El pistón del motor de 2T, a igualdad de régimen de giro, está sujeto ~ una mayor temperatura de funcionamiento, debido a que el número de procesos :e combustión es doble en el mismo tiempo. La bujía, en el caso de los MEP, también -=stá más solicitada térmicamente, debiendo suministrar al motor doble número de :, spas, en un tiempo dado, que la bujía de un 4T. -en iendo en cüenta las características generales que presenta el motor de dos tiemes razonable concluir cuáles son sus dos campos de aplicación enormemente : $ere nciados uno del otro. ~os,

- Pequeños motores fueraborda, de motocicleta y auxiliares. - Grandes motores estacionarios o marinos.

="' el primer caso las características que debe cumplir el motor son: bajo costo de :ouisición, sencillez y economía de mantenimiento; siendo de importancia secunel consumo específico por ser motores de pequeña cilindrada. En el campo de - automoción otra característica importa~te, a sumar a las anteriores, ·es la elevada ~ ~encía específica. Salvo contadas excepciones, estos pequeños motores son siempre .¿· a

:::>

::.., el segundo caso las dos características fundamentales que deben exigirsele a un - :tor son alto rendimiento y alta potencia específica. Ya que son motores que giran = ·:g menes constantes, o prácticamente constantes, es más fácil optimizar los disos parámetros del motor para lograr el máximo rendimiento. Sin excepción en --=caso se trata de MEC, con lo que la carga del cilindro se efectúa con aire solo, .- -e uso se busca el cortocircuito del aire fresco para refrigerar, pero sin pérdida de -=-:i1miento importante ya que no existe pérdida de combustible. A título de ejem- : en la figura 7 .2 aparece el mapa de curvas características de un motor lento de : - donde aparecen las líneas de equiconsumo específico, equipresión media efecti~ eq uipresión máxima de combustión, apareciendo la potencia efectiva en orde· ::as y el régimen de giro en abcisas Se observan los reducidos consumos espe· :0s representativos de este tipo de motores.

- 2. EL PROCESO DE BARRIDO. TIPOS DE BARRIDO .-.a : gura 7.3 muestra el diagrama indicado característico de un motor de 2T de en~: :do provocado.

150


3000 2500 u

3 .ll: z

2000

QI

1500

?O

100

11 o

1 2o 130 n[rpm)

Figura 7.2 Mapa de curvas características de un motor lento de 2T Diesel.

Después de abrirse la lumbrera de escape, la presión en el cilindro disminuye rápidamente en el proceso de escape espontáneo. Este proceso se prolonga hasta que el émbolo descubre la lumbrera de admisión. El punto de apertura de ésta puede efectuarse en cuanto la· presión en el cilindro iguala a la presión de barrido, Pb, suministrada por la bomba. Cuando el éníbolo descubre la lumbrera dé admisión, y dado que la presión de barrido es superior a la presión dentro del cilindro, comienza a fluir la mezcla fresca de éste. Este flujo continúa mientras estén abiertas las lumbreras de admisión, y la presión de barrido sobrepase a la presión reinante en el cilindro . Durante el proceso de barrido la presión en el cilindro suele caer por debajo de la

S proceso de renovación de la carga eñ motores de d'o s tiempos

pres1on de escape, Pe, durante algunos grados debido a la inercia de los gases. La magnitud de esta depresión y su duración está . muy influenciada por la rapidez de apertura del .escape y por la geometría del sistema de escape, siendo muy variable de un motor a otro, e incluso de un régimen de giro a ot ro para un motor dado. Se comprende que este fenómeno es altamente de~ seable por cuanto ayuda a la entrada de gases frescos al cilindro, y a la evacuación de los residuales.

::

V

-

151

7 .3, Diagrama de indicador de un motor • de 2T

Mientras los gases frescos fluyen a través de las lumbreras de admisión,los gases residuales continúan saliendo por la lumbrera de escape. Esto es debido por una parte al hecho de existir un flujo con una cierta inercia debido al período de escape espontáneo, y por otra a que la mezcla fresca al entrar en el cilindro empuja a los gases residuales y hace que la presión supere a la pre§ión de escape.

= angulo de cigüeñal en el que permanecen abiertas !as lumbreras de escape y ads ón simultáneamente se denomina ángulo de barrido y el tiempo correspondiente de barrido, como ya hemos apuntado.

~-ipo

:::irno se observa en la figura 7.3,en todos estos motores las lumbreras de escape --:>en abrirse mucho antes del PMI, con el fin de que la presión pueda disminuir por -=,:,ajo de la presión de barrido, y evitar el reflujo de gases quemados por las lumbre.s de admisión a la apertura de éstas. Valores normales de la altura de las lumbreras - ~ca pe son un 25-30% de la carrera, alcanzando en motores muy rápidos incluso !0-50%. :.s•a es una descripción sencilla del proceso de barrido, dado que hay una gran canad de variables que intervienen, y que no hemos tenido en cuenta por ser difícil- -=~t e evaluables. El estudio y diseño de la renovación de la carga en un motor de :-- :s mucho más difícil que en un motor de 4T y tal vez ésta sea una de las razones • • as que el motor de 4T se ha impuesto en todas las aplicaciones excepto en las - s anteriormente mencionadas .

. :s tipos de barrido podemos clasificarlos desde diversos puntos de vista:

162

Motores de combustíón interna alternativos

1 . Atendiendo a que la bomba sea o no el propio motor a) Barrido por cárter. b) Barrido independiente. Los MEP de pequeña cilindrada de 2T emplean prácticamente todos barrido por cárter .. El cárter como bomba de barrido no es extraordinariamente eficiente, sin embargo el empleo de este sistema tiene dos ventajas. La primera es la economía, y la segunda la eliminación del sistema de engrase, dado que los únicos elementos del motor que necesitan engrase son los soportes del cigüeñal, la cabeza y pie de biela y el émbolo, por lo que puede realizarse la lubricación por mezcla de aceite con el combustible. Los motores grandes de 2T de encendido por compresión, en cambio, equipan sin excepción bombas de barrido independientes, con lo que no tienen tan limitada la presión de barrido en el diseño. Refiriéndonos a los motores con barrido por cárter, es habitual en la literatura técnica denominar a las lumbreras de carga del cilindro lumbreras de transferencia y reservar la denominación de lumbrera de admisión a la lumbrera de carga del cárter. La lumbrera de admisión al cárter puede estar controlada por el propio émbolo, sistema sencillo y económico, pero en general poco favorable, puesto que el ángulo de apertura tiene que estar centrado respecto del PMS, ocupando en consecuencia una fracción de la carrera descendente dll émbolo que es de compresión para el cárter, lo que puede originar reflujos de mezcla fresca. Otro sistema utilizado es la válvula rotativa, que permite ángulos de apertura y cierre independientes del sistema biela manivela y que en general dota al motor de unas curvas de potencia más planas que en el caso anterior. El tercer método, es por medio de u11as láminas que obturan o abren la lumbrera de admisión en función de la diferencia de presiones existente entre el cárter y el medio ambiente. Debido a la inercia de la propia lámina, su funcionamiento es satisfactorio con variaciones de presión lentas, es decir a regím enes de giro bajos. Cuando las variaciones de presión son muy rápidas, las láminas no pueden seguir instantáneamente las variaciones de presión, y el rendimiento del sistema disminuye. Finalmente hay que añadir que en algunos casos se utilizan dos sistemas combinados, intentando aprovechar las ventajas que tiene cada uno de ellos por separado.

2. Atendiendo al tipo de bomba. a) Bomba alternativa. b) Bomba rotativa volumétrica. c) Turbocompresor.

9 proceso de renovación de la carga en motores de dos tiempos

153

A ctualmente el sistema más utilizado en los motores de 2T de barrido por bomba -.dependiente es el turbocompresor accionado por gases de escape, que permite so=>'ealimentar el motor. A cargas parciales, como la energía disponible en la turbina :s muy baja, para mantener el coeficiente de admisión, representativo de la masa ==carga fresca suministrada al motor como veremos en breve, se utiliza una soplante.

Atendiendo a la forma de la corriente de barrido

3

a J Barrido transversal. b) Barrido por lazo {MAN, Schnürle, Curtis). e) Barrido unifluío fEmbolos opuestos, válvula de escape en culata).

=.,la figura 7.4 aparecen unos esquemas representativos de cada uno de los distin-

:-s tipos de barrido.

= Barrido

transversal

=., este tipo de barrido, las lumbreras de admisión y escape se encuentran situadas =-- ::iosiciones diametralmente opuestas. La tendencia al cortocircuito que tiene esta

: 5:>osición constructiva se contrarresta bien con deflectores en el pistón (solución - : :o favorable por las cargas mecánicas y térmicas que inducen en el pistón) o bien .:- una geometría adecuada de cabeza del pistón, ligeramente convexa, y unos án"" - JS adecuados en la lumbréra de admisión. Este barrido es sencillo de ejecución :iseño, pero poco frecuente en la actualidad por su escaso rendimiento. :

Barrido por lazo

~:s tipo de barrido consiste esencialmente en dirigi1 r hacia atrás la corriente de ad- - .:>n (según un plano diametral al cilindro), dando origen a tres ejecuciones -"'E:terísticas:

:=. :iarrido Schnürle es muy frecuente en motores de pequeña cilindrada, habiendo .:::: azado casi totalmente al barrido transversal. Normalmente aparece asociado a =:ercera lumbrera diametralmente opuesta a la de escape, con un ángulo tal que ;= el f lujo hacia la parte alta del cilindro . 3 :¿-ricio Curtís es similar al ~nterior, pero con un mayor número de lumbreras tan· :-=admisión como de escape. Se utiliza en motores grandes estacionarios y marinos.

::- = oarrido tipo

MAN, adoptado por la empresa del mismo nombre en motores "':.,tamaño, la lumbrera de escape se encuentra encima de la lumbrera de admi~on la consiguiente reducción de la carrera efect iva del motor. Para obviar este - eniente, creciente con el régimen de giro del motor, podría utilizarse una vál-

Motores de combustión Interna alternativos

vula rotativa en el escape, que independice el diagrama de distribución de la posición del émbolo.

o (a) Barrido tronversal.

o

o

(b) Bar. por lazo Shnürte.

(e) Bar. por lazo

HAN

o

o

o

'(d) Bar. por lazo Curtís .

(e l Bar equ1corr. 2nte de emooto s opuestos

(f

::i - -

equ1cor~ ; en te

ce- 1é.lvulc s

Figura 7.4 Esquema de diferentes tipos de barrido

?"

ca:ieza

3 :>roceso de renovación de la carga en motores de dos tiempos

155

=barrido en lazo conduce, en general, a rendimientos más elevados que los obteni-

:~s

por medio del barrido transversal, aunque menores que los obtenidos por un baequicorriente. Por otra parte es muy sensible tanto a los ángulos de entrada fluido en el cilindro, que se comentarán en apartados posteriores, como a la dis·- :Jución de velocidades de la mezcla fresca en sentido axial dentro del cilindro. La - ;Jra 7.5 muestra dos distribuciones de velocidad medidas en la parte alta del.cilin:-o por medio de tubos de Pitot, que pueden considerarse representativas de un mal • _n buen barrido respectivamente. -~o

:=

5 m/s

15 m;S 20m

Om/s

1

10 m/s

MALO

BUENO

Figura 7 .5. Mapa de velocidades axiales en el cilindro de un motor de 2T de barrido en lazo

: Barrido equicorriente =ste tipo de barrido es el que cumple sus objetivos de forma más perfecta. La disde lumbreras de admisión y escape en los extremos opuestos del cilindro =='m ite reducir al mínimo el cortocircuito y la mezcla de los productos quemados -:: .... la carga fresca de la admisión. Las lumbreras de admisión dirigen el fluido hacia = 'lterior del cilindro, con componentes tangenciales y axiales de velocidad con ob-=-o de producir un vórtice, que.avance verticalmente barriendo completamente los :·Jductos quemados. -~ici ón

:. esca pe se puede realizar por medio de lumbreras o bien con válvulas. En el primer ~so es necesario emplear émbolos opuestos o bien correderas, siendo esta última s.:, Jción desaconsejable desde el punto de vista mecánico. La disposición construc- a con émbolos opuestos presenta inconvenientes respecto de la accesibilidad del - :nor por lo que en la actualidad está abandonada, a pesar del éxito de antiguas reali-

156


zaciones (Junker, Fairbanks-Morse, etc.). El sistema de válvula en culata,en cambio, ha sufrido una cierta expansión en los últimos años (Burmeister-Wain, Sulzer).

4 . Atendiendo al diagrama de distribución a) Barrido simétrico. b) Barrido asimétrico. Si la apertura y cierre de las lumbreras está encomendada únicamente al émbolo, el barrido es simétrico respecto del PMI. Los diagramas circulares de la distribución para motores construidos de esta forma tienen el aspecto de la figura 7.6 izq. Este tipo de distribución tiene el grave inconveniente de que el escape cierra después que la admisión. Para obviar este inconveniente una solución es la ya apuntada de disponer una válvula de escape en la culata. Otra solución, manteniendo el sistema de lumbreras, es dotar al motor de una válvula rotativa en el escape, de tal forma que la apertura esté sincronizada con el émbolo, mientras que el cierre lo realiza la válvula rotativa antes de que el émbolo obture la lumbrera. Decimos entonces que el motor tiene barrido asimétrico, diagrama representado en la figura 7.6. En los grandes motores en ocasiones es más interesante el barrido simétrico con un cierto cortocircuito de la carga fresca debido a los problemas térmicos asociados a diámetros elevados.

PMS

Barrido sime'trico

PMS

Barrido

asimétrico

Figura 7.6. Esquema de dos diagramas de distribución.

7.3. EL PROCESO DE BARRIDO IDEAL Para realizar un análisis cuántitativo del proceso de renovación de la carga de un motor de dos tiempos, conviene definir en primer lugar unas condiciones de referen-


157

:ia que permitan disponer de una base de comparación para juzgar la eficacia del ::arrido en un motor dado. El barrido que utilizamos como término de comparación =-s el que llamamos barrido ideal, y queda definido como aquel proceso de barrido :n el que la mezcla fresca desaloja totalmente a los gases quemados, sin perderse - ngu na fracción de la misma por el conducto de escape. masa que evolucionaría en estas condiciones recibe el nombre de masa de refe·e"lcia, mREF• y es habitual en la literatura tomar el producto del volumen desplaza:o por el pistón más el volumen de la cámara de combustión por la densidad de la ~ezcla fresca medida a la presión de escape y a la temperatura después de la bomba :e barrido. Con estas hipótesis el gasto de referencia, que será la masa que circula ="" la unidad de tiempo se expresa como: _3

rhiREF

=

n VT -

r

r-1

Q¡

(7.1 l :onde: miReF - gasto de mezcla (aire + vapor de agua + combustible) de referencia. n - régimen de giro del motor. VT - volumen desplazado por el moto~. - relación de compresión volumétrica. Q¡ - densidad de la mezcla a la presión de escape y temperatura de la bomba de barrido. =s sencillo demostraF- la igualdad

=•activamente, a partir de la definición de relación de compresión vdlumétrica:

= :'.)demos despejar el volumen de la cámara de combustión en función del volumen ::splazado por el émbolo .

158


Y finalmente la suma del volumen desplazado por el émbolo y el volumen de la cámara de combustión será:

Ve + Vr

= Vr (1 + -

1 -)

= V~ T

r-1

r-1

que es el término que aparece en la expresión (7 .11.

Con la definición de barrido ideal dada anteriormente, no queda unívocamente definido el gasto de referencia. Así pue~ su elección es una cuestión arbitraria, y en consecuencia podía haberse tomado otro cualquiera . Concretamente,ciñéndose al estudio de los motores de barrido por cárter, parece más interesante tomar como condiciones de referencia la densidad a la presión y temperatura ambientes, puesto que son parámetros conocidos y constantes, en vez de la presión de escape y temperatu ra del fluido después de la bomba de barrido, que son variables a lo largo del propio ciclo del motor y más complicados de determinar . .Como desde un punto de vista estrictamente teórico es indiferente una condición de referencia u otra, preferimos adoptar la primera por ser la más habitual. Si se adopta la expresión {7 .1 1 como· gasto de referencia, al determinar el gasto real que circula por el motor y compararlo con el de referencia, es necesario tener en cuenta tanto la contribución al gasto debida al aire, como la debida al combustible y al vapor de agua, alargándose los cálculos y creciendo la dificultad de medida. Una técnica habitual es referirse exclusivamente al gasto de aire, con lo que la medida del gasto real es ir:imediata en la admisión a la bomba por medio de toberas calibradas, diafragmas o bien con caudalímetros de flujo la.m inar. Si consideramos que el fluido real que evoluciona en el motor es una mezcla de aire, combustible y vapor de agua, podemos aplicar las leyes de Dalton de las mezclas gaseosas,que afirman:

1. La presión parcial de un componente de una mezcla gaseosa es la presión que ejercería éste si ocupara todo el volumen de la mezcla y estuviese a la temperatura de ésta. 2. La presión que ejerce la mezcla es la suma de las presiones parciales de sus componentes. A partir de la primera ley podemos establecer:

=Proceso de renovsición de la carga en motores de dos tiempos Pa

Pt =

Pv =

Pe =

=oartir de la segunda

ma

R T¡

Ma

V¡

mt

R T¡

Mt

V¡

mv

R T¡

Mv

V¡

m¡

R T¡

M¡

V¡

159

ley de Dalton podemos establecer:

Pe

= Pa + Pt + Pv

: • idiendo la presión parcial del aire en la mezcla por la presión total de la mezcla : :>tenemos:

Pa

=

=

1/29

~~~~~~~~~

1/29 + F/Mt + h/18

Pe

:::mde F es el dosado y h la humedad absoluta del aire.

s· únicamente

ríos referimos al gasto de aire, el nuevo gasto de referencia será: r

r-1

ea (7.2)

:onde ea es la densidad del aire en la mezcla, es decir, medida a la temperatura de a mezcla y a la presión parcial del aire en la mezcla. Sin embargo, la presión parcial :el aire en la mezcla no es una medida inmediata, por lo que es más conveniente

160


sustituir en (7 .2] la expresión

ea =

Pa

Qia

Pe

la nueva densidad Qia es la densidad del aire a la temperatura de admisión y la presión de escape. Sustituyendo la ultima expresión en (7 .21 queda finalmente la expresión para el gasto de referencia como:

= n Vr

r -

r-1

Qia K

[7.3]

siendo:

K=

1/29

~~~~~~~~~~-

1/29 + F/ Mf + h/18 (7.41

En el caso de los motores de encendido por compresión, el dosado es cero en la admisión y,dado el bajo valor numérico de h, el valor de la constante K es sensiblemente igual a la unidad. Para los motores de encendido provocado, el valor de la expresión [7.41 depende del dosado y del peso molecular del combustible. En el caso concreto de referirnos al octeno (C8 H 16 ), combustible de sustitución de la gasolina, con un dosado estequiométrico, el error que se comete al considerar K igual a la unidad es ·del orden del 2%, por lo que, por sencillez, aproximamos K a este valor; sin embargo esta aproximación no es generalizable cuando los combustibles tienen pesos moleculares más bajos.

7 .4. COEFICIENTES PARA EVALUAR EL PROCESO DE BARRIDO REAL En el motor real parte de la carga fresca es expulsada directamente por el escape, fenómeno denominado cortocircuito, como ya hemos dicho, y que afecta directamente al rendimiento. Parte de los gases quemados no son evacuados del cilindro y se mezclan con los gases frescos. Este fenómeno afecta directamente a la potencia que es capaz de de,sarrollar el motor. La figura 7.7 representa esquemáticamente la situación anterior para un ciclo, es

E proceso de renovación de la carga en motores de dos tiempos

161

:ecir, el diagrama de flujo en su evolución en un ciclo real del motor.

-

ffil\ET

Figura 7.7. Diagrama de flujo en un motor de 2T

-ª masa de carga fresca suministrada al motor por la bomba de barrido está repre-

5-~nta da

por msuM· Esta masa suministrada se divide en dos partes: mm, que es la --acción retenida en el cilindro al cierre del escape y mw diferencia entre la masa ~Jm inistrada y la retenida que se cortocircuita. mcAR representa la masa total que =.ol uciona en el cilindro por ciclo, y está constituida por la suma de la masa retenida . a masa de residuales que no es expulsada durante el barrido y que denominamos

=n la figura 7.7 aparece la masa de ref.erencia, cuya magnitud relativa respecto de depende de la bomba de barrido como veremos posteriormente.

~L\1 ,

~ continuación vamos a definir una serie de parámetros adimensionales que carac-=·izan el proceso de barrido.

Coeficiente de admisión Se define este coeficiente como el cociente entre el gasto de aire suministrado y referencia.

= de

Rs =

rTisuM rTIREF

=

rÍlsuM n -Vr

r

r-1

::1coeficiente

Qia

de admisión está relacionado fundamentalmente con el funciona-

162


miento de la bomba de barrido, estando poco afectado por el proceso en el interior del motor. Suele ser mayor que la unidad en los motores con bomba independiente, al ser la presión de barrido mayor que la presión de escape. En los motores de barrido por cárter lógicamente es menor que la unidad, excepto en condiciones de funcionamiento muy concretas debido a que el volumen desplazado por el émbolo no incluye a la cámara de combustión .

2 . Coeficiente de carga Si en la definición anterior sustituimos rhsuM por ri1Rer , obtenemos el coeficiente de carga.

Tls

=

El coeficiente de carga relaciona el gasto retenido, y en consecuencia la pme del motor, con el gasto en condiciones ideales. De la misma forma que ocurre con el coeficiente de admisión, su valor puede ser mayor que la unidad, aunque no suele ser mayor que uno más que en los motores sobrealimentados, debido al cortocircuito de la carga con coeficientes de admisión elevados.

3. Rendimiento de la retención Definimos el rendimiento de la retención como:

71 RET

=

es decir:

71RET

=

El rendimiento de la retención compara el gasto retenido frente al $Uministrado, en consecuencia es un indicativo de la perfección lograda al resolver el problema del cortocircuito en el proceso de barrido. El valor máximo teórico que puede tomar

163

3 proceso d e renovación de la carga en mot ores de dos tiempos

=s evidentemente la unidad .

...=l"I la figura 7.8 aparecen las curvas de pme, coeficiente de admisión y rendimiento ~l a retención de un pequeño motor rápido de 2T de barrido por cárter. Se observan

:: ... ntos angulosos, debidos a fenómenos de inercia de la columna gaseosa, estando :o· otra parte los máximos de Rs y r¡RET para regímenes diferentes, debido a que los :·ocesos que caracterizan son diferentes.

pme[bar 6

5 pm e

4

J,9 Rs,TJRET

3

J,8

0,7 0, 6

0, 5 5

6

7

8

9

10

11

12

X

103

n (r.p..m.J Figura 7.8. Curvas de pme, R5 , 1/RET en función del régimen de giro para un motor 2T rápido

-

Rendimiento del barrido

=s.e parámetro relaciona la masa retenida con la masa total que evoluciona por ci:: en el motor.

166


En un intervalo de tiempo suficientemente pP.queño, el motor admite un volumen dV de mezcla fresca que una vez dentro del cilindro forma, junto con la carga del mismo, una mezcla perfectamente homogénea. Acto seguido por el escape se evacua un volumen dV en el que una fracción xdV es mezcla fresca y una fracción (1 -xl dV es de residuales. Al final de este proceso el cilindro sigue teniendo un volumen Vr + Ve pero la fracción de mezcla fresca retenida en el cilindro ha pasado a ser x + dx. El incremento de mezcla fresca en el interior del cilindro será la diferencia entre el volumen que penetra. en el mismo y el vo-

V t +V e

el V 1

xdV+ +(1-xJdV

i x ( V t +V e )-( x+ d x) (V t+ Ve } Figura 7.10. Esquema del diagrama de flujo en la hipótesis de mezcla perfecta

lumen cortocircuitado: (Vr + Vcl dx :::: dV - x dV

=

( ~1-x)

dV

Integrando esta ecuación diferencial, teniendo en cuenta que (Vr constante geométrica del motor, obtenemos: X

=

1-e

·V I (Vr

+ Vcl es una

+ Vcl

Si ahora hacemos la hipótesis adicional de que las presiones y temperaturas son las mismas tanto en la mezcla fresca en el interior del cilindro como en los residuales, podemos identificar x con el coeficiente de carga. Finalmente,suponiendo que la presión de barrido es igual que la presión de referencia,podemos identificar el cociente V / (Vr + Vcl con el coeficiente de admisión. Con estas hipótesis la ecuación anterior puede transformarse en: r¡ 5

::::

1-e

-Rs

[7.51 ecuación que se representa gráficamente en la figura 7.11 A pesar de la forma un tanto arbitraría de obtener la ecuación [7.51 coñ hipótesis que pueden parecer gratuitas, lo cierto es que resulta un término de comparación con el barrido real del motor muy útil en la práctica . Los motores con barrido uniflujo tienen en general curvas comprendidas entre la de barrido ideal y la de mezcla perfecta. Los demás motores con tipos de barrido distintos pueden estar por encima o por debajo de la curva de mezcla perfecta, dependiendo del diseño y las condiciones operativas. En general los motores con barrí-

1 67

3 proceso de renovación de la carg a en mot o res de dos tiempos

.1

----- - --------~ -- ----- - --// 1

/ /

1 1

/ /

0,63-- ---- ---7/___ _ /

Figura 7.11. Diagrama 77s - Rs para mezcla perfecta =~p or

cárter suelen presentar curvas por debajo de la1hipótesis de mezcla perfecta.

_a fig ura 7.12 representa el valor del rendimiento de la retención en función del coe: ente de admisión con las hipótesis de barrido ideal y mezcla perfecta. Est~ figura ?S"'.á deduci<;la de las figuras 7.9 y 7.11 y es una forma gráfica alternativa a aquellas dos.

~RET 8 arrido ideal

0,6 3

1,59 Figura 7.12. Diagrama

=-

77RET -

Rs

R5 para mezcla perfecta y barrido ideal

la figura 7.13 se han representado sobre un diagrama 17RET - R5 los puntos repre::x=- :ativos del proceso de barrido para los diferentes regímenes de giro del mismo

168


motor objeto de la figura 7 .8. Se observa que para regímenes intermedios, los puntos están próximos a la curva representativa de mezcla perfecta, alejándose de ella para regímenes de giro elevados y reducidos.

T)RET 0,8

0,7

0,6

12. 200 rpm

6.100 rprn

0,5

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

Figura 7 .13. Diagrama 71RET • R5 con los puntos característicos de funcionamiento de un motor de 2T rápido

Definidos los parámetros que permiten evaluar las características de un proceso de barrido, procedamos a expresar la presión media efectiva como función de estos. Para ello, efectuamos una diferencia entre los MEP y los MEC, pues aparecen matices diferentes.

1. En los MEP La expresión general de la potencia efectiva en un motor de este tipo es:

siendo: 1/e - rendimiento efectivo respecto de la masa de aire retenida.

- proceso de renovación de la carga en motores de dos tiempos

r¡~ -

169

rendimiento efectivo aparente respecto de la masa de aire suministrada .

ntroduciendo las definiciones de coeficiente de admisión y coeficiente de carga -:::irenemos:

Ne

= l'Js

l'Je

=

1¡~

R5

F He n VT

F He n Vr

r l?ia

-

r-1

=

l?ia

r-1

y por definición de presión media efectiva:

pme

=

=

r

7Js 'Y'/e Qia F He - =

Rs

r-1

'T]~

Qia F He

!._ r-1

=s interesante diferenciar entre los dos rendimientos efectivos que aparecen en las -: ... aciones anteriores. El rendimiento sin apóstrofe es el rendimiento efectivo de la :·ga que evoluciona en el motor, producto del rendimiento indicado y el rendimien: 'Tlecá nico y es en consecuencia el verdadero rendimiento efectivo del motor. En :.: -.,bio el rendimiento efectivo con apóstrofe tiene además en cuenta las pérdidas :Y cortocircuito, por lo que es el producto del rendimiento indicado, el rendimiento ~ecán ico y el rendimiento de la retención. Este rendimiento efectivo aparente tiene : . entaja de estar referido a un gasto fácilmente medible, y en consecuencia resulta -as inmediato de calcular que el anterior.

:

En los MEC

='"'I este tipo de motor no existe

la diferencia entre los rendimientos efectivos menonados anteriormente por el propio funcionamiento del motor, sin embargo sí que . :::>e distinguir entre el dosado real con el que funciona el motor y un dosado aparen~ ·eferido a la masa de aire suministrada. Con un esquema paralelo al desarrollado ~~ el apartado anterior obtenemos:

170


pme

=

1/s 1/e Qia F He -

r

r-1

=

Rs 1/e Qia F' He

r

r-1 [7.61

donde:

F - dosado real referido a la masa de aire retenida. F' - dosado aparente referido a la masa de aire suministrada. Respecto a la utilidad del dosado aparente, es similar al rendimiento efectivo aparente del caso anterior, puesto que se trata de un valor fácilmente obtenible a partir de los gastos de aire y combustible que admite el motor.

7.5 FLUJO EN LUMBRERAS Una vez analizado el proceso de renovación de la carga en el motor de 2T, desde un punto de vista descriptivo vamos a iniciar el estudio de la geometría de las lumbreras, que son las encargadas de materializar dicho proceso. El planteamiento teórico del proceso puede realizarse, apoyándose en el esquema de la figura 7 .14 Las ecuaciones que pueden plantearse para el cilindro son por una parte el primer principio de la termodinamica para un sistema abierto: dQ dt

=

dV

p --

+

dt

oU ot

+ [dm ~ \ dt

Je

heo -

f~)

\ dt a

hao

donde: · - calor aportado al sistema. U - energía interna del sistema. heo - entalpía de parada del fluido de escape. hao · entalpía de parada del fluido de admisión Q

En segundo lugar podemos plantear la ecuación de la continuidad, que se expresaría como:

dmc dt Con las ecuaciones anteriores, suponiendo qué se trata de un gas perfecto,

:: proceso de renovación de la carga en motores de dos tiempos

171

conociendo las cond iciones de contorno en los extremos abiertos en función del tiempo, es posible abordar teóricamente el problema del barrido. Un tratamiento riguroso del problema es sin embargo extraordinariamente complejo, puesto que las condiciones de contorno, de los extremos abiertos del cilindro están a su vez influenciadas de forma importante por los sistemas de admisión y escape, con lo que la resolución del problema pasa por una modelización completa de los procesos de flujo dinámicos en todo el motor.

~) _,. -

o

Las dificultades mencionadas aconsejan en ocasiones el desarrollo de sistemas simplificados que si bien pierden su exactitud en parte, presentan las ventajas de ser más operativos en diseños previos y ser más didácticos, por cu~nto se pierde menos el sentido físico del problema, frente a la com='-;~ra 7.14. Esquema del proceso de barrido plejidad analítica. En los planteamientos : .... e se desarrollan a continuación se ha seguido este punto de vista, independizando = oroceso de escape del proceso de admisión y realiz.ando una serie de hipótesis ~ ....,.,plificatorias.

:=

esquema mecánico que sirve para el estudio teórico del proceso de· barrido en motores de 2T, corresponde al flujo de un fluido a través de un orificio cuya sec:>1 de paso varía con el tiempo.

:"S

:onsideremos un conducto con una geometría cualquiera. Las variables que defi-

-=n el f lu ido en la sección de entrada las representaremos con el subíndice 1, o bien

·: si se refieren a condiciones de parada. Para la sección de salida el subíndice em: =ado será el 2. :Je acuerdo con esta nomenclatura, el gasto que circula por el conducto tiene por ~·:>res i ón:

(7.71

A2

-

e10 -

sección característica de salida. densidad de parada en la entrada .

172


a 10 'P

-

velocidad local del sonido de parada en la entrada.

- función de la presión de salida y la presión de parada de entrada cuya ex-

presión es:

ip(P2)=

P10

La ecuación (7.71 se obtiene con la hipótesis de que el proceso se desarrolla sin fricción, es adiabático y no existen componentes transversales de la velocidad. Al considerar el proceso real es necesario incorporar un coeficiente de flujo C0 que tenga en cuenta las pérdidas por estos conceptos, obteniéndose:

En el caso que vamos a estudiar, flujo a través de la lumbrera de un motor, todos los parámetros que aparecen en el segundo miembro de la igualdad anterior serán en general variables con el ángulo del cigüeñal, a, incluyendo la sección A2 y el coeficiente de flujo C0 , que serán respectivamente la sección de la lumbrera y el coeficiente de descarga de ésta. Si expresamos la ecuación anterior en forma diferencial, resulta:

Suponiendo que el motor tiene un régimen de giro n, y si este régimen se mantiene constante, podemos establecer la proporcionalidad:

dt

=

da

21T'n

y sustituyendo esta ecuación en la anterior resulta:

[7 .81 Integrando esta última ecuación entre los ángulos a , y a 2 obtenemos la masa total

E i-'"":!Ceso de renovación de la carga en motores de dos tiempos

-~=

173

atraviesa la sección A 2 en este intervalo, correspondiendo al ángulo a, al insde la apertura y a 2 al instante del cierre:

--:=

[7.91 ==~a resolver completamente el problema tenemos que modelar las funciones sub--:=grales haciéndolas depender del ángulo. Consideremos el caso más sencillo con - - .., de introducir el concepto de función área-tiempo. Si suponemos que la densi-:=: a velocidad del sonido en las condiciones locales aguas arriba y el cociente en: as presiones aguas abajo y aguas arriba son consta111tes, la mencionada ecuación - - :-ca de la forma:

m 27rn [7.101

cem')S el valor de la expresión

= a·ea descubierta, o área útil, de una lumbrera es variable con el tiempo, o lo que --

:J

mismo, si se representa el área descubierta en función del ángulo, se puede

:. =- ar un gráfico, que en el caso de un diagrama de distribución simétrico respecto 1

:e =>MI, será como el de la figura 7.15 -

area comprendida entre la curva y el eje es:

-: _-::e Am es la sección media y a 2 - a, es la diferencia angular entre la apertura y - : erre de la lumbrera. Dependiendo de la disposición constructiva existen diversas - -: ones área-tiempo como son, por ejemplo, las de la figura 7.16

=-

a fig ura 7.16(a) está representado el caso en que las lumt;>reras estén controla-.: ::>or el pistón, siendo el diagrama simétrico respecto del PMI. La selecc ió n del

174


instante de apertura de las lumbreras de escape y admisión, determina el instante del cierre de· las mismas. · 1 PMI 1

AREA

Figura 7.15. Sección descubierta por la lumbrera en función del ángulo

(a)

( b)

{e ) 1 1

1PHl

PMI

1

180° 1 1

( d)

1

avance de;t pistón___, 0[1 escape

1

180° 1

(e J

{ f)

1

1

: PHI

:PHI

1

1

:rH I

1--1

E

180°

180º

180°

Figura 7.16. Distintos aspectos de funciones Area-tiempo, dependiendo del tipo de barrido

Colocando una válvula rotativa que actúe mecánicamente, bien en la admisiqn, bier

::; proceso de reñovación de la carga en motores de dos tiempos

175

=,,... el escape, existe un grado más de libertad y se obtienen diagramas asimétricos, .:.-no muestran las figuras 7.16(bl y 7.16(cl. Este caso permite un diseño más racio'"': y posibilita la sobrealimentación del motor, puesto que se elimina el período com ·endido entre el cierre de las lumbreras de admisión y escape, muy propicio al : ·tocircu ito. _ 11

efecto similar puede lograrse utilizando pistones opuestos, con un desfase entre

.s mismos como aparece en 7.16(dl. Mayor libertad se obtiene, finalmente, por me:J de válvulas mandadas por medio de levas, donde la geometría del perfil es inde¿,diente del movimiento del pistón, (figuras 7.16(e) y 7.16(fll.

Je la misma forma que se ha calculado la sección .media, puede determ inarse un or medio del coeficiente de flujo que se expresa por la ecuación:

5

[7.111 _ valor del coeficiente de flujo para cada grado de apertura de la lumbrera se obtie-

=experimentalmente por medio de ensayos estacionarios. Una vez conocida la de~-:n de ncia de C0 con el ángulo ex determinamos el coeficiente de flujo medio, C0 , -ed iante la ecuación [7 .111.

Sustituyendo los valores de C0 y Am {a2 - a 1l en la ecuación (7.101 se puede repre-:=.,tar la masa que circula por ciclo del motor por medio de la ecuación:

m

=

Q10

ª'º

Am (a2

-

a ,l

----27rn

(7.121

., .6. DISEÑO DE LUMBRERAS :: diseño de una lumbrera consiste en prever un área suficiente en el instante necees decir determinar la función área-tiempo requerida.

:>0·10,

-ª

secuencia del ciclo requiere primero evacuar en parte los gases quemados du5'1te el proceso de escape espontáneo, para que la presión disminuya lo suficiente '.lmo para posibilitar el barri.do. Posteriormente hay que llenar el cilindro con carga ·esca, que a su vez empuja a los productos quemados que todavía quedan en el

176


cilindro, por lo que es necesaria una sección suficiente en la lumbrera de admisión. Conviene plantear ya una limitación importante con la que nos encontramos en el diseño. Las lumbreras no pueden ser desmesuradamente altas, dado que su altura disminuye la carrera de expansión útil del motor. Como dato aproximado cabe decir que una altura de lumbrera de escape que ocupe el 20% de la carrera , disminuye un 8% el trabajo utilizable por cortar la expansión. A partir de este valor, la disminución de trabajo crece más rápidamente. Por otra parte las lumbreras tampoco pueden ser demasiado anchas, por problemas de segmentación y estructurales.

1 . Lumbrera de escape

El período de escape consta de dos partes, como ya sabemos. La primera desde que abre la lumbrera de esca pe hasta que· abre la lumbrera de admisión, período de escape espontáneo. La segunda, ya con la lumbrera de admisión abierta, durante el período de barrido. La lumbrera de escape debe tener una función área· tiempo suficiente
dm

=

ªe

Qc

Pe) A da Co 'P ( Pe 27rn

Ecuación que está particularizada para el caso que estamos estudiando, es decir la

177

:: :>1oceso de renovación de la carga en motores de dos tiempos

:-asión aguas abajo será la presión de escape, Pe, y las condiciones aguas arriba se~~ las condiciones en el interior del cilindro, en consecuencia variables durante el i: "'Jceso. Mientras el salto sea supercrítico, en la lumbrera se establecen- condiciones :-:;cas, siendo en este caso Pe igual a la presión crítica. ::uesto que podemos suponer que el volumen del cilindro permanece prácticamenconstante durante el período de escape espontáneo,. la variación de ta masa del : ,dro será: dm = - d (V eel = - V dec ~

=:., la ecuación anterior V es el volumen ocupado por la carga del cilindro en el ins-

=-.•e de la apertura del escape. Este valor es desconocido, en consecuencia tene-

que estimarlo y comprobar, una vez resuelto el problema, ·que la estimación era --: ·recta. En caso contrario hay que modificar et valor de V comenzando de nuevo = ::>roceso de cálculo, en consecuencia el método que se desarrolla a continuación, =-:uiere para su solución un proceso iterativo de aproximaciones sucesivas.

-".lS

~

partir de las dos ecuaciones anter.iores obtenemos:

- V dee = ae ee Co 'P ( Pe Pe

A dQ'

21rn (7.13]

- suponemos que el fluido del interior del cilindro se- expande adiabáticamente, ta =~,sida d del fluido de éste aparece ligada con las condiciones al inicio del proceso =~ escape, denotadas por el subíndice E, por la ecuación:

ec

= Qe

11'{ (

Pe Pe

)

teniendo en cuenta la definición de velocidad local del sonido, obtenemos:

S.. stituyendo ambas ecuaciones en [7.13], resulta:

Ada 2Tíl

178


ordenando y simplificando la ecuación anterior, para dejar de forma explícita la función área-tiempo, llegamos a la expresión:

Ada

=

27rn

V

Si integramos esta ecuación entre a 1, correspondiente a la apertura de la lumbrera de escape, y a 2, correspondiente a la apertura de las lumbreras de admisión, teniendo presente que la velocidad local del sonido en las condiciones de escape es independiente de la presión en el cilindro, estando determinada por la temperatura de escape, obtenemos:

271" n V

a,

y

Pb/ p

f 1 C~ (~) (P.) 1

e

Pe

0

1-a-y

21

d Pe

(P.) [7.141

Síendo Pb la presión de barrido, presión máxima admisible en el cilindro al efectuarse la apertura de la admisión y Pe la presión en el cilindro al iniciarse el proceso de escape espontáneo. La presión de barrido es dato del problema conociendo el tipo de bomba a emplear, mientras que la presión al iniciarse el proceso de escape espontáneo hay que estimarla en· función del tipo de motor. Existen expresiones que relacionan el valor de Pe con la presión media efectiva q ue espera obtenerse del motor. Así por ejemplo, List propone para motores lentos una ecuación semiempírica, de la forma:

Pe

= 0,41

pme

+

1

donde la presión media efectiva viene expresada en bar . Ensayos efectuados por los autores permiten afirmar que la ecuación anterior es extrapolable a motores rápidos. La ecuación [7.14] es resoluble si conocemos la d~pendencia del coeficiente de flujo con el salto de presiones, acerca de lo cual existe información experimental. Sin embargo, podemos simplificar considerablemente el problema si consideramos la figura 7 .17, donde aparece el valor del producto C0 cp (p8 / Pe) en funJ:;ión del salto de

::: :uoceso de renovación de la carga en motores de dos tiempos

179

Co"f (Pe/Pe) 0' 4

0' 3

0· 2

0·1

o

2

3

4

Pe /Pe

Figura 7. 17. Flujo a través de una lumbrera de escape

.

.

: ·esiones entre cilindro. y escape, obtenido por Nusselt. Se observa que para valo::s del salto de presiones mayores de 1,5, caso general del escape espontáneo, el a ores prácticamente constante, pudiendo asignarse un valor, medio del orden de .12. Con esta hipótesis la integración es inmediata, obteniéndose la expresión:

21rri V Q,42 aE

_2

~Pe) : _ 1] ~

'Y - 1 Pb

[7.151

:>ara una lumbrera rectangular, la sección media, Am, puede expresarse como:

-onde bes la anchura de la misma y Lm la altura media. Sustituyendo en [7.151 lle:amos a la expresión:

47Tn -y-1

(7.161

180


Dado que Lm está relacionado con a 1 y a 2 por medio de las ecuaciones que rigen la cinemática del movimiento biela -manivela, podemos escribir que:

con lo que determinamos Lla en la ecuación [7 .161 Una vez conocido el ángulo de apertura de la lumbrera de admisión , que coincide corl a 2 y que determinaremos más adelante, podemos conocer a , y Lm, con lo que queda perfectamente definida la geometría de la lumbrera de escape.

2. Cálculo del coeficiente de admisión Anteriormente hemos definido una serie de coeficientes adimensionales para evaluar el proceso de renovación de la carga en un motor de dos tiempos. Estos parámetros pueden ligarse con las ecuaciones planteadas en la sección 7.5. A título de ejemplo, vamos a considerar el coeficiente de admisión, que además nos servirá para el dimensionado de las lumbreras de admisión. Operando de una forma análoga podríamos determinar expresiones similares para el resto de los coeficientes definidos anteriormente. El coeficiente de admisión se definió como:

n Vr .J:.... r-1

Qia

Si nos referimos a la lumbrera de admisión, la ecuación podemos particularizarla de la forma:

donde: Ap - sección del pistón. C oAP - coeficiente de flujo referido al pistón. - subíndice relativo a las condiciones de admisión.


181

e - subíndice relativo a las condiciones de escape. En esta última ecuación se ha supuesto implícitamente que tanto las condiciones de admisión como las de escape son constantes a lo largo de todo el proceo de barrido. Esta situación se da en los motores de barrido por bomba independiente con una aoroximación suficiente, alejándose esta hipótesis más de la realidad cuando el barri·fo es por el cárter del motor. En cualquier caso el esquema de cálculo es correcto :>ara ambas disposiciones sin más que utilizar los valores medios de los parámetros. Por otra parte el nuevo coeficiente de flujo que apa1rece en la expresión anterior rea la sección del pistón está definido como:

~erida

Sustituyendo la expresión del gasto en la del coeficiente de admisión obtenemos Jna nueva expresión de este coeficiente en la forma:

Dado que Qia y Q¡ están definidas a la misma temperatura, el cociente entre las densidades es proporcional al cociente entre presiones. Teniendo además en cuenta la Jefinición de velocidad lineal media del pistón, la expresión anterior se transforma en:

(7.17] Analizando esta última ecuación pueden extraerse las siguientes conclusiones: El coeficiente de admisión crece con: a)

La relación de compresión

Dado que la expresióntr-1J/r crece al crecer r, tendiendo hacia 1 cuanto r tiende a aunque este parámetro no tiene porcentualmente gran influende dentro de las

:r;,

182


relaciones de compresión habituales. b) Con P/Pe Dado que el producto

12

Pe

rp

(Pe) crece con dicha relación, es decir con la presión Pi

de barrido suministrada por la bomba . c) Con el coeficiente de flujo CoAP

A su vez CoAP crece con el aumento de la sección de las lumbreras, y con el coeficiente de descarga característico de estas. En cambio As disminuye cuando aumenta la' velocidad lineal media del pistón, por lo que cuando ésta crece, para mantener As dentro de límites aceptal;>les, hay que elevar mucho el valor de CoAP• puesto que el resto de los parámetros vienen fijados por otros motivos. Esto explica las secciones de lumbreras tan grandes, comparadas con las dimensiones del motor, de los pequenos motores de 2T que giran a elevada velocidad.

3. Lumbrera de admisión Para efectuar el cálculo de las lumbreras de admisión, previamente hay que fijar un coeficiente de admisión representativo de la cantidad de carga fresca que hay que suministrar al motor. El valor de este coeficiente suele fijarse entre 1,3, máximo rendimiento, y 1,5, máxima potencia, en motores de barrido independiente. En motores de barrido por cárter evidentemente nunca se alcanzan estos valores y R5 es en general menor que la unidad. Fijado el valor del coeficiente de admisión R5 , el gasto de mezcla fresca que hay que introducir en el motor, de acuerdo con la definición de coeficiente de admisión vale: rTisuM

=

As n Vr

..!... r-1

Qia

Por otra parte la masa suministrada por unidad de tiempo, puede expresarse como: rh suM

=

Am (cx2 - O:'o) Co Q¡ a¡

271"

donde:

Pe -es la presión de escape que coincide aproximadamente con la del cilindro durante el proceso de barrido.


C0

a2

-

-

183

coeficiente de flujo de la lumbrera de admisión.

a 0 - ángulo de apertura de la lumbrera de admisión. Am - ~ección media durante el proceso de admisión. i - subíndice representativo de las. condiciones de admisión.

~ualando las dos últimas expresiones y despejando el valor de la función área-tiempo :::enemos:

r

271"n R5 Vr r-1 a¡

Co Ei. 'P (Pe) Pe Pi

[7 ..18)

: :~oci endo la presión que suministra la bomba de barrido, a partir de la figúra 7 .17 : _::de determinarse un valor para el producto C0
si existen datos del coeficiente de descarga. 3 suponemos que la lumbrera es rectangular y su anchura es b, podemos determital y como se hizo en el caso de las lumbreras de escape, la altura media de ::s umbreras de admisión.

-¿ -

= 1almente conviene apuntar que las ecuaciones obtenidas en este capítulo eviden=- ente no son más que aproximaciones al proceso real. Entre otras hipótesis sim- :·catorias importantes, hemos considerado los procesos de renovación de la carga : 10 estaciona rios, eludiendo en general la dependencia de las distintas variables . ~- el tiempo . Sin embargo el proceso de cálculo consideramos· que es interesante • - 1el de anteproyecto del sistema de distribución de un motor e incluso puede ser- en la fase de optimización con un modelado más exacto de las funciones.

- 7. CONCEPTO DE SECCION REDUCIDA ~ concepto de sección reducida permite estudiar la circulación del fluido por un ,_ : :or de 2T desde un punto de vista global, definiendo una sección representativa --= ~onj unto de lumbreras en serie que constituyen el motor. Este planteamiento per<- :e definir un coeficiente de flujo global del proceso de barrido, eliminand? la nececad de determinar experimentalmente los coeficientes de flujo particularizados ·a =::a una de las lumbreras. 2 expresión del gasto a través de las lumbreras de admisión y escape, suponiendo :- -~ e l fluido que evoluciona se comporta como incompresible, y no existen pérdi-=s puede plantearse a partir de la ecuación de Bernoulli suponiendo condiciones

184


de parada aguas arriba, obteniéndose las ecuaciones:

ri1 2

=

Af 2 (p¡ - Pm)

e

/

Despejando en ambas ecuaciones el valor de Pm, que es el valor de la presión en el depósito intermedio entre lumbreras, es decir el cilindro, e igualando ambas expresiones, podríamos obtener la ecuación:

m =1

~ V2 (p¡ - Pel e

V~-1-

~ _1_

+

A~

Af

donde el termino:

A,

~v, Af

:

1 A~

recibe el nombre de sección reducida. De esta forma el gasto que circula por el motor se identifica con el que circularía por una sección característica, la sec;:ción reducida, con un salto de presiones igual al gradiente entre admisión y escape del motor real. Si consideramos la ev.olución real en el motor en vez de la evolución ideal definida para obtener las ecuaciones anteriores,habría que afectar la ecuación del gasto de un coeficiente de descarga que tenga en cuenta el fenómeno de contracción de vena, y de un coeficiente de compresibilidad que tenga en cuenta las variacjones de densidad experimentadas por el fluido, obteniéndose finalmente:

Suponiendo que permanecen constantes las condiciones aguas arriba, y que se mantiene el salto de presiones aguas arriba y aguas abajo de la sección reducida, es decir el cociente entre la presión de admisión y la presión de escape en el motor real, puede determinarse la masa que evoluciona por ciclo integrando la ecuación anterior e introduciendo el concepto de función área reducida-tiempo, paralelo al desarrollo en una sección anterior. Esta técnica de análisis presenta interés en ensayos de arrastre, o ensayos estacio-

~ proceso de renovación de la carga en motores de dos tiempos

185

-arios sin combustión, puesto que simplifica la tarea experimental al considerar un -odelo equivalente reducido al del motor real. En el caso de ensayos con combus- 'Jn habría que corregir la ecuación, teniendo en cuenta la fuerte no adiabaticidad :~ proceso por aportación de estado térmico en el depósito intermedio.

- . 8. CARACTERISTICAS CONSTRUCTIVAS

-ª

geometría de las lumbreras tanto de admisión como de escape puede ser muy ariada y en la figura 7.18 se representan algunas de las formas más usuales. La lumbrera circular es la que tiene menor relación perímetro-área, por lo que las pérdidas por fricción serán mínimas, sin embargo es de apertura lenta. Con la lumbrera elíptica, la relación perímetro-área también se mantiene pequeña, siendo la apertura más rápida , pero su mecanizado es complicado. Las lumbreras rectangulares son las más utilizadas, por ser de apertura muy rápida, sin embargo pueden presentar problemas de segmentos cuando la anchura es muy grande. Este problema es =1gura 7.18. Diferentes geometrías de las menos acentuado en la lumbrera trapezoilumbreras de un motor de 2T d a I.

DDO

ºº

:>ara evitar la rotura de segmentos y mantener la lumbrera rectangular, que es la -as utilizada, se procede a dar a la lumbrera una ligera conicidad en su arista supe- or, que comprime gradualmente la parte saliente del segmento durante la carrera ::.scendente del émbolo. -ambién hay que tener en cuenta que las lumbreras deben tener ángulos de inclina: ón axial y radial, con el fin de dirigir el flujo adecuadamente para efectuar un buen ::arrido y evitar el cortocircuito (figura 7.19) =>ara conseguir un guiado efectivo del aire no se deben dimensionar las lumbreras ::: admisión excesivamente anchas en relación con su profundidad. Se ha compro::ado que las lumbreras estrechas admiten una mayor cantidad de fluido por unidad ::e sección que las lumbreras anchas, y al mismo tiempo dirigen el fluido mucho más :-'ectivamente; sin embargo son más económicas las lumbreras anchas que las =s•rechas. _as lumbreras de admisión tienen en la sección de entrada los bordes redondeados

186


Figura 7.19. Angulos de inclinación axial y radial en las lumbreras de un motor de 2T

para dar una mejor canalización al flujo y evitar pérdidas por desprendimiento de vena. Sin embargo los bordes de salida suelen ser cantos vivos para dar un mejor guiado a la vena fluida. En las lumbreras de escape la situación es precisamente la contraria con el mismo objeto (figura 7.20)

-

Admisión

-

Figura 7.20. Redondeado de las aristas de las lumbreras de admisión y escape

De las consideraciones anteriores puede afirmarse que el diseño de las lumbreras de un motor de 2T está condicionado por factores muy diversos que originarán ma yor o menor servidumbre en. fu~ción del tipo ·de motor y del tipo de aplicación.

=: ::iroceso de renovación de la carga en motores de dos tiempos

187

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: ! ;lfTULO 8

El PROCESO DE ESCAPE EN LOS MOTORES. SILENCIADORES

8.1. Introducción

8.2. El mecanismo de funcionamiento del escape. Reflexión de ondas

8.3. Diseño de los conductos de escape 8.4 . El efecto Kadenacy

8. 5. Consideraciones generales acerca del ruido 8.6. Tipos de silenciadores

8.7. Pérdidas de transmisión. Pérdidas de presión

F. PAYRI Dr. lng. Industrial J .M. DESANTES Dr. lng. Industrial

F. BOADA Dr. lng. Industrial

a. 1.

INTRODUCCION

..; abrir la válvula o lumbrera de escape, los gases quemados salen del cilindro a -:·an velocidad y elevada temperatura a través de los conductos de escape de la pro: a culata o cilindro, para pasar a continuación a ún.a pieza conocida como colector ~~ escape y llegar finalmente al tubo de escape, en ell que además del conducto exis~"" unos recipientes con geometrías especiales para disminuir el ruido, que se cono:::, como silenciadores.

= sistema de escape en un motor alternativo tiene dos funciones claramente dife~"'cia das, por una parte es el responsable de la evacuación de los gases quemados,

~. 1ando o atenuando las contrapresiones de escape, por otra parte, es el encargado

.:3 reducir a niveles aceptables el ruido que produce e! .proceso. ::ara dar respuesta a la primera exigencia, se tiende a sistemas de escape que no : o no dificulten el flujo de .gas, sino que sean capaces de aprovechar las distintas =-:urbaciones de presión y rarefacción (depresión), que en tales sistemas se gene: - para mejorar el proceso de renovación de la carga. _a

adopción de silenciadores, como se estudiará más adelante, impone· unas ciertas

=-s~ricc iones al paso del gas, creando unas perturbaciones reflejadas parásitas. Así

-es, estas dos exigencias funcionales son hasta cierto punto contrapuestas y lama: · o menor atención a una de ellas es función del tipo de aplicación.

- 2 . EL MECANISMO DE FUNCIONAMIENTO DEL ESCAPE. REFLEXION DE ONDAS - ponerse en contacto los gases del interior del cilindro con el sistema de escape, .. ste una apreciable diferencia entre la presión de los gases del interior de aquél y gas que está contenido en el sistema. Este gradiente de presiones provoca una • - Ja de presión de amplitud finita, que se transmite por el fluido a gran velocidad • :'liendo al gas en movimiento a su paso.

192


La configuración de esta perturbación es función de la velocidad de apertura de la válvula o lumbrera de escape. La velocidad de apertura es función de la geometría y del régimen de giro del motor. Cuando la velocidad crece la forma de la onda es más brusca y más corta. En la figura 8.1 se ven distintas ondas de presión en el escape de un motor de 4T tomando como parámetro la velocidad de giro de éste. PRES ION (bar)

0,6

0,3 n minrmo

0,0025

0,0050

0,0075 tí empo ( s)

Fig. 8.1. Perturbación de presión en el conducto de escape debida a la descarga del cilindro para diferentes regímenes de giro

Durante el proceso de escape hay que distinguir tres velocidades diferentes. Una primera es la velocidad media del gas por el conducto, que podemos estimar·a partir de las ecuaciones siguientes. Si particularizamos para el caso .de un motor de 4T, el gasto viene. expresado por la ecuación:

m=

1/v -

n

Qia V T

2

Por otra parte para el conducto de escape puede plantearse:

Igualando estas dos expresiones y despejando el valor de Ce, velocidad media de los gases de escape, obtenemos: Ce

=

1/v

4

Qe

El proceso de escape ~n los motores. Silenciadores

193

Teniendo en cuenta que la presión media de escape es aproximadamente la atmos=erica, el cociente entre densidades puede transformarse en cociente de temperaturas:

-ª

ecuación anterior permite dimensionar el conducto de escape para obtener velo: dades de circulación del orden de 50-70 mis a régimen máximo. El cálculo para - ., motor de 2T sería análogo al anterior sustituyendo el rendimiento volumétrico por '= coeficiente de admisión y multiplicando por dos el segundo miembro de la igualdad . .:., segundo lugar hay que considerar la velocidad de propagación de una perturbapor el conducto, que tiene por expresión:

: on

Cpr

= ~ ')' -1

rL)' 1(J?..)y-1 1] + 2

hy -

Po

[8. 11

=:.Jación que se obtiene en la mecánica de fluidos suponiendo el proceso isentrópisiendo:

Po - presión del medio sin alterar. p - presión del medio afectado por la perturbación. a0 - velocidad del sonido en el medio sin alterar.

X

X

X

>=ig .8.2.Deformación de una perturbación de presión en su movimiento por un conducto

194

Motores de combustión intern'a alternativos

Puede observarse que la velocidad de la perturbación no es constante, sino que depende de la relación pl p0 y resulta mayor en las zonas de mayor presión. La figura 8.2 ilustra este hecho. Los puntos inicial y final de la perturbación tienen la misma velocidad, que como es fácil comprobar en la ecuación [8.1 l coincide con la velocidad del sonido en el medio sin perturbar, y en consecuencia la longitud de la perturbación es constante. A medida que pl p0 crece, la velocidad de la perturbación crece deformándola y pudiendo llegar a establecerse una onda de choque como la que aparece en la parte inferior de la figura 8.2. En este caso el proceso deja de ser isentrópico, no siendo válida la expresión ante.rior. Afortunadamente en los procesos de escape de los motores no se producen ondas de choque y si lo hacen son de pequeña magnitud, por lo que la ecuación (8.11 puede aplicarse con una exactitud razonable. Finalmente consideremos la velocidad instantánea del medio. Al paso de la perturbación, el medio se pone en movimiento impulsado por el gradiente de presiones que existe. La expresión de la velocidad de una partícula es:

(8.21

p

Como puede observarse, la velocidad del medio también depende del gradiente de presiones, siendo ésta la única variable que le afecta. X

p

t = t, .

Si consideramos un punto alejado una cierta distaAcia del foco y se analiza lo que ocurre con una partícula de gas situada en él al paso de una perturbación, se desprende de la ecuación anterior que dicha partícula se acelera según va creciendo pl p0 y posteriormente se decelera hasta el reposo, habiendo recorrido una cierta distancia.

Po..__~-L-~~-'-,-'-,_..~~~--

+1--J,.

X

Fig. 8.3. Movimiento de una partícula de gas alcanzada por una perturbación de presión

demos escribir:

Considerando el esquema de la figura 8.3, si para el instante t = t 0 , la perturbación alcanza la partícula A de gas, y un instante más tarde, para t = t 1 , la partícula A se ha desplazado una cierta longitud L, po-

: ::woceso de escape en los motores. Silenciadores

L

195

-rt, c dt

=J ~

to

::1de e es, como ya hemos dicho, función exclusivamente del cociente p/p0 • :omparando las ecuaciones [8.1] y [8.21 se observa que para un cociente entre pre-

s :-"les p/p0 dado, la velocidad de la perturbación es mayor que la velocidad del flui:: por lo que la perturbación, al cabo de un cierto tiempo, habrá rebasado la partí- a dejándola nuevamente en reposo. ::a·a las ondas de rarefacción son válidos los principios generales expuestos para =sondas de presión, pero hay que mencionar que en las ondas de rarefacción nunca ;..: alcanza el estado de onda de choque, pues el vano de la onda tiende a quedar :3gado respecto al movimiento, como puede demostrarse a partir de (8.1] .

.:.sr pues, resumiendo los conceptos anteriores, en un conducto sometido a una pre-::" variable en el tiempo hay que distinguir dos fenómenos diferentes aunque rela- .: "lados, el movimiento de la propia perturbación, con una velocidad dada por la ~:_Jaci ón [8.1] y el movimiento del gas, dado por la ecuación [8.2] y que es conse:_ericia de un gradiente local de presiones debido a la presencia de la perturbación. =:dría demostrarse que la velocidad de la perturbación es suma de la velocidad local · sonido y de la velocidad de arrastre, es decir la velocidad instantánea del medio.

-=

~en erada la perturbación como consecuencia de la descarga del cilindro, ésta dis- - "Te por el sistema de escape, que vamos a considerar de momento de sección cons:=-:e, reflejándose al final del tubo. La forma de la reflexión es función de la candi~::., de contorno que adopte dicho final. Existen dos posibilidades extremas bien di-?"enciadas: final abierto y final cerrado.

Condición de contorno de final abierto ""Klgínese una perturbación de presión llegando al final de un tubo que se abre a s¡mósfera. La presión exterior es constantemente la presión atmosférica, que por :;.:-cillez vamos a hacer coincidir con p0 • Para que la presión a la salida del tubo sea - :~ stantemente p0 , la perturbación reflejada debe ser tal que la suma de presiones --= a onda incidente y la reflejada sea en todo momento la atmosférica. ~

3 la presión a lo largo de toda la perturbación incidente es p > Po como ocurre la onda reflejada debe ser en todo momento de tal forma que p' < p0 , - e'ldo en valor absoluto siempre 1 p-p0 1 = 1 p'·Po 1 • -=-si pues, como se muestra en la figura 8.4 en un final abierto se refleja una onda :e ·arefacción que se dirige nuevamente hacia el foco perturbador, es decir hacia

=-- .in escape,

1

196


el cilindro.

p

p'

Fig.8."4. Reflexión en un extremo abierto

2. Final cerrado Al llegar una perturbación de presión a un final cerrado, se debe reflejar una onda tal, que la suma de velocidades sea nula por el hecho de existir una pared física. Puede comprobarse que, si esta propiedad se verifica, la onda reflejada es también una onda de presión positiva y exactamente igual que la incidente, dado que entonces la velocidad de una partícula en contacto con la pared será c-c' = O. Físicamente el tubo cerrado no tiene sentido en un escape, sin embargo la reflexión de una onda de presión no exige el que el tubo sea totalmente cerrado. Pueden obtenerse reflexiones parciales con reducciones de sección suficientemente fuertes, por . lo que puede aprovecharse este fenómeno .

8.3. DISEÑO DE LOS CONDUCTOS DE ESCAPE En primer lugar hay que estimar una sección tal que la velocidad media del gas no sea excesivamente elevada, dado que las pérdidas de presión por fricción crecen con el cuadrado de la velocidad del fluido y son inversamente· proporcionales al diámetro. Si éstas son elevadas la contrapresión de escape aumenta, perjudicando el proceso de renovación de la carga. Este es un problema que en general no resulta difícil de resolver. Mayor dificultad, por su complejidad, presenta la realización de un diseño apropiado para poder aprovechar favorablemente las perturbaciones de presión y rarefacción anteriormente mencionadas, con objeto de mejorar el proceso de renovación

~

:iroceso de escape en los motores. Silenciadores

197

:7 a carga. Aquí hemos de distinguir entre las exigencias de los motores de 4T y 3

de los motores de 2T, puesto que presentan peculiaridades que los diferencian. Motores de 4T

:esde que se abre la válvula de escape hasta que el pistón alcanza el PMI el escape - espontáneo, produciéndose una perturbación de presión que circula por el con- :•o de escape. Posteriormente comienza la carrera de escape del motor, y es el -on el que empuja los gases quemados hacia el exterior. Antes de alcanzar el PMS :;:: ·: la válvula de admisión, solapándose con la válvula de escape en el período de :e. Durante este período interesa crear una cierta depresión en el cilindro que exga los últimos gases residuales y facilite la rápida aceleración de la columna ga::sa por la válvula de admisión.

=-

3 :-iu ltáneamente a este proceso veamos que está ocurriendo en el tubo de escape. - :::irirse la válvula de escape se crea una onda de presión positiva, cuyas caracterís;s dependen de la velocidad de apertura. Esta onda comienza a desplazarse hasta "'al del tubo, donde se refleja como onda de rarefacción y vuelve hacia la válvula - ?scape. La longitud del conducto de escape para que esta perturbación reflejada .,, .. e en el momento apropiado puede calcularse. En efecto, llamando a a la dife: a angular entre la apertura del escape y la de la admisión y llamando na la velo:d de giro del motor, el tiempo que transcurre entre ambas aperturas es:

=

t

21rn

-13r-iando La la longitud del escape y Cpr a la velocidad media de la onda, el tiem: .... e ésta tarda en llegar al final del tubo y retornar es:

t

=

2 L

-3 a'ido estas ecuaciones y despejando L obtenemos:

-

a. or de Cpr hay que estimarlo teniendo en cuenta que la perturbación a lo lar-: su recorri do se modifica en cuanto al valor de p/p 0 . a longitud L el motor debe funcionar bien al régimen de diseño, que puede e oe pa r máximo, sin embargo para otros regímenes de giro el dimensionado del

198


tubo no es adecuado. En los mot
2. Motores de 2T En los motores de dos tiempos el diseño del escape es mucho más importante que en los de 4T, por su propio funcionamiento. En grandes motores que giran a régimen constante, el diseño es sencillo; sin embargo, en motores de régimen esencialmente variable, como son los de automoción, el problema es mucho más complejo. Los requerimientos de un moto.r de 2T son diferentes a los de un motor de 4T. Acabado el escape espontáneo comienza el barrido, al abrirse las lumbreras de admisión. Durante este período de.barrido interesa una depresión en el cilindro que favorezca el proceso. Posteriormente, en motores con un diagrama de distribución simétrico, hay un intervalo de tiempo desde que cierra la admisión al cilindro hasta que cierra el escape. En este intervalo de tiempo es necesario incrementar la presión en la lumbrera de escape para que vuelvan a introducirse los gases frescos que inevitablemente se han cortocircuitado por el escape. Así pues, es necesaria primero la llegada de una perturbación de rarefacción y posteriormente una de presión. Esto se consigue con un final abierto que en el escape se materializa como un aumento de la sección por medio de un tubo divergente, y a continuación por un final cerrado que se materializa por una reducción de sección con un tubo convergente. Con la nomenclatura de la figura 8.5 y con un razonamiento similar al anterior llegamos a las expresiones:

Donde a 1 es el ángulo comprendido entre la apertura del escape y el PMI, Cpn la velocidad media. de la onda en L1, a 2 es el ángulo de escape espontáneo más el ángulo total ocupado por la admisión y Cpl'2 es la velocidad media de la perturbaciór en L2 • Estas dos velocidades medias no son iguales, puesto que en el conducto de escape la presión va disminuyendo debido a las pérdidas por fricción y a que el proceso no es adiabático.

=:

:iroceso de escape en los motóres. Silenciadores

199

L2.

o,

b Fig.8.5. Esquema de la configuración geométrica de un conducto de escape de un motor de 2T

=>or supuesto, )el resto de los parámetros geométricos del tubo tales como los diá-etros 0 1, 0 2 y 0 3 , así como los ángulos 0 1 y 0 2 , tienen su influencia sobre el dei:.:·rollo de las perturbaciones, dándole al motor un carácter más elástico, o bien un ~í m en de utilización más estrecho. En la figura 8.6 se muestra el diagrama de pre, 'J"les en las proximidades de la lumbrera de escape de un motor rápido de 2T. _as ecuaciones anteriores permiten una aproximación a la configuración geométri-

:.a idónea, sin embargo un tratamiento más riguroso a la luz del método de las carac:•'sticas en procesos de flujo compresible no estacionario, permitiría la obtención :e resultados más exactos, aunque se sale por su laboriosidad analítica de los objeti::is de este libro.

3 Escapes en m.otores policilíndricos _os cilindros de un motor pueden descargar en tubos de escape individuales, como ::urre generalmente en motores de 2T de motocicleta, con lo que el problema se educe al estudio de un motor monocilíndrico. Este sistema tiene la ventaja de que -o existe interferencia entre unos cilindros y otros, con lo que el diseño es más senciIJ, pero en cambio encarece el motor por tener mayor número de conductos, silen: adores, etc. En los motores de 4T, sin embargo, la situación más extendida es la :e agrupar los tubos de escape en un número final de salidas limitado, que en vehí: Jlos de gran serie se reduce a un solo tubo. El sistema más extendido por econo-iia. y de peor rendimiento en general, es el de colectores de escape a la salida de :: cu lata, que rápidamente desembocan en una sola salida. Existen también otros

200

Motores de combustión interna alternativo

p

tiempo 1 1 1

1 1

1.

2

3

Fig.8.6. Diagrama de presiones en las proximidades de la lumbrera de escape de un motor rápido de 2T 1. Perturbación de presión debida a la descarga del cilindro . 2. Perturbación de rarefacción reflejada por el tramo divergente 3. Perturbación de presión reflejada por el tramo convergente

diseños que van agrupando cilindros a distancias apropiadas, y cuyo rendimiento es más elevado, por aprovechar mejor las perturbaciones reflejadas. Analicemos algunas particularidades de los escapes en motores policilíndricos que agrupan distintos cilin2 dros. En primer lugar es interesante estu, , diar cómo se refleja una perturbación al lle~I I gar a una bifurcación, para lo cual nos apoyaremos en la figura 8. 7.

presión .... -- . rarefacción Fig. 8.7 . Esquema de la reflexión de una perturbación en una ramificación

Supongamos .que una perturbff&ión viaja ' por el conducto 1 de izquierda a derecha. Al llegar a la ramificación la sección aparente "es la suma de las secciones de los conductos 2 y 3, con lo que la perturbación reflejada será ur:ia perturbación de rarefacci<,)n. De esta formá·por los conductos 2 y 3 viajará una perturbación de presión, mien-

_ proceso de escape en los motores. Silenciaaores

201

..as que por el conducto 1, y en sentido contrario a la incidente viajará una perturba: on de rarefacción.

-ª

intensidad de estas dos perturbaciones reflejadas depende de los ángulos de in: dencia de los distintos tubos, así cocno de los diámetros de cada uno. Para cada :aso concreto, conociendo el número de cilindros, orden de encendido, ángulo de :·uce y avance a la apertura del escape, podrán agruparse distintos cilindros a .unas :: stancias adecuadas para aprovechar los efectos positivos de estas ondas y obviar os negativos. Como ejemplo ilustrativo queremos comparar dos sistemas utilizados en motores .:e 4 cilindros :.tT, representados en la figura 8.8. ·El sistema 4-2-1 crea dos ondas de ·arefacción de poca intensidad, y tiene ventajas a medio régimen.pues ambas llegan a cilindro durante el período de cruce. En cambio, a elevado régimen, la segunda :rnda de rarefacción llega demasiado tarde. El sistema 4-1, en cambio, crea una sola 111da de rarefacción pero mucho más fuerte y suele emplearse para mejorar el llena:lo a regímenes elevados, siendo comparativamente más desventajoso a medio ·egimen.

Fig.8.8. Esquemas usuales de sistemas de escape de motores de 4T y cuatro cilindros

8.4. EL EFECTO KADENACY Hay que hacer mención en este punto a un fenómeno que lleva el nombre de su descubridor, Michel Kadenacy. Este efecto se tiene muy en cuenta en el diseño de motores de 2T, aunque se da también en los motores de 4T. La razón de incluirlo en este tema estriba en que este efecto está regido por los mismos principios comentados en secciones anteriores. Al estudiar el motor de 2T se afirmó que después del escape espontáneo los gases frescos introducidos en el cilindro a presión (bomba de barrido independiente o pro-

202


pio cárter) efectuaban el barrido de los gases quemados. Los motores diseñados según el sistema Kadenacy se basan en un fenómeno opuesto, es deciL loa, gases frescos no exp4lsan a los gases quemados, sino que son aspirados por ellos, o mejor dicho, por la-depresión creada en el cilindro debida a la perturbación de Jarefacción generada en ~ interior de éste en el instante de la apertura del escape. Esta perturbación de rarefacción se transmite por el cilindro, reflejándose en las paredes de éSte como nueva perturbación de rarefacción. 1

La mayor o menor capacidad de aspiración de la mezcla fresca depende de la depresión generada por la rápida evacuación de los gases y que en el fondo es función de la rapidez con que se lleve a cabo la apertura de la válvula o lumbrera, como vimos anteriormente. El efecto Kadenacy es un fenómeno físico ampliamente demostrado, pero el aprovechamiento total no se puede llevar a cabo en los motorés por la incapacidad para provocar la evacuación de forma suficientemente rápida, debido a las fuertes aceleraciones a que se sometería el sistema de distribución, o a las enormes seccione.s de paso a que obligaría en las lumbreras. De hecho la totalidad de los motores de 2T diseñados por ·este sistema utilizan además bomba de barrido, p9r aprovech<;irse el efecto sólo parcialmente. El efecto Kadenacy, en principio, es totalmente independiente del diseño del sistema de escape . aunque, lógicamente, si está bien sincronizado con éste la combinación de ambr mejora sustancialmente el proces·o de renovación ·de la1carga.

8.5. CONSIDERACIONES GENERALES ACERCA DEL RUIDO El ruido producido por los motores térmicos alternativos tiene una serie de fuentes diferenciadas que pueden dividirse en cuatro grupos: -

Ruidos producidos por el sistema de escape. Ruidos producidos por el sistema de admisión. Ruidos mecánicos producidos por elementos en movrmrento. Otros: grupo de sobrealimentación, compresor, etc.

Aunque parte del tratamiento posterior es generalizable a cualquiera de los cuatro tipos, fundamentalmente nos vamos a ocupar de los dos primeros, puesto que guardan una estrecha relación en la forma de generarse y en la teoría general para su eliminación. El ruido emitido por todo tipo de vehículos ha sido regulado desde hace tiempo, sin embargo el precio de los equipos adecuados para controlarlo y la dificultad para utilizarlos ha hecho que la legislación no haya sido muy ef~ctiva hasta hace algú n tiempo. En el momento actual asistimos a una rápida aceleración en la limitación de

E: proceso de escape en los motores. Silenciadores

203

as distintas formas de contaminación, una de las cuales es el ruido y la situación :.arece que comienza a cambiar. Actualmente en Europa las normas de la Comuni::ad Económka Europea preven un máximo admisible en torno a los 80 dB para vehí:..ilos de au,otracción. ::. sonido no es más que el resultado de unas fluctuaciones de presión que se trans- ten por el aire y llegan al oído. El oído humano es capaz de percibir frecuencias :omprendidas entre 20 y 20.000 Hz. Concretamente el sonido producido por los escapes de los motores está compuesto normalmente por una frecuencia fundamental sus múltiplos, llamados armónicos, que van teniendo cada vez menor amplitud. ~a

misión del silenciador puede ser doble, por una parte , limitar el nivel sonoro disnuyendo la amplitud de la frecuencia principal y los armónicos más importantes, "JOr otra filtrar completamente las altas frecuencias, que son especialmente molestas -;ara el oído humano, independientemente de su amplitud. ~

~ntes de analizar la teoría para reducir el ru ido conviene hacer unas breves referen: as a lo que se entiende por sonido .

-ª

intensidad de un sonido da una idea de la verdadera energía asociada a él, mien·as que entendemos por sonoridad nuestra valoración subjetiva de este sonido. Nor-almente se define la intensidad de un sonido en términos de energía transportada :or unidad de superficie normal a la dirección del movimiento y se expresa en •• m2 • Para ondas planas o esféricas moviéndose en estado libre, es decir, sin su:erficies reflectantes podemos escribir la igualdad:

= ; endo: p - presión del medio perturbado. Po - presión en el medio sin perturbar. Q - densidad del medio. a - velocidad del sonido en el medio. - oído humano es capaz de percibir un espectro de intensidad extraordinariamente =.:o. A la frecuencia a la que es más sensible, este espectro va desde 10·12 W / m2 , -asta alrededor de 1 W / m2 • Para simplificar la notación en un espectro tan amplio, ;;; recu rre a una escala de tipo logarítmico, definiéndose el nivel de intensidad N1 :O'TlO:

N1

=

10 log10 (1 / 10 )

[dBl

(8.31

204

Motores de c ombustión interna alternativos

siendo 10 la intensidad de referencia, que se toma habitualmente como 10 2

W/ m

=

10·12

•

Para frecuencias comprendidas entre 500 y 5000 Hz la respuesta subjetiva del oído a la intensidad sonora es aproximadamente logarítmica, por lo que este tipo de pará-' metro se ajusta más al concepto de sonoridad. Veamos que ocurre cuando existen dos sonidos distintos que se superponen: Supongamos un observador en un ambiente sin reflexiones y que está a una distancia razonable de la fuente, con lo que recibe una onda plana, y sean los dos niveles de . intensidad N 11 y N12 •

N,1

=

1, 10 log lo

N,2

=

1 10 log -3. lo

La intensidad resultante de ambos sonidos será la suma de las dos intensidades:

siendo el nivel de intensidad resultante:

Si para mayor claridad efectuamos la hipótesis de que 11 11

12 tenemos:

+ 1O log 2

1O log -

lo

=

10 log -

1,

+ 3 dB

lo [8.41

Así pues, doblando la intensidad de una fuente sonora se produce un incremento de 3 dB en el nivel de intensidad, lo que resulta despreciable si la intensidad de las fuentes es alta y el primer sumando del segundo miembro de la ecuación [8.41 es elevado. La respuesta subjetiva del oído humano ante la duplicidad de intensidades

3 proceso de escape en los motores. Silenciadores

205

:s de un modesto aumento de la sonoridad (nivel de intensidad). ;:>uede demostrarse que si 1, > 12 la fuente 2 contribuye de forma despreciable al - .,rel resultante. Este ejemplo da idea de las dificultades que plantea la reducción del -..:do en un motor en términos de decibelios, puesto que hay que reducir siempre ~ frecuencia de mayor amplitud .

S. 6 . TIPOS DE SILENCIADORES : orno ya hemos apuntada la misión del silenciador es doble. Por una parte debe la sonoridad hasta unos límites admisibles, y por otra eliminar frecuencias par- ::ularmente molestas. Los silenciadores actúan alterando las fluctuaciones de pre_. :.on espontáneas del conducto de admisión y / o de escape, antes de que éstas lle;Jen a la atmósfera. Por otra parte deben cumplir este cometido con la mínima pér: o a posible de potencia para el motor. Los silenciadores podemos dividirlos en: ~uci r

Silenciadores de absorción

_os silenciadores de absorción, tal y como se emplean en los motores, suelen con~s1ir en un ensanchamiento del conducto relleno de material absorbente sujeto con - ~a malla metálica para dejar el conducto de escape sin interferencia. Materiales ab-

:v-oentes utilizados son la lana de vidrio, lana de asbesto y virutas metálicas. Silenciadores por cámara de expansión

:

:onsisten simplemente en un brusco ensanchamiento del conducto, que al cabo .:-: una cierta longitud vuelve a su sección primitiva. Silenciadores de resonador lateral

3

:.- este tipo el tubo está envuelto por un cilindro de sección considerablemente ma: · y comunicado con éste por una serie de orificios. La disposición geométrica pue== ser muy variada, no teniendo que ser los cilindros concéntricos. Esquemas simila=s a los silenciadores de resonador lateral pueden utilizarse como resonadores para - : ·ementar las prestaciones del motor, fundamentalmente en la admisión. -

Silenciadores de interferencia

Son similares a los silenciadores de cámara de expansión pero con una o varias pla:.:s perpendiculares a la dirección del fluido. _a

configuración geométrica general de fos silenciadores es la misma en admisión

206


y escape, utilizándose en el primer caso fundamentalmente los tipos de expansión y resonador lateral, materializados en la caja de filtros, actuando también este elemento como atenuador del nivel de intensidad. L

A, absorc i ón

Aa

cámara cJe expansión

~,____:_]__.~ resonador

lateral

i nl·erferencia

Fig.8.9. Tipos de silenciadores

Es evidente que la inserción de estos elementos en el sistema de escape altera o puede alterar sensiblemente el funcionamiento del mismo, por lo que en el diseño hay que tener en cuenta estas alteraciones. En un silenciador se pueden definir dos parámetros característicos, que son: - Pérdidas de transmisión, que miden la diferencia de dB entre la entrada y la salida del silencioso y que deberán tener un valor lo más alto posible. - Pérdidas de presión por fricción, que miden la caída de presión en el silenciador y que deberán ser lo más bajas posibles.

8.7. PERDIDAS DE TRANSMISION. PERDIDAS DE PRESION Existen ecuaciones que permiten relacionar estas pérdidas con la geometría del silenciador y con las características de la fuente sonora a la luz de la teoría de las perturbaciones de pequeña amplitud.

1 . Pérdidas de transmisión A continuación damos, a título de ejemplo, las ecuaciones de las pérdidas de transmisión para dos tipos de silenciadores.

=- :xoceso de escape en los motores.

207

Silenciadores

.: Cámara de expansión

-ª

pérdida pe transmisión en este tipo es básicamente función del cociente entre - -:as m = 1(-2 1A1 y del cociente L/>.., siendo >.. la longitud de onda.

Pr

=

10 log(1 + 1/ 4 (m - 1/ m)2 sen 2

2

:L) (8.51

_as pérdidas de transmisión en la ecuación anterior están medidas en decibelios y = 1,2,3... , resul-~-do en cambio máximas en los puntos intermedios entre los antes mencionados.

s: observa que son nulas cuando U>.. es de la forma n/2 siendo n

::::>r otra parte se observa en la ecuación (8.51 que las pérdidas crecen a medida que - .,ace la relación entre secciones. -as frecuencias para las cuales las pérdidas de transmisión son bajas, y por tanto '- s enciador es ineficaz se denominan bandas de paso.

20 ,/

10

/

1

'·

\

_.,

....

1

\

1

.1 '

i

o

-· ' . I

.

1 I

0,5

1 1

1i

1.

I

1

I

1 1

·, I ..

I

''

I I

I

I

1,5

1

I

2

'.1

'· 1

·,

~ I

2,5

U>.

3

Fig.8.10. Pérdidas de transmisión en función del cociente U >. para un silenciador de expansión

::.., la figura 8.10 se representan las pérdidas de transmisión de un silenciador de tipo en función del cociente U>.. para distintos valores de m.

~:·e

208


Se observa que éste tipo de silenciador tienen una gran cantidad de bandas de paso, sin embargo presenta la ventaja de atenuar en proporciones elevadas el nivel de intensidad para frecuencias muy diferentes.

b) Resonador lateral La pérdida de transmisión teórica para un resonador lateral, consistente en una cámara de volumen V conectada a un tubo de sección A por medio de un orificio de conductividad K, tiene por expresión:

Pr

=

1O log [1 +

l

.K V [ 2A (flfn - fn/fl Fj

[8.61

donde la frecuencia de resonancia natural f n vale:

La conductividad K del orificio tiene dimensiones de longitud y es una función de la geometría de los orificios de conexión entre el tubo y el resonador. El sistema de resonador lateral es especialmente eficaz en los alrededores de la frecuencia fn. · En la figura 8.11 aparecen las pérdidas de transmisión para un silenciador de este t ipo, en función de f / fn para distintos valores de l/KV! A De la inspección de la figura se deduce que el comportamiento de este tipo de silenciador es esencialmente diferente del anterior, puesto que las pérdidas de transmisión elevadas están prácticamente localizadas en la frecuencia principal, disminuyendo rápidamente a ambos lados de este valor . Debido al diferente comportamiento de los silenciadores, para tratar de evitar las bandas de paso se sitúan dos o más tipos en serie de tal forma que unos actúan so bre las bandas de paso de los otros. En cuanto a la ubicación del silenciador, algunos autores afirman que el sitio idóneo es el centro del tubo de escape, es decir a mitad de camino entre el motor y la atmósfera. Su argumento es que la porción de tubo situada entre el motor y el silencioso resuena como un tubo de órgano con un extremo abierto y el otro cerrado, es decir,

209

3 proceso de escape en los motores. Silenciadores

:5

40

1

·,

\

·,

' \

30

'

' /

' '

'' '

/

'

'

/

,

/

·-·-

10

1, 5

0,5

2

10

·-·-·-·-·-·

3

2,5

f/fn Fig.8.11. Pérdidas de transmisión de un resonador lateral en función de f/fn para distintos valores del/KV! A

:ori frecuencias:

a 4L,

a

5a

4L,

4L,

3

-ª

otra porción de longitud L2 con dos extremos abiertos está en antirresonancia :.ara:

a '· .\sí pues, con L1

L2 una porción de tubo se opone a la resonancia de la otra .

2. Pérdidas de presión ~os silenciadores deben diseñarse de tal forma que la caída de presión, o lo que

lo mismo la resistencia que impongan al flujo de gas, sea mínima. La resistencia :Je ofrece un conducto más el silenciador está compu~sta de dos términos. Uno ·:su ltante de la fricción del gas en las pare~és del conducto, y el otro resultante de Es distorsiones que el silenciador crea sobre el flujo. Si consideramos régimen per3S

210


manente, ambos términos son proporcionales a 112 media del fluido.

e e~,

donde

Ce

es la velocidad

Para un régimen de giro del motor, estimando el rendimiento volumétrico en un 4T o bien la masa suministrada en un 2T, conocemos el gasto que circula por el escape. Para una sección del tubo dada conocemos la velocidad media del fluido, Ce y las pérdidas por fricción, que tienen por expresión: .ip

16

L

= -

m Ce

f -

03

7r

siendo O el diámetro del tubo, L la longitud total del tubo y f un coeficiente adimensional de fricción que es una función de la rugosidad relativa del tubo y del número de Reynolds. El valor de f se puede suponer constante y para tubos de escape convenciona les oscila entre 0,004 y 0,007. Además de estas pérdidas, se debe tener en cuenta: - por cada codo de 90° aparecen unas pérdidas adicionales de: .,l p

=

1

rTI

Ce

o su parte proporcional para codos menores de 90°. - si el tubo sufre una reducción brusca de sección hay que incrementar las pérdidas con: ~p

=

- si el tubo sufre un incremento brusco de sección hay que incrementar las pérdidas en:

uP =

2

m Ce

(1 - 1/m)2

02 donde m es el cociente entre secciones. 7r

BIBLIOGRAFIA ANNAND, W.J.; ROE, G.E.: Gas Flow in the Interna! Combustion Engines. Foulis. 1974. BLAIR, G.P.; JOHNSTON, M.B.: Simplified Design Criteria for Expansion Chambers for

S proceso de escape en los motores. Silenciadores

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: APITULO 9

SEMEJANZA DE MOTORES

9.1. Bases que definen la semejanza de motores 9.2. Consecuencias que se deducen de la semejanza de motores 9.3. Implicaciones que se derivan de la subdivisión de la cilindrada 9.4. Consideraciones finales sobre la semejanza


J.M. DESANTES Dr. lng. Industrial F. BOADA Dr. lng. Industrial

9 . 1 . BASES QUE DEFINEN LA SEMEJANZA DE MOTORES -OS motores térmicos presentan, al variar su cilindrada, ciertas tendencias que pue:::en ser explicadas por la teoría denominada semejanza de motores. Yay que indicar que la teoría de la semejanza, si bien no resulta exacta por el gran - .Jmero de simplificaciones que se llevan a cabo para su desarrollo, resulta una .he··amienta muy útil, no sólo para el diseño de los motores, sino también, y quizás de ·orma más importante, para la elección de un motor en una determinada aplicación, ) que se consigue partiendo de los datos de motores ya utilizados en esa aplicación, . teniendo en cuenta las conclusiones que se obtienen de la semejanza de motores. Dos motores son geométricamente semejantes cuando la relación entre dos dimens ones geométricas cualesquiera, en uno de ellos, es igual a la relación entre las di"""lensiones geométricas respectivas, en el otro. O lo que es lo miS!llO, los motores wn iguales pero con diferente escala. Normalmente la dimensión geométrica más :aracterística es el diámetro del pistón D. A.hora bien, si dos motores, además de cumplir la condición anterior, trabajan en as mismas condiciones ambientales, con los mismos reglajes (dosado, temperatura :el agua, punto de encendido, etc.) y con la misma velocidad lineal media del pistón :...,, las presiones medias indicadas serán prácticamente coincidentes. El afirmar que los motores semejantes tienen la misma velocidad lineal media del : stón Cm, es decir. que se encuentran con unas cargas mecánicas iguales, pues de -na forma indirecta Cm mide el éxito relativo para absorber la fricción y las cargas ::ebidas a la inercia de las piezas en movimiento. =>or otra parte afirmar que Cm es constante es decir, como vamos a ver más ade3'1te, que el número de Mach de la corriente en motores geométricamente semejan·es se mantiene. =videntemente la semejanza hidrodinámica implica no sólo la igualdad del número ::e Mach sino la de otros números adimensionales como Re, Nu , etc., sin embar~o. en los planteamientos que realizamos no tenemos en cuenta deliberadamente

216


estos números adimensionales, por lo que en relación a determinados comportamientos, particularmente los referidos a los fenómenos de transmisión de calor, los motores que definimos como semejantes no lo son, comó más adelante comprobaremos. 1 . Presión media indicada en motores semejantes Demostremos a continuación que la presión media indicada en motores semejantes coincide. El valor de la pmi vale, como ya sabemos: pmi

=

T/v Qia F He r¡¡

Analicemos cada uno de los términos de la ecuación:

a) Rendimiento volumétrico T/v El rendimiento volumétrico de un motor hemos visto, en el capítulo de renovación de la carga, que depende de muchos parámetros, siendo sin lugar a dudas el más importante el número de Mach de la corriente, que tiene por expresión:

En motores semejantes este valor es coincidente, en efecto: - Al existir semejanza geométrica la relación O/Oyes la misma en motores semejantes. - La velocidad del sonido a es la misma ya que depende de la temperatura, que es coincidente. - cm es la misma por hipótesis. - El coeficiente de flujo en la válvula C0 es el mismo, ya que depende del cociente entre el levantamiento y el diámetro de la válvula, que es constante por hipótesis en motores semejantes. Así pues, con estas consideraciones, podemos afirmar que el número de Mach coincide en motores semejantes. Por otra parte tambien se vió que la inercia del fluido puede jugar un papel importante en el valor de T/v y se demostró que su influencia viene representada por la ecuación:

_!:_e S

(E.) de

2

e~

217

Semejanza de motores

Evidentemente el valor de esta ecuación es el mismo en motores semejantes. -eniendo 1n cuenta finalmente que los motores semejantes funcionan con los mis-os reglajep y las mismas condiciones ambientales,podemos afirmar que el rendi- ento volumétrico en motores semejantes coincide. :J) Densidad del aire Q;8

-ª

densidad del aire :.,,bientales.

Qia

es constante,ya que se mantienen las mismas condiciones

=I Dosado F

:: dosado F también se mantiene por hipótesis. : Poder calorífico del combustible He·

:.. unque no se ha indicado se supone que ambos motores emplean el mismo come ~s tible, por lo que el poder calorífico del combustible He es el mismo. ~

Rendimiento indicado r¡¡

=..., cuanto al rendimiento indicador¡¡, los factores de los que depende, con excep: Jn de las pérdidas de calor, permanecen invariables con las hipótesis empteadas. =..., cuanto a las pérdidas de calor, son proporcionalmente menores a medida que - - -nenta el tamaño del cilindro, como ya se ha visto al estudiar las pérdidas de calor, . :"lo que el rendimiento tendrá tendencia a mejorar, sin embargo no se modificará _antitativamente de forma apreciable. ::or todo lo anterior se puede afirmar que los motores semejantes, definidos por su -="'lejanza geométrica, por la igualdad de las condiciones de funcionamiento y con - -,isma velocidad lineal media del pistón, tienen prácticamente iguales las presio-:s medias indicadas. :elimitando todavía más el concepto de motores semejantes en orden a una aplica:., práctica, veamos qué podemos decir de la presión media efectiva . .:

Presión media efectiva en motores semejantes

: :>rno ya hemos visto al estudiar las pérdidas mecánicas, podemos escribir que: pme

= pmi

- pmpm

:::- demostramos que la presión media de pérdidas mecánicas se conserva en motosemejantes, podremos afirmar que las presiones medias efectivas también serán -~ Tlismas. ~

-ª presión media de pérdidas mecánicas se puede expresar como:

218


pmpm

= pmR +

pmb + pma + pmc

Analicemos cada una de las pérdidas. a) Presión media de fricción pmR

La presión media de fricción mecánica (rozamiento) depende como ya hemos visto de las cargas normales y del coeficiente de fricción entre las superficies rozantes. En un motor térmico alternativo las cargas normales son debidas al peso de las piezas, a las fuerzas de inercia alternativas y rotativas y a la presión de los gases. Por lo que la presión media de fricción se puede expresar tal como vimos en el capítulo · de pérdidas rne~ánicas por la expresión : pmR

=

NR

=

4

n VT

FR

=

4 E (CP' L +

2 e¡· Cm+

e~;

pmi)

Ap

2 estando incluido el coeficiente de fricción f en los valores de

e;;, e¡· y C~.

El coeficiente de fricción tiene por expresión, pa ra el engrase hidrodinámico, que es el que se da en los motores, el valor:

f

µ.C)n

= f 0 + f, (-

pl

Así pues, .si empleamos una viscosidad dinámica tal queµ./ L sea constante, es decir, utilizamos aceites más viscosos a medida que aumenta el tamaño del motor, práctica que es.usual para evitar el engrase seco al aumentar el tamaño del motor, el coeficiente de fricción permanece constante. Aun en el caso de que no aumente la viscosidad del aceite con el tamaño del motor, su influencia la podemos considerar despreciable en el caso que nos ocupa, por lo que podemos afirmar que los valores de C" P C"¡ y C" son práct icamente constantes en motores semejantes. · 9

Por lo tanto los términos e;' c~ Y C~' pmi, que aparecen en la ecuación como consecuencia de los esfuerzos debidos a las fuerzas de inercia y a la presión de los gases respectivamente, podemos afirmar que se mantienen constantes en motores semejantes. En cuanto al término debido al peso de las piezas C~' L, crece con el tamaño del motor, pero teniendo en cuenta su pequeña infli¿_~ncia dentro de las pérdidas por rozamiento, podernos afirmar, sin cometer grandes errores, que la presión media de rozamiento en motores semejantes es prácticamente la misma. c) Presión media de bombeo pmb

En cuanto a la presión media de bombeo, al tener los motores semejantes el mismo

Semejanza de mot ores

219

·:'1dimiento volumétrico, las mismas pérdidas de carga en las válvulas al coincidir 5.JS coeficientes de descarga instantáneos, los mismos efectos dé compresibilidad ~ riercia y funcionar con las mismas condiciones operativas, el lazo de bombeo refe-oo a la unidad de masa será coincidente y por lo tanto los valores de la pmb serán ;Jales. : 1

Presión media de auxiliares y accionamiento del compresor, pma y pmc

=nalmente si suponemos que la potencia necesaria para el accionamiento de auxi.a ·es y del compresor, si existe, es proporcional a la potencia indicada del motor, • :>ótesis próxima a la realidad, podemos concluir que las presiones medias de accio-arniento de auxiliares y del· compresor se mantienen.

4sí pues, asumiendo las simplificaciones realizadas, podemos afirmar que la pre• :>"'l media de pérdidas mecánicas en-motores semejantes es la misma, con lo que ·.:"lbién se puede aseverar que: _os motores semejantes, definidos por su semejanza geométrica, por la igualdad :.; as condiciones de funcionamiento y con la misma velocidad lineal media del pis- - ~ tienen prácticamente iguales las presiones medias efectivas.

-ª

ig ualdad de pme y de Cm en motores semejantes implica por la propia definición = ~estos parámetros que la carga mecánica y en parte la térmica son iguales en mo· :·es semejantes.

- 2. CONSECLIENCIAS QUE . SE DEDUCEN DE LA SEMEJANZA DE MOTORES 3'TIOS a estudiar a continuación qué relación existe entre los principales paráme::s de dos motores semejantes.

:>s vamos a referir a motores monocilíndricos, o lo que es lo mismo el estudio se -.: za entre cilindros semejantes, por lo que las conclusiones son ampliables no solo : -otores policilíndricos con el mismo número de cilindros sino a motores con distin'"'Úmero de cilindros pero que guarden semejanza cilindro a cilindro. ' -:s ecuaciones están referidas a motores de cuatro tiempos pero las conclusiones se- gualmente aplicables a los motores de dos tiempos.

=-a mente, el desarrollo lo realizaremos entre dos motores, teniendo el más grande >-oíndice 2 y el más pequeño el subindice 1 y siendo la relación de semejanza el : ente:

L,

220

Motores de .combustión interna alternativos

con lo que >-. en los cálculos es siempre mayor que la unidad. 1 . Relación entre las potencias La potencia de un motor se puede escribir como:

7rD2 n Ne = - - pme S 4 2

A

=

_e pme Cm

4

Así pues la relación entre las potencias se puede expresar:

Ne1

=

= Ap1 / 4 pme Cm

Ap2 = >-.2 Ap1

La relación de potencias entre dos motores semejantes es proporcional al cuadrado de la relación de semejanza geométrica. Es decir, la potencia crece con el cuadrado de las dimensiones geométricas, no con el cubo, lo que correspondería a que la potencia creciera con la cilindrada del motor, que es lo que a primera vista se podría esperar. 2. Relación entre los números de revoluciones La velocidad lineal media del pistón vale:

=2

Cm

S n

En motores semejantes Cm es la misma, luego podemos escribir:

con lo que resulta que:

~

=

n1

S1 S2

>-.

La relación entre los números de revoluciones de dos motores semejantes está en razón inversa a la relación de semejanza geométrica. Es decir, los motores son más lentos a medida que crece su dimensión geométrica, hecho evidente que se comprueba sin más que conocer los regímenes de motores de distintos tamaños existentes en el mercado. 3. Relación entre las potencias por unidad de superficie de pistón La potencia por unidad de superficie de pistón se puede expresar como:

Ne

=

pme Cm


221

=sta magnitud.permite dar una idea del éxito alcanzado por el diseñador del motor : utilizar la superficie disponible del pistón, independientemente del tamaño del ci'ldro. Por otra parte da información de las cargas tanto mecánicas como térmicas : las que está sometido el pistón. En motores semejantes esta magnitud se mantiene constante, lo que se comprueba s n más que analizar los parámetros de los que depende . ..1. Relación entre las potencias específicas

... a potencia específica de un motor se suele expresar de dos formas, a saber:

Ne

Potencia específica por unidad de peso: Potencia específica por unidad de cilindrada:

-\mbas expresiones tienen la misma tendencia en motores semejantes, puesto que "3'lto el peso como la cilindrada creéen con el cubo de la dimensión geométrica :aracterística. =n motores semejantes la relación existente entre las potencias específicas, referi:as a la cilindrada, por ejemplo, vale:

Ne2 / ~ VT2 Vn

=

Ne2 Vn Ne1 Vr2

=

A.2

= A,3

=s decir la potencia específica de los motores varía en razón inversa a la relación :e semejanza geométrica. =sta conclusión es muy importante tenerla en cuenta cuando la potencia específica ::1 motor es un factor determinante en la elección del motor. De ahí que a medida :Je aumenta el tamaño del motor es usual el empleo de la sobrealimentación o del -.otor de dos tiempos, con el fin de contrarrestar la reducida potencia específica de :ls motores de gran tamaño. 5. Transmisión y pérdidas de calor en motores semejantes

2onviene recordar de nuevo, en este punto, que como consecuencia de las bases =•pleadas para la definición de la semejanza de motores, los números de Reynolds f\Jusselt en motores que llamamos semejantes no son iguales, con lo que los fenó...,enos de transmisión de calor no son coincidentes, como vamos a comprobar.

222


a J Pérdidas de calor por unidad de superficie

Al estudiar las pérdidas de calor demostramos que: . - La diferencia de temperaturas entre la superficie del lado del gas y la del lado del refrigerante crece al crecer el tamaño del motor, o lo que es lo mismo: ·1as tensiones de origen térmico en motores semejantes son .mayores a medida· que crece el tamaño del motor. - La·s temperaturas locales del motor crecen al crecer su tamaño, o lo que es lo mismo_: los problemas que se presentan en los materiales y en el engrase son más críticos en motores semejantes a medida que crece el tamaño del motor. - Las pérdidas de calor por unidad de tiempo se pueden expresar, como ya vimos, por la ecuación:

Ór

=

K'

kg

0 1.1s

ri)0.75

(Tg - Trl

µ.0,75

En motores semejantes podemos afirmar: - El gasto por ·unidád de sección riÍ = c del fluido y la densidad se mantienen.

Q

es constante, ya que la velocidad

- Los valores del coeficiente de conductividad del gas k9 y de la viscosidad del gasµ., son los mismos, pues evoluciona el mismo fluido. - La temperatura del gas T 9 , qµe de!Jende del dosado, y la temperatura del refrigera.nte Tr. son iguales en motores semejantes por funcionar con los mismos reglajes. Así pues podemos escribir simplificando que:

.

O

.

O

___E;~=

Ap2

Ap 1

D

-0.25

_2_

o1-0.25

1 = -A. 0.25

Lo que significa que las pérdidas de calor por unidad de superficie de pistón disminuyen al aumentar el tamaño del motor, como se apuntó al estudiar las pérdidas de calor. bJ Pérdidas de calor relativas

Las pérdidas de calor relativas, es decir, las pérdidas en relación a la potencia del motor, tienen por expresión :


223

1/e

con los mismos razonamientos anteriormente expuestos y suponiendo que 1/e se man: ene en motores semejantes, podemos escribir: D .o.25 2

=

Es decir que tam~ién las péroidas relativas disminuyen al aumentar el tamaño del motor, como se anunció en el capítulo de pérdidas de calor. Del análisis de la transmisión· y de las pérdidas de calor, podemos obtener entre otras as siguientes conclusiones: - En motores semejantes a medida que crece su tamaño el rendimiento mejora. - Los problemas de origen térmico se acentúan al aumentar el tamaño del motor. - En los MEP al aumentar su tamaño la tendencia a la detonación es mayor, por lo que el diámetro de pistón máximo se encuentra limitado por esta circunstan'cia. - En los MEC e1 aumento del diametro reduce el tiempo de retraso y por lo tanto limita la marcha dura del motor. Por otra parte, por ser más adiabático, a medida que crece su tamaño, los problemas de arranque en frío se reducen. Todo ello conduce a que la tendencia en los motores Diesel sea al empleo de grandes diámetros de pistón.

9.3. IMPLICACIONES QUE SE DERIVAN DE LA SUBDIVISION DE LA CILINDRADA Hasta aquí la semejanza de motores nos ha permitido establecer algunas conclusio..,es interesantes comparando motores unitarios, a partir de los cuales, y por simple adición, podemos obtener motores policilíndricos cualesquiera a los que a su vez pooremos aplicar los resultados obtenidos, con bastante aproximación, sumando las : aracterísticas de los motores unitarios que los componen. Veamos ahora 'qué podemos decir de la comparación-directa de motores con distin•o número de cilindros que mantienen las condiciones de semejanza cilindro a cilindro.

224


Vamos a demostrar que el aumento del número de cilindros de un motor es un método eficaz de reducir el peso, para una potencia dada, o lo que es lo mismo, al aumentar el número de cilindros, para una cilindrada total dada, es posible desarrollar una potencia específica mayor. Supongamos dos motores semejantes cilindro a cilindro, que desarrollan la misma potencia siendo el número de cilindros z2 y z1, y cumpliéndose que z1 > z2, deberá suceder que D 1 < D2 y por lo tanto la relación de semejanza >..

=

Di

será mayor

que la unidad. Con estas premisas determinemos la relación entre las cilindradas, cuya expresión es: 1rD~

Vn

-4- S2

Z2

=

Vn

Z2

=

Z1 1rD~ S1

>.. 3

Z1

4 Pero teniendo en cuenta que Ne2

=

Ne1, resulta:

z2

=

-

z1

Ap2

4

- pme

Api

Cm

=

pme

Cm

Z2

>,.2

Z1

4 o lo que es lo mismo:

sustituyendo en la expresión que relaciona las cilindradas, tendremos:

=

z

2 >,.3

=

>,.3

= >..

Es decir, el motor con mayor número de cilindros tiene menor cilindrada y por lo tanto una potencia específica mayor. De la misma forma, si se hubieran comparado dos motores semejantes de la misma cilindrada, pero con distinto número de cilindros, se habría comprobado que el mo-


225

·or de más cilindros tendría una potencia mayor. Otras cons~cuencias que se derivan de la subdivisión de la cilindrada son: - Poder elevar la relación de compresión en los MEP con el consiguiente aumento del rendimiento y de la potencia. - En motores Diesel la subdivisión de la cilindrada dificultará el arranque, la marcha será más dura, aumentará la emisión de humo y el rendimiento térmico se reducirá. · - El par motor es más regular. - El número de piezas del motor aumenta, aunque la fabricación de las mismas se simplifica al disminuir su tamaño. - La vida de las piezas disminuye por aumentar el desgaste relativo. - El régimen del motor aumenta, lo que obligaría en ciertos casos al empleo de reductores. - Las disposiciones constructivas son más complicadas. Para terminar podemos decir, en relación a la subdivisión de la cilindrada, que las :onsecuencias obtenidas también serán válidas si sustituimos un motor único por .arios más pequeños con una potencia o una cilindrada total equivalente.

9 .4. CONSIDERACIONES FINALES SOBRE LA SEMEJANZA En la práctica al aumentar las dimensiones geométricas de los motores, los valores :e pme y Cm no se mantienen, sobre todo si comparamos motores con dimensiones ;Jeométricas muy diferentes. Los motores de gran ta maño tienen valores de pme y :...., más reducidos, debido a criterios más conservadores en el diseño. A pesar de :..ie por la razón apuntada, no se cumplen las leyes de semejanza, las consecuencias :educidas son, en general, válidas y permiten explicar de forma científica tendencias :orrientemente seguidas en el diseño de los motores. 0 or otra parte es un hecho ampliamente demostrado que los motores se diseñan :n función del tipo de aplicación, pudiendo ser los criterios de diseño muy dispares oe una aplicación a otra. Pero por la misma razón existe una gran coincidencia entre os diversos diseñadores cuando buscan una solución a un determinado problema, o que lleva a que los parámetros de diseño prácticamente coincidan para motores

226

Motores de combust ión interna alternativos

de tamaños y de fabricantes distintos, si van dirigidos a una determinada aplicación. Esta circunstancia es muy. útil no sólo para la iniciación de un nuevo diseño, sino también para la elección más idónea de un motor, entre varios existentes en el mercado, en una determinada aplicación. En la tabla adjunta se relacionan los parámetros más aaracterísticos de los motores, tomando los va lores típicos en función del tipo de aplicación. El estudio detallado de la tabla, analizando los condicionantes de cada aplicación, justifica plenamente los valores que aparecen.

TIPO DE M OTOR

SID

-

Cm pme m/ s bar

NeNr kW/I

N8 /Ap Gef kW / cm 2 gr/ kWh

0.9

13

0,9

rpm min' 1

10

40

cr.20

300

5800

14

9

35

0,20

300

5500

0,6

23

12

130

o.so

430

12000

1,2

11

9

15

0,22

260

4500

1,1

10

8

14

0, 18

235

2600

1.1

10

12

18

0.25

225

2600

1,2

9

6

13

0.14

225

2500

1,2

8,5

6

11

0, 13

225

2400

1

11

16

13

0,40.

215

1500

1,2

8,5

20

8

0,42

200

520

2,2

6,6

13

2

0,42

190

80-150

MEP automoción 4T (1000 ce 4 cilindros)

MEP automoción 4T (2000 ce)

MEP competición

( 400kWl

MEC automoción, 4T inyec. indirecta (45kWI

MEC automoción 4T(100kWl aspiración natural

MEC automoción 4T(200kW) sobrealimentado

MEC Tractor 4T (45kWJ aspiración natural

MEC Tractor 4T (75kWI aspiración natural

MEC Tracción ferroviaria 4T. Sobrea. (1400kWl

MEC Industrial 4T(10000 kWl Sobrealimentado

MEC Barco 2 T (35000kWI sobrealimentado

Semejanza

ºde motores

227

BI BUOGRAFIA 3ENSO.N, R.S.; WHITEHOUSE, N.O.: Interna! Combustion Engines. Pergamon. Press. 1979. 3RANDSTETTER, W.R.: Similarity Laws far Four Stroke Engines and Numerical Results far the lntake Process Calculated with the Method of Characteristics. SAE 690466. 1969. =uK UTANI, l.; WATANABE, E.: An Analysis of the Volumetric Efficiency Characteristics of 4-Stroke Cycle Engines Using the Mean lnlet Mach Number. SAE 790484. 1979. - CH TY, L.C.: Procesos de los motores de combutión . Ediciones del Castillo. 1970. =< EKERT, F.: Piston Area as the Basis of Similarity Considerations. The Engineers Digest. Mayo, 1944. ~OG OWSKI, A.R.: Elements of Interna! Combustion Engines. McGraw Hill . 1953.

3CH RON, H.: Dinámica de los motores de combustión interna. Labor. 1945. -..;YLOR, C.F.: The Interna! Combustion Engine in Theory and Practice.M.l.T. Press. 1982. -.:.YLOR , C.F.; TAYLOR, E.S.: The Interna! Combustion Engine. lnt . Textbook Company. 1948.

CAPITULO 10

COMBUSTIBLES

1O.1. Definición 10.2. Clasificación 10.3. Estructura molecular 10.4. Obtención de combustibles líquidos derivados del petróleo

10.5. Características de los combustibles 10.6. Proceso químico de la combustión 1O.7. Dosado estequiométrico

J. CASANOVA Dr. lng. Industrial A. NOLASCO Dr. lng. Industrial


• 0.1. DEFINICION _os combustibles son sustancias que reaccionan con el oxígeno del aire en forma _srtemente exotérmica. Dicho proceso, denominado combustión, permite transfor-a, la energía asociada a la estructura molecular de los reactantes en energía térmi:: que se aporta a los productos .

• 0. 2 . CLASIFICACION _:>s combustibles se subdividen, según su estado de agregación en condiciones am: ~'"!tales, en gaseosos (gas natural, gases licuados del petróleo GLP, etc.), líquidos ;~so li na, gasóleo, etanol, etc.) y sólidos (carbón pulverizado, etc.) _os combustibles gaseosos se utilizan principalmente en motores estacionarios, de: ~o a los grandes depósitos que se necesitan para su almacenaje. Una excepción : :orman los gases licuados del petróleo GLP ( propano, butano) que a temperatura .:-oiente y una presión de 5 a 15 bar se encuentran en estado líquido. Los combusti: =s gaseosos presentan una buena formación de mezcla, por lo que se pueden que-¿· mezclas más pobres y sus gases de escape no son tan contaminan.tes como los ::-~du ci dos por los otros combustibles. -~s

combustibles líquidos son la fuente de energía por excelencia de los motores :;ombustión interna. Sus ventajas principales son la gran cantidad de energía por -.aad de volumen y su fácil y seguro manejo, almacenamiento y transporte. Duran=~ proceso de mezcla con el aire, los combustibles líquidos deben vaporizarse o - :::.:-niza·rse. Los combustibles líquidos proceden en un 99% de la destilación del pe: eo y consisten en una mezcla de diversos hidrocarburos. ~

_:Js combustibles sólidos no se utilizan en el MCI . Actualmente se realizan ensayos .-:aminados a quemar en los motores Diesel lentos mezclas de combustibles líqui_..:..s con carbón pulverizado.

232


10.3. ESTRUCTURA MOLECULAR El petróleo en bruto (crudo) es la mezcla de sustancias de tipo orgánico compuesta de muchos hidrocarburos diferentes, con algo de azufre y otras impurezas. Las cadenas de hidrocarburos pueden presentar diferentes estructuras, pudiendo ser cadenas abiertas o cerradas. 1 . Hidrocarburos de cadena abierta a) Parafinas (alcanos Cn H211 + 2 l Hidrocarburos formados por cadenas abiertas con los átomos unidos por un enlace simple. Son los hidrocarburos que en mayor proporción se encuentran en el petróleo. Sus propiedades varían con la longitud de la cadena y la estructura de las moléculas. - Parafinas normales. Cadena no ramificada. La tendencia a la autoinflamación es mayor cuanto más larga sea la cadena. Ejemplos:

H

HHHHHHH

1

1

1

1

1

1

1

1

H- C - H

H - C-C-C-C - C-C-C- H

H

HHHHHHH

1

1

1

1

1

1

1

metano, CH 4 - lsoparafinas Cadena ramificada. Son bastante menos autoinflamables que las parafinas de igual número de carbonos (molécula más compacta), por lo que son adecuadas para MEP. Ejemplo:

H

H

1

1

H H-C-H H H - C- H H 1

H - C1

1 -(1

1

-e1

H H -C- H H

1 -(1

1 -(-

H

H

H

1

1

H

isa-octano, (2, 2, 4 -trimetilpentano) C8 H 18

233

~ombustibles

b)

btefinas (alquenos)

-iidrocarburos con estructura .de cadena abierta ·con uno o más enlaces dobles en-·e los átomos de carbono. Su estructura puede ser no ramificada (n-) o ramificada so-). Las n-olefinas son menos autoinflamables que las n-parafinas. También aumen= la autoinflamabil idad con el aumento del número de carbones. Ejemplo:

H

HHHH

1

1

l

1 .1

C= C-C-C-C-C- H 1

1

H

HHHHH

1

1

1

1

·'

Hidrocarburos de cadena cerrada

2

a, Naftenos (cicloalcanos CnH 2nl

-ª

serie nafténica de los hidrocarburos tiene sus átomos de carbono unidos por en::es simples, cada uno de ellos unido a los dos adyacentes, formando así una es-.Jctu ra de anillo. Cada uno de estos átomos de car bono tiene también unidos a sí -.sm o dos átomos que pueden ser H ó C, ó ambos. tendencia a la autoinflamación de los naftenos es menor que la de las n-parafinas ....,ayor que la de las iso-parafinas ~on igual número de carbonos.

_a

H \ /

H

e

/

"

/

H2 -

' ,,,e,/ H

H

ciclohexano, C6 H 12

-

"' c-

H

/

e

1

1

H2 metilciclopentano, C6 H, 2

Aromáticos (CnH 2n-sl

2 serie aromática de los hidrocarburos lleva un anillo bencénico al que van unidos · - : radicales formados por C y H.

234

Motores de combustión intern a alternativos

Los aromáticos pertenecen a los compuestos con menor tendencia a la autoinflamación, por tanto se utilizan como parte fundamental de las gasolinas.

CH 3

H 1

1

e H-C

-?

e

" C-H

1

H-C

-? '\ H-C

11 ~

C-H

e

/

1

H

C-H 11

1

H-

e

~

ee

H

/

i

H tolueno (metilbenceno C7 H8l

3. Ot ras estructuras molec ulares Se han empleado distintos combustibles no derivados del petróleo en sustitución de la gasolina en países donde los productos petrolíferos son escasos. Los principales sustitutos son los alcoholes y mezclas que contienen éter dietílico, además de mezclas con gasolina. al Alcohol El alcohol principalmente utilizado como combustible es el etílico (C 2H50 Hl, que se llama etanol si es anhidro. El alcohol etílico comercial contiene normalmente 5% de agua. También se utiliza en mezclas con otros combustibles el metano! (CH30 Hl.

bl Eter dietílíco El éter dietílico (C 2 H5 -0 - C2 H5 l es un combustible muy volát il y se usa con otros combustibles para aumentar la volatilidad de la mezcla.

10. 4 . OBTENCION DE COMBUSTIBLES LIOUIDOS DERIVADOS DEL PETROLEO 1 . Destilación Una de las propiedades fundamentales que caracteriza a las moléculas de hidrocarburos es la de poseer un punto de ebullición propio. Esta circunstancia es agrove-

Combustibles

235

:,ada para hacer posible la separación de los distintos componentes del petróleo, ;;•acias a la destilación fraccionada de éste. La destilación a nivel industrial consiste :., calentar gran cantidad de petróleo crudo a una temperatura de 350ºC. De esta ·::irma se provoca la vaporización de la mayor parte de las cadenas de hidrocarburos. , o obstante, en la constitución del petróleo se encuentra un cierto tipo de moléculas :...ie tiene un punto de vaporización por encima de los 350°C. Estos productos per-anecen depositados en el calentador y mas tarde, tras sufrir un proceso de separa: ón y refinado, los hidrocarburos residuales de base parafínica darán origen a acei-~ lubricantes, vaselinas y 'parafinas, mientras que los de base asfáltica,más grose·::is, serán empleados como alquitrán. _os vapores obtenidos en el calentador se trasvasan a la denominada torre de frac: onamiento, la cual actúa como un refrigerador-destilador, descendiendo su tempe·3¡ura interior conforme aumenta la altura de la torre. Los vapores, que penetran por a parte inferior de la torre, ven descender su temperatura, con lo que progresiva-ente van condensándose. La figura 10.1 muestra un esquema bastante simplifica:o del proceso. =n la zona entre los 220°C .y los 350ºC se destila el gasóleo, que es recogido y lleva: o al exterior. Posteriormente, debido a un punto de vaporización (y por tanto de :ondensación) más bajo, el resto de los gases que ganan las partes superiores de .: torre irán haciéndose líquidos por la acción del descenso de la temperatura. Estos

F R T A

petróleo e.rudo

calentador

o e R

vapor a 350 ºC

R

e

E 1

o N

A

alquitranes parafinas, etc.

D M E 1

QUEROSENO GAS OLEO

E N

T

o

Fig .10.1. Esquema del proceso de destilación del petróleo

Motores de ·c ombustión interna alternativos

236

serán recogidos a su vez. Los hidrocarburos que van a constituir la gasolina se recogen en una zona que abarca desde los 20-30ºC hasta los 200°C. Los puhtos de ebullición de los diversos hidrocarburos aumentan de forma más o menos regular con el peso molecular. En la tabla siguiente se incluyen, junto a los intervalos de destilación, el número de carbonos que forman las cadenas moleculares de los derivados del petróleo susceptibles a emplearse .como combustibles.

Composición aprox. :{núm. de carbonos)

Producto

Intervalo de destilación

GLP (butano, etano propano)

e,

a

C4

Gasolina

C4

a

C12

20 a 200ºC

Queroseno

C12 a C1s

180 a 315ºC

Gasóleo

c,s

220 a 350ºC

a

C34

-5 a

20ºC

Como se puede observar, el fraccionamiento de los componentes del petróleo no se verifica de un modo radical. No se establece un margen de separación marcadamente severo, ya que las cadenas moleculares, cuyo punto de condensación se sitúa entre las temperaturas intermedias dé fraccionamiento, por sus características pueden ser compatibles con sustancias situadas en escalones contíguos de la tabla. La materia condensada a partir de 315°C suele utilizarse como combustible para turbinas de gas (queroseno). La demanda de gasolina excede mucho al contenido natural de gasolina del petróleo crudo, (aprox. 20% ). Esto ha conducido al desarrollo de nuevos procesos con objeto de obtener un mayor número de moléculas válidas para incluirse como gasolina, y que posea las características que se demandan . Destacan los siguientes: 2. Craqueo Fraccionamiento de moléculas largas en moléculas más cortas, que tengan puntos de ebullición dentro de la gama de las gasolinas. Por ejemplo: el craqueo de una parafina produce una molécula parafínica y una olefina:

+ n-hexadecano

n-octano

octeno.

237

Combustibles

El proceso del craqueo puede ser catalítico o térmico. En el primero las reacciones de craqueo se realizan en presencia de un catalizador a bajas temperaturas, mientras que en el térmico es a unos 500ºC y a 25-30 bar. El craqueo catalítico, que ha reemolazado prácticamente al térmico, se utiliza para la elaboración de aproximadamente el 40% de la gasolina corriente.

3. Polimerización Consiste en ia combinación de 2 ó más moléculas olefínicas para dar lugar a una .,,ayer. Por ejemplo:

C4H8

+

n-buteno

C4 H8

CsH1s

iso-buteno

iso-octeno

:C2H4

+

eteno

t:

.:.

C4Hs

CsH 12

buteno

hexeno

proceso se realiza a unos 200ºC y 30-80 bar en presencia de un catalizador . Reformado

:onversión catalítica de parafinas o naftenos en aromáticos mediante una reacción

-= deshidrogenación, con vistas a una disminución de la tendencia al autoencendi:: por ejemplo:

+ n-heptano

tolueno

+ ciclohexano

benceno

-ª gasolina pesada se calienta aproximadamente a 500°C a 15-50 bar en presencia

-= catalizadores.

238


5. Hidrogenación Adición de H a los hidrocarburos no saturados para disminuir la tendencia a la formación de resinas. Por ejemplo:

+ iso-octeno

iso-octano

6. lsomerización Transformación de n-parafinas en iso-parafinas de menor tendencia al autoencendido, por ejemplo:

n-pentano

iso-pentano

El proceso se suele realizar normalmente en fase gaseosa con catalizadores de metales nobles a aproximadamente 13°C y 20 bar.

7. Alquilación Consiste en combinar ;,ma isa-parafina con una olefina, ambas en estado gaseo· so, dando lugar a una moléc.1la iso-parafínica líquida de tamaño mayor con una ten· denc ia a la autoinflamac ión menor.

+ iso-butano

n-buteno

iso-octano

Proceso catalítico entre OºC y 40ºC.

8. Hidrodesulfuración Reducción del contenido de azufre de los g¡;¡sóleos a través de la adición de hidrógeno al azufre y posterior separación de esta combinación. Se utiliza para disminuir el s92 en los gases de escape, que es muy corrosivo y venenoso. Cualquiera que sea el procedimiento empleado, los productos obtenidos no se caracterizan por un grado de pureza que los haga utilizables sin otros condicionamientos. Con el fin de eliminar los inevitables resíduos arrastrados por los vapores, los líquidos destilados deben pasar por una fase con conversión y refinado, que dará orí-

Combustibles

239

gen al producto final. En este proceso, a la gasolina tambié·n se le añaden una serie de aditivos antidetonantes. Con el fin de diferenciar los distintos tipos de gasolinas y gasóleos utilizados en el MCI, se les suele ?gregar por último un colorante. Así pues, los términos gasolina y gasóleo no responden a una estricta fórmula de composición a causa de la diversidad de moléculas que los integran. Entre las gasolinas y gas.óleos p_rocedentes de la destilación de diferentes remesas de crudos, suele ser posible detectar ligeras variaciones de carácter. Ello es debido a las variaciones de predominio de determinados hidrocarburos. Por tanto, no se puede tratar a ninguno de ellos como un producto de cualidades homogéneas, pero a pesar de todo debe cumplir en un detérminado grado ciertas especificaciones respecto a las siguientes características: poder calorífico, volatilidad, calor latente de vaporización y comportamiento respecto a la combustión.

10.5. CARACTERISTICAS DE LOS COMBUSTIBLES 1 . Poder calorífico El poder calorífico de un combustible es la cantidad de calor desprendido por el mismo en su combustión completa, en condiciones determinadas. La determinación se leva a cabo experimentalmente, mediante aparatos denominados calorímetros. El más utilizado para determinar el poder calorífico de los combustibles líquidos y gaseosos es el calorímetro Junkers. El poder calorífico es múltiple, ya que la cantidad de calor desprendida no es exactamente la misma si la combustión se realiza a presión constante (poder calorífico a presión constante), a volumen constante (poder calorífico a volumen constante) o según otro proceso cualquiera. En el caso de los combustibles usuales la diferencia de los valores es mínima, por lo que su distinción no tiene mucha importancia. Lo que sí es importante es distinguir, en aquellos combustibles cuyos gases de com:::>ustión contienen agua o vapor de agua, entre el poder calorífico superior e inferior. distinción entre ambos procesos se basa en el hecho de que si los productos de a combustión están calientes (por encima de unos 50ºC) el agua se encuentra en :arma de vapor, mientras que si se enfrían a la presión atmosférica normal hasta OºC el vapor de agua se condensa, desprendiendo el calor latente de vaporización.

-ª

El poder calorífico stiperior Hsc es el calor desprendido en la combustión de una uniJad de combustible medido en un calorímetro con enfriamiento de los productos de :ombustión hasta OºC, a fin de que dicha medición incluya el calor latente de .aporización.


240

El poder calorífico inferior H¡e es el medido en un calorímetro sin enfriamiento de los productos de combustión, de manera que el vapor de agua contenido en los mismos no se condensa. Entre ambos poderes caloríficos existe la relación siguiente:

Hse - r gv

H5

-

2500 9v

kJ kg

donde: r - calor de vaporización a OºC por kg de agua (cantidad de calor necesaria para vaporizar 1 kg de agua). gv- fracción másica de vapor (kg de vapor de agua por kg de combustible). En los motores térmicos los gases de escape s~len a una temperatura muy superior a la temperatura del aire atmosférico, por eso se suele utilizar el poder calorífico inferior, que denominaremos He. El poder calorífico se expresa como energía por unidad de masa (kJ/kg) o a veces, como los combustibles líquidos y gaseosos se tratan volumétricamente,como energía por unidad de volumen (kJ/dm3 para líquidos, kJ/m3 para gases, estando el volumen referido al estado normal de OºC y 760 mm de Hg). Por ejemplo: Gasolina He :::::: 43.900 kJ/kg He :::::: 32.050 kJ/dm3 Gasóleo He :::::: 43.500 kJ/kg He :::::: 36.000 kJ/dm3

2. Volatilidad La volatilidad es la tendencia que tiene una determinada sustancia a evaporarse . Cuanto más reducida sea la temperatura de vaporización de un producto, más volátil puede considerársele. Ya hemos visto que los hidrocarburos no tienen un punto de ebullición fijo, sino que éste varía con el número y la disposición de los átomos de carbono. De esta manera, debido a la diversidad de cadenas que los componen, los combustibles presentan fracciones con una volatilidad más acusada .(sobre todo la gasolina) que otras. En los motores que queman una mezcla homogénea de combustible vaporizado ' aire, la relación vapor-aire no-debe ser menor de 0,5 veces la estequiométrica para

Combustibles

241

_.n encendido y propagación de llama satisfactorias. Es, pues, obvio que la volatilijad del combustible debe ser suficiente para dar al menos esta .relación vapor-aire en el momento del encendido con todas las condiciones operativas, incluyendo el arranque y calentamiento de un motor frío. La volatilidad de un combustible se determina por la curva de destilación (vaporiza: iónl ASTM 1•1, que indica en % el volumen de combustible vaporizado, en función :!e la temperatura. La figura 10.2 muestra las curvas de destilación de varios combustibles. Son puntos :aracterísticos las temperaturas a las cuales se vaporiza el 10, 50 y 90% del combus~ ole, y son los que suelen darse en las especificaciones.

u o d

(....

::i

d

(....

QJ

a.. E QI

o L...-~~..._~~-'-~~---'-~~--J o 25 50 75 100 % volumen destilado Fig.10.2. Curvas de destilación ASTM

- Gasolina :: • combustible se ha de vaporizar en muy poco tiempo y sin formar resíduos en la :amara de combustión. American Society for Testing Materials


242

Punto 10% muy alto : - Dificultades en el arranque en frío. muy bajo : - Formación de burbujas de vapor (vapor /ock) en el colector de admisión, debido a la formación excesivamente rápida de vapor en el sistema de alimentación de combustible o carburador. - Pérdidas por evaporación en el tanque de combustible. Punto 50% muy bajo : - Formación de hielo en el carburador (en condiciones especiales de funcionamiento, como veremos más adelante) Punto 90% muy alto : - Dilución del aceite lubricante en el cárter, al pasar a través de los segmentos parte del combustible líquido. - Formación de resíduos en la cámara de combustión. Además del proceso de vaporización, la presión de vapor es también 'una medida de la volatilidad de una gasolina. Las 9?solinas con elevada presión de vapor pueden formar burbujas de vapor en los conductos de admisión, pudiendo interrumpir con ello el suministro de combustible. Debido a esto se limita en el verano la presión de vapora 0.65bar y en el invierno 1 puede llegar a 0,8 bar, dando lugar a las denominadas gasolinas de verano y gasolinas de invierno. -Gasóleo

Como el gasóleo se inyecta en una atmósfera de aire altamente comprimida y caliente, no es importante la posición de la curva de vaporización (tampoco en el arranque en frío), sino la temperatura a la que termina la vaporización. Fin de vaporización muy alto: Los componentes menos volátiles no se queman bien (dilución del aceite de engrase y formación de carbonilla en la cámara de combustión). ·

3. Calor latente de vaporización ~

Toda sustancia para evaporarse precisa absorber una determinada cantidad de calor que eleve su temperatura hasta su punto de vaporización. La forma de obtene· el mencionado calor consiste en extraerlo de I~ materia que rodea la sustancia er cuestión. El calor latente de vaporización de la gasolina, por ejemplo, es de 335 J/g (80 cal / g . Es decir, que 1 g de gasolina evaporado, haría descender un grado a 80g de ague: (según la definición de caloría).

243

Combustibles

A su vez el calor específico de una sustancia es la cantidad de calor que precisa ·ecibir o ceder para aumentar o reducir, respectivamente, un grado la temperatura Je la unidad de masa. El calor específico de la gasolina es de 2, 1 J/gK (0,5 cal/gK). Para fijar ideas, calculemos cuánto baja la temperatura de la masa de mezcla co··espondiente a 1 g de gasolina cuando ésta se vaporiza, suponiendo que el dosado 'losoluto es F 1/15. Cpt

= 2, 1 J/gK

>-vt

=

Cpa

F

335 J/g

= =

1 J /gK 1 /15

!:I calor necesario para vaporizar 1g de gasolina es de 335 J. Este calor lo adquiere :el entorno que le rodea, que es una mezcla de combustible y aire en la proporción ::e 1/ 15. Para que la temperatura de la mezcla descienda en 1ºC ésta deberá ceder energía calorífica de:

-"ª

2, 1

j

gK

1g + 1

17, 1 J - - 1 grado Lit j

-

Llt

15 g

~I

17,1

~ K

gK

Como 1g de gasolina absorbe 335 J ?.lu ra en:

335

j

vaporizarse, la mezcla desciende su tempe· 335

19,6 grados

17, 1

:·iación de temperatura suficientemente importante como para justifi~ar el que, en : ·cunstancias algo especiales (aproximadamente + 2° a + 8ºC y una humedad rela- .a del aire mayor del 65%), la humedad del aire admitido se condense y en forma ::: hielo impida el funcionamiento de la mariposa del carburador . ..;n cálculo similar nos daría que este enfriamiento es de 82ºC en el etanol y 132ºC

=- el metano!.

:onsecuencia de todo lo anterior es que un calor latente de vaporización elevado ::mduce a un buen rendimiento volumétrico del motor y con ello a un aumento de ~ ::>otencia, pero conlleva dificultades en el arranque en frío . .:. :i

Comportamiento respecto a la combustión lnflamabílídad

_a inflamabilidad es una característica que afecta a los combustibles indicando el

244


grado de propensión a inflamarse bajo el efecto de presiones elevadas, temperaturas elevadas o agentes exteriores. b) Límites de inflamabilidad

Existen dos límites de inflamabilidad para cada combustible. Uno correspondiente a una mezcla rica y otro a una mezcla pobre en combustible. El intervalo de los dosados que pueden emplearse en los MCI dependen de los límites de inflámabilidad de la mezcla combustible vaporizado-aire, de la presión y de la temperatura 9e la mezcla. En los MEP los límites teóricamente se encuentran entre: 0,7 < FR < 2,5 aunque en la práctica estos valores se transforman en:

0,8 < FR < 1,7 En los MEC la formación de la mezcla no tiene prácticamente importancia en la inflamabilidad del combustible. Los órganos de formación de la mezcla en MEP deberán trabajar de tal forma que la composición de la mezcla combustible-aire esté con seguridad dentro de los lími· tes oe inflamabilidad. c) Temperatura de autoinflamación

La temperatura de autoinflamación es la mínima temperatura para la cual el combustible se autoinflama, sin ningún agente exterior, al entrar en contacto con el aire no es una constante fisicoquímica del combustible,sino que depende de las condiciones existentes en cada caso. d) Punto de inflamabilidad

Punto de inflamabilidad es la mínima temperatura a la que un combustible líquido en un depósito abierto, a una presión de 760 mm Hg, evapora en su superficie una fracción suficiente para que al acercarle una llama se produzca una inflamación Sl.· perficial breve. El punto de inflamabilidad no tiene ninguna importancia para el sel". cio de los motores, pero sí para el almacenaje y transporte. e)

Número de octano

Los combustibles empleados para los MEP deben poseer una baja tendencia a •

245

Combustibles

autoinflamación, que les permita resistir presiones superiores a 60 a 70 bar sin que se manifieste la autoinflamación, que implicaría aumentos bruscos de la presión, pu diendo llegar a la detonación (ver capítulo 11). La mayor o menor tendencia a la detonación de un combustible para MEP se mide por el número de octano (NO). A mayor NO, mayor es la resistencia del combustible a la detonación. El valor numérico del NO de un combustible para MEP hasta 100 indica el porcenta-

,e en volumen de iso-octano C8 H 18 (trimetilpentano) contenido en una mezcla con '1-heptano C7 H,6 que muestra el mismo comportamiento respecto a la detonación ::¡ue dicho combustible.

=

El iso-octano, poco detonante, tiene el NO

H CH

13

1

H CH 1

13

100.

H ·I

H-C- C- C-C-C-H 1

1

1

H CH 3

1

1

H H H

iso-octano C8 H 18 (2, 2, 4-trimetilpentano) El n-heptano, muy detonante, tiene el NO

=

O.

HHHHHH H 1

1

1

1

1

1

1

H - C-C-C-C-C-C-C- H 1

l

1

1

1

1

1

H H HHH H H

=>ara que no influyan en el ensayo otros factores que afectan a la detonación, el ~-sayo se realiza en un motor monocilíndrico CFR (Cooperative Fuel Research Com- iee. EE.UU.), en condiciones operativas normalizadas. En Alemania también se za el motor de prueba BASF (Badische Anilyn-und Soda-Fabrik). =>ara determinar el NO de combustibles de automoción se utilizan internacionalmente :os procedimientos diferentes, el método RESEARCH y el método MOTOR. El NO :.eterminado por el primero de los métodos se suele denominar RON. y por el segun:o M ON. - método MOTOR se diferencia del RESEARCH en el precalentamiento de la niez-

246


cla, el mayor número de revoluciones y el ajuste variable del punto de encendido, por lo que el combustible a analizar se somete a mayor esfuerzo térmico. Los valores MON son algo inferiores a los RON, denominándose sensibilidad del combustible a la diferencia. A medida que las gasolinas se separan más de las estructuras parafínicas, tienen sensibilidades mayores. Para determinar el NO de un combustible por los dos métodos se procede de la siguiente forma: - Se ajusta la relación de compresión del motor de prueba, en las condiciones operativas normalizadas, hasta obtener una detonación estándar en el medidor de detonación (captador estándar). - Para la relación de compresión obtenida se buscan a continuación dos mezclas de iso-octano y n-heptano que difieran a lo sumo en dos unidades de NO, y cuyos valores de detonación queden uno por encima y otro por debajo del 'Valor obtenido en el combustible que se ensaya. - Conseguidas estas condiciones, el NO buscado se determina por interpolación.

CONDICIONES OPERATIVAS

METO DO

MOTOR

CFR

BASF

METODO RESEARCH

Núm. de revoluciones

900 min· 1

900 min· 1

600 minº

Relación compresión

variable

variable

variable

Punto de encendido

f(r)

f(rJ

13° cigüeñal

Precalentam. mezcla

149ºC

165°C

ninguno

Precalentam. del aire

38ºC

ninguno

52ºC

·-

CFR 1

La resistencia de las gasolinas a la detonación depende de las características del petróleo y de los procedimientos de elaboración. Ya hemos visto que los hidrocarburos con estructura molecular cíclica (nafteno, aromáticos) y con cadenas ramificadas (iso-parafinas) son más resistentes a la detonación que los de estructura de cadena lineal (n-parafinas, olefinas). Mediante apropiados procesos de refino pueden produ. cirse combustibles bastante resistentes a la detonación, pero por término medio no cumplen con las exigencias de los motores, de modo que a las gasolinas se les han de añadir sustancias llamadas antidetonantes. Las más utilizadas son el plomo tetraetilo y el plomo tetrametilo.

·247

Combustibles

CH 3

C2 Hs

1

1

C2 HS

Pb - -

c2 H5

CH 3 - Pb - CH 3 1

1

CH3

C2 Hs Plomo tetraetilo

Plomo tetrametilo

Los antidetonantes son sustancias sumamente propensas a la oxidación . Su misión •adica en absorber y acaparar moléculas de oxígeno de la fase inicial de la combus~ió n, a fin de impedir la formación de peróxidos en la fase final. Resulta muy probaole que bajo el influjo de temperaturas y presiones extremas en presencia del oxíge1 0 del aire, algunos de los hidrocarburos que componen la gasolina den lugar a la !ormación de peróxidos: moléculas saturadas de oxígeno, que al verse comprimidas '"11ás intensamente son susceptibles a reaccionar exotérmicamente. Para evitar la formación de óxidos de plomo se añade bromuro y cloruro de etileno, oue transforman los óxidos de plomo en bromuros y cloruros, que son más volátiles a la temperatura de las cámaras de combustión. En algunas circunstancias es necesario utilizar gasolinas cuya tendencia a la detosea inferior a la del iso-octano puro . El valor numérico del NO superior a 100 se refiere a una mezcla de iso-octano y plomotetraetilo y se asigna en función del ::ontenido de éste último. ~.ac ión

f} Número de cetano ,'

Los combustibles empleados para motores Diesel, deben poseer una elevada ten:encia a la autoinflamación, ya que si no se produciría una acumulación de grandes :antidades de mezcla combustible vaporizadcraire, que al autoinflamarse provoca. an un aumento muy brusco de la presión durante la segunda fase de la combustión -narcha dura), como se verá en el capítulo 12.

-ª

medida para la autoinflamación es el número de cetano (NC) que está estrecha.,..,ente relacionado con el tiempo de retraso (tiempo transcurrido entre el c0mienzo :e la inyección y el aumento de la presión debido a la combustión, vease capítulo 12). Cuanto mayor es el NC, mayor es la tendencia al autoencendido de un gasóleo y :::>or tanto menor su tiempo de retraso en el motor.

::1 valor

numérico del NC. indica el porcentaje en volumen de n-cetano C16 H34


248

(n-hexadecano) contenido en una mezcla con metilnaftaleno C10 H1 CH3 , con la cual se obtiene el mismo retraso a la autoinflamación que el del combustible a analizar. Al cetano, combustible con poco tiempo de retraso, se le asigna el NC

1 1

1

1

1

1 1

1

1

1

1

1

. . . -C-C-C-C-C-

H - C-C-C-C-C- . 1

100.

H HH H H

H H H H H 1

=

1

1

1

1

1

H

1

H H H' H H H H H H H cetano C, 6 H34 (hexadecano) Al metilnaftalen?, combustible con tiempo de retraso elevado, se le asigna el NC CH

l

H

3

e

/

1

~

/

e

~

C- H

(

H- C 11

H- C

"

= O.

1

1

(

C- H

-:?'

"-..

(

e

1

1 H

H cx-m~.tiinaftalen o

-:?'

C10 H1 CH3

La determinación del NC se realiza en un motor de ensayos normalizado CFR (Cooperative Fuel Research Commitee, EE.UU.) o BASF (Badische Anilyn-und Soda-Fabrik). Condiciones operativas

CFR (ASTM 0-613)

BASF !DIN 517731

Proceso de combustión

Cámara turbulenta

Precámara

Relación compresión

Variable (7-28)

Fija (18,2!

Régimen de giro, min-1

900

1000

Avance de inyección, ºcigüeñal

13

20

Comienzo de la combustión

PMS

PMS

Angulo de retraso, ºcigüeñal

13

20

El ángulo de retraso se coloca

Variando rel. compresión

Variando el caudal de aire admitido mediante la mariposa

Combustibles

249

Para determinar el NC de un combustible para motores Diesel se procede de la siguiente forma: - Se ajusta el ángulo de retraso hasta conseguir el valor estándar, variando la relación de compresión (CFR) o el caudal de aire admitido (BASF ) en las condiciones operativas normalizadas. - Se buscan dos mezclas de n-cetano y a-metilnaftaleno tales que para el ángulo de retraso estándar, los valores de la relación de compresión (CFR) o caudal de aire (BASF) estén uno por encima y otro por debajo del valor obtenido con el combustible que se ensaya. · Se calculan los NC correspondientes y el NC buscado se determina por interpolación

10. 6. PROCESO QUIMICO DE LA COMBUSTION ...a combustión en los motores de combustión interna es una reacción química de :ixidación entre un combustible y en general el oxígeno del aire, dando lugar a una oeración de energía (reacción exotérmica). Para que se lleve a cabo una reacción :e este tipo es necesario aportar la energía de activación correspondiente. _os elementos principales de los combustibles para MCI son carbono, hidrógeno, :icígeno y azufre. Otros elementos que a veces entran en la composición no intervie-en en la oxidación.

-ª

ruptura de las moléculas de combustible y la formación de productos de com: ... stión proceden a través de largas secuencias de pasos. Un paso de este tipo se :er'\omina reacción elemental. Las diversas moléculas creadas a lo largo de la secuencia :oe llaman intermedios de reacción y la serie de todas las reacciones elementales, que -:.., conjunto explican la transformación química neta, es el mecanismo de reaccic;m :Je da lugar a la ecuación que describe la reacción completa . .\unque las reacciones elementales constituyen la clave que conduce al conocimiento :el proceso de combustión, también se ha de conocer la probabilidad de que las mo::::ulas implicadas en las reacciones elementales reaccionen efectivamente cuando $..S trayectorias se crucen. Esta propiedad depende de la velocidad r~lativa con que -iocan las moléculas. La probabilidad de reacción aumenta con un incremento de :'11peratura, ya que tanto la frecuencia como la velocidad de los encuentros mole__ ,ares dependen de la temperatura del gas. :: estudio de las probabilidades de reacción y su dependencia de la temperatura per-

250


tenece al área de la cinética química. Dichas probabilidades se expresan en términos de constantes de proporcionalidad , que dependen de la temperatura, llamadas constantes cinéticas. La velocidad de reacción resulta de multiplicar la constante cinética por la concentración de cada una de las moléculas reaccionantes . Un proceso de combustión ideal supone que las sustancias reaccionantes están en fase gaseosa formando una mezcla homogénea. El proceso de combustión del octeno, por ejemplo, seguirá la siguiente ecuación de reacción completa en proporciones estequ iométricas:

suponiendo que el aire contiene un 21 % en volumen de oxígeno y el resto de nitrógeno. Sin embargo, el proceso de combustióA real en un MCI se desvía en parte de lo que se entiende por reacción ideal. Las causas principales son: mezcla rlca, mala homogeneización de la mezcla y disociación de los productos de la reacción.

1 . Mezcla rica Las reacciones con menos oxígeno del necesario para completar la combustión producen además de los productos de combustión completa otras especies intermedias de la oxidación, como: CO, H2, C, aldehídos, peróxidos o hidrocarburos sin quemar.

2. Mala homogeneización de la mezcla La mala homogeneización de la mezcla conduce a dosados locales ricos, con las mismas consecuencias mencionadas anteriormente.

3. Disociación de los productos de la reacción En las condiciones normales del escape de los MCI, los equilibrios quín:iicos están desplazados hacia los productos finales, sin embargo, a las elevadas temperaturas existentes en el interior de la cámara de combustión el equilibrio puede estar desplazado hacia especies y radicales intermedios, los cuales pueden reaccionar de nuevo entre sí y conducir a productos diferentes de los correspondientes a la combustión completa:

1O.7 . DOSADO ESTEQUIOMETRICO En este apartado vamos a calcular el dosado estequiométrico, es decir, el estricta mente necesario para la combustión completa. Para ello veamos la masa de aire ne-

251

Combustibles

cesa ria para quemar 1kg de C, 1kg de H y 1kg de S suponiendo que por. cada kg de aire hay 0,232 kg de 0 2 • - Para la combustión del carbono: ,

Como la masa molecular del carbono es 12,01, la del hidrógeno 2,016 y la del oxíge-

'º 32, la ecuación anterior se puede escribir en unidades de masa: 12.01 kg C

+ 32 kg 0 2 = 44 kg C02

Para 1kg de carbono:

1 kg

e +

32 12,01

Es decir, para la combustión completa de 1 kg de carbono hacen falta 32/ 12,01 kg Je oxígeno y como resultado se forman 3,66 kg de dióxido de carbono. Esto implica os siguientes kg de aire :

32 12,01

kg 02 kg

e

1 kg aire

= - - -32- --

12,01 . 0,2320

0,2320 kg 0 2

kg aire kg

e

- Para la combustión del hidrógeno:

2 H2 + 0 2

=2

4 kg H2 + 32 kg 0 2 1 kg H2

32

+ - - - kg 2 . 2,01

32

1 kg aire

2. 2,01

0,23 kg 02

H20 ,.

= 36

kg H2 0

02

32

kg aire ,

2 . 2,01 . 0,23

kg H2

= - - - - --

- Para la combustión del azufre:

S + 0 2 = S02 32 kg S + 32 kg 0 2 = 64 kg S02

252


1 kg S

32

+ - - - kg 0 2 = 2 kg S02 32,06

32

kg _02

32,06

kg

1 kg aire

s

0,23 kg 02

32

=

kg aire

32,06 . 0,23

kg

s

Por tanto, como el dosado estequiométrico es:

será necesario conocer la fracción másica g de cada elemento en el combustible g¡

kg elemento i kg combustible

Por lo tanto: ma mt

32

=

, - 9c1

12,01

0,232

1

0,2320

+

9H 9s + -2 . 2,01 32,06

90 ) 32

-

(2,66 9c + 7,93 9H + 0,99 9s - 90)

=

El término g0 se ha introducido para el caso en que el oxígeno sea un componente del combustible. En el caso de un combustible para MEP cuya composición másica sea:

9c

9s

= =

0,86

kg

e

kg comb.

0,004

kg

s

kg comb. obtendremos un dosado estequiométrico:

9H

0, 14

90

0,003

kg H kg comb. kg

o

kg comb.

253

Combustibles

= 0,068

14,66 En el caso de un combustible para MEC, con:

9c

=

0,86

gH

= 0,13

9s

= 0,004

0,069 14,54

1

masa

densidad 111·

molecular

quldo 15°CJ vaporiza e.Ión 3 kg/dm a 1 bar •e

kg/ kmol

temperatura de

Poder ca-

tracclonea m•· llmltes de

dosado

NO

NO

lorfllco

sicas princlpe.. lnflem1·

estequlo·

Rueerch

Motor

kJ/kg

les% peso

bilid&d FR

m6trieo

NC

Gasolma Su peri

-

; 98

o 720 77

'0·210

43.700

86C, 14H

0.7·2.5

1/14,9

~7

a:;

.. 98

0.71·0.75

30 2•0

43.700

86C, 14H

0.7·2.5

1/ 14,9

92

se

-

.. 110

0,81 ·0.84

170·370

43.200

86C, 13H.O.SS

0.74-2, I

1/ 14,5

-

50

Gasohna \ormall

Gasoleo-auto

-

175-450

41 .000

ase. 14H. 1s

0,74-2

1/14,6

-

Gl P

-.51

0.54

.30

45.900

82,3C. 17,7H

0.6-2.5

1115.5

100

95

'.*etanol

0.79

65

19.700

38C, 12H. 500 0.5 2.9

. 116.4

-

32

110

92

=3

Etanol

46

0.79

78

26.800

52C. 13H. 350 0.52.9

119

110

89

=6

~uel·oil Í>esado .. 198

.. o.95

40

PROPIEDADES DE LOS COMBUSTIBLES USUALES

BIBLIOGRAFIA 3LASSMAN 1: Combustion. Academic Press. 1977 ::lOODG ER E.M.: Alternative Fuels. The Mac Millan Press. 1980 - CHTY l.C.: Procesos de los motores de combustión . Ediciones del Castillo. 1970. N. : Manual de la técnica del automóvil. Bosch Urmo. 1980 • N.: Alternate Fuels SP-480. S.A.E., 1981. - ..\ YLOR. C.F.: The Interna! Combustion Engine in Theory and Practice . MIT Press. 1982. •. EIS SMANN J.: Carburants et combustibles pour moteurs 1970.

~ !).

a combustion

interne. Tech-

CAPITULO 11

COMBUSTION EN LOS MEP

11.1. Nociones del proceso 11 .2. Combustión normal 11.3. Combustión anormal 11.4. Cámaras de combustión en los MEP

M. MUÑOZ Dr. lng. Industrial

F. PAYRI Dr. lng. Industrial J. R. S-S IMPSON Dr. lng. Industrial

1 1 . 1 NOCIONES DEL PROCESO

-ª

combustión en los motores es considerada, de forma general, como el proceso :e oxidación del combustible por el aire, que es el que aporta como oxidante su con-:.,ido en oxígeno, dando lugar a la aparición de la llama,que no es otra cosa que ¿ reacción de combustión acompañada de luz y calor.

s· bien podría ser estudiada la combustión de una forma global, es usual en los moJ•es estudiar de forma independiente la iniciación del proceso, la propagación pro: amente dicha y su extinción.

-ª

propagación de. la combustión queda caracterizada en los MEP y en los MEC ::: forma diversa. En efecto, en los primeros existe una mezcla prácticamente homo;:"'lea que da lugar a lo que se denomina combustión homogénea o premezclada, :: a que nos vamos a ocupar en este capítulo; en los segundos, en los que no se =~ aquella condición, la autoinflamación da lugar a la combustión de difusión, que =estudiará en el próximo capítulo . combustión homogénea puede quedar estructurada por la presencia del llamado ="te de llama, superficie física en la que ocurre el proceso y que separa los produc5 quemados de la masa sin quemar. La propagación queda definida por el movi- :"'lto relativamente lento de este frente de llama. En cada posición del frente de ...,a, que representa un auténtico frente térmico, la presión en cada instante en to:_ a cámara de combustión es la misma. _a

=s:a propagación así definida está incluida en lo que 'se conoce como deflagración, : corresponde a una combustión que se propaga a velocidades inferiores a la del - do. En los motores suele recibir el nombre de combustión normal. _; combustión homogénea puede adquirir también la forma de una autoinflama- cuasi-instantánea, sin frente de llama definido y con la aparición de desniveles :·esión, en este caso a esta combustión se le denomina combustión detonante ......olemente detonación. También recibe este nombre la combustión en un frente - .ama de una mezcla homogéna, mediante una onda de choque sostenida por una ·: nflamación.

258


Lo indicado hasta ahora se refiere, en su mayor parte, a consideraciones macroestructurales de la combustión. Sin embargo, las·razones que subyacen inmediatamente a esta experimentación son microestructurales y no siempre es fácil detectar su existencia.· · Analizando someramente las razones microestructurales podemos decir que la existencia de radicales o portadores de cadena (complejos moleculares o atómicos con valencias libres) procedentes del combustible, son ·el estado inmediatamente más elemental y necesario para la combustión. El contenido energético de estos radicales se supone equivalente a una energía cinética. Su existencia se debe a la temperatura y a la interacción con otras moléculas o radicales tanto del propio combustible como del oxidante. Las partículas que por choques simples o múltiples consiguen superar la energía de activación necesaria para configurarse como productos de la combustión se llaman partículas activas. Se comprende fácilmente que la formación, difusión y choque de estos radicales sea de capital importancia para el inicio y progreso de la combustión. Dado que la temperatura es un factor importante en la formación de tales radicales y que está producida por el calor desarrollado en las reacciones de combustión, un balance de la energía térmica desarrollada por la llama nos indicará si la propagación ha comenzado o no a extinguirse.

11.2. COMBUSTION NORMAL El estudio de la propagación de la combustión normal, en los motores de encendidc provocado se centra fundamentalmente en conocer el movimiento y posición, en cada instante, del frente de llama o frente térmico dentro de una atmósfera compuesta de productos quemados y masa sin quemar, confinada en una cámara. cerrada. La figura 11 .1. muestra la sección de un modelo de propagación de frente de llame esférico a partir de un punto de encendido. Llamaremos velocidad de combustión Ce a la velocidad normal de penetración dt: frente de llama en la mezcla sin quemar medida con relación a un observador situac:: en dicho frente, que no es otra que la velocidad del frente de llama respecto de .:. mezcla sin quemar, y que otros autores llaman velocidad de combustión normal (NC. o velocidad de la llama (FV). La distinguiremos de la velocidad del frente de llarr : cF, que es con la que el frente se mueve con relación a un observador situado eta cámara. Esta velocidad se denomina, algunas veces, velocidad de la llama apare- te (AFV). La velocidad del freMe de llama cF será en cada instante, la suma de la velocid.c: de combustión ce más la debida al desplazamiento del frente de llama por dilatac o-

259

Combustión en los MEP

P~ =punto de encendido

pq = prod uctos quemados msq

=me z. eta sin

quemar

Fig. 11.1. Modelo de propagación del frente de llama ~e

los productos quemados, que llamaremos velocidad de arrastre cA. Así pues, en ada instante podemos escribir:

[ 11. 11 La representación gráfica de esta ecuación se encuentra en la figura 11.2. Queremos mostrar ahora cómo ·la velocidad de arrastre puede llegar a conocerse en función de los valores de la superficie del frente de llama y de la variación de la presión con el tiempo. En efecto, siendo:

) ;: g 11.2. Velocidades de combustión en '1Ción del recorrido del frente de llama

x/l

dV - variación de volumen en un intervalo dt debida a la compresión adiabática de la masa sin quemar. Sx - superficie del frente de llama en el instante t. dx - recorrido del frente de llama en un intervalo dt.

Podemos afirmar que la contracción, en .'.) umen, de la masa sin quemar estará producida por el avance del frente de l[ama sobre ella, menos el volumen de la misma que ha pasado a convertirse en productos

260


quemados. Así pues:

=

- dV

Sx dx - Sx

Ce

dt

[ 11 .21 Teniendo en cuenta que la perturbación de presión originada por la compresibilidad del gas, supuesto el proceso adiabático, responde a la ecuación: dV

dp

=

V

'Y

P [11.31

dividiendo [11-21 por Sx dt y sustituyendo dV de [11 -31, resulta: V dp

dx

'Y p Sx dt

dt

con lo que teniendo en cuenta las expresiones: dx

y

dt podemos concluir que: V

dp

'Y p Sx

dt

(11. 4' Esta ecuación permite afirmar que si la velocidad del frente de llama cF puede también hacerse depender de la curva de variación de la presión con el tiempo, 1a velocidad de combustión se podrá poner igualmente en función de ese parámetro . Tal afirmación hace posible realizar un análisis iterativo de la velocidad de combustión, partiendo de unas condiciones iniciales en el interior de la cámara de combustión de motor, que nos determine la curva de variación de presión del motor con el giro de. ~igüeñal durante el proceso de combustión. En la demostración anterior se ha hecho abstracción de los cambios que pue de~ darse en la microestructura del frente de llama durante la combustión normal. Efecr·vamente, en la superficie de dicho frente pueden producirse plegamientos orig inados por variaciones de las componentes de la velocidad que modifican la direcció" y el módulo de la misma, dando lugar ;:i un frente arrugado o microturbulento. Estas considerac iones no modifican lo concluido hasta aquí, sin embargo, a partir de aho-


261

ra, deberá distinguirse, siempre que sea necesario, entre las velocidades laminar y turbulenta. Así pues, llamaremos: CcL - velocidad de combustión laminar. Ccr - velocidad de combustión turbulenta.

y consecuentemente: cFL - velocidad del frente de llama laminar. Ci:T - velocidad del frente de _llama turbulento . Vamos a establecer a continuación, cómo pueden relacionarse la fracción de productos quemados existente en un instante dado, con la presión en la cámara de comoustión en ese momento. Sean:

f

a

b

=

mq - fracción de productos quemados existente en un instante dado. m

Cvsq - cociente de los calores específicos a volumen constante de la Cvq masa sin quemc;ir y de los productos quemados. n·1

- cociente entre el número de moles existente al comienzo de la . combustión (toda la masa sin quemar) y el número de moles al final de la misma (toda de productos quemados)

;~p on dremos

que el frente de llama tiene un espesor despreciable y que en él existe - ..,a discontinuidad térmica, así mismo se considerarán los r.alores específicos cons~'ltes con la temperatura.

-ª masa en la cámara pasa por tres configuraciones distintas que representaremos :::ontinuación, en forma esquemática, caracterizadas por su volumen, número de -oles, presión y temperatura (Esquema 1).

-ª

2ª configuración, que representa el momento actual, es consecuente con una : :::sición general intermedia del frente de llama en la cámara. La mezcla actual sin - -emar m 5q, responde a una fracción de la masa inicial que ha evolucionado me311te una compresión adiabática hasta alcanzar las condiciones p y Tsw La mezcla ~::ual quemada mq, responde a la fracción de productos quemados que evolucio-

262


m

m

V

V

n¡

P,

mq

T¡

Vq

p

Tq V=Vsq +Vq m=msq•mq

1 ª configuración inicio combustión

2ª configuración momento actual

3ª configuración final combustión

ESQUEMA 1. Configuración de la combustión

nará mediante una compresión adiabática hasta alcanzar las condiciones finales Pi y Tt. Nótese que cuando el frente de llama estaba más cercano al punto donde se inició la combustión, la presión p era también más próxima a p¡ y las fracciones de masa que se quemaban apenas se comprimían aliltes de entrar en combustión. Conforme· el frente de llama se acerque más al final de la cámara, las últimas fracciones de masa que se quemen habrán sufrido prácticamente toda la compresión obtenible del proceso antes de entrar en combustión. Haciendo un balance de energía entre el inicio de la combustión y el momento actual, suponiendo un recipiente de volumen constante y adiabático, la energía interna sensible de la masa inicial más la química de la masa quemada será igual a la suma de las energ'ías internas sensibles de la masa sin quemar y de la quemada de la 2ª configuración. Así pues:

Tornando como origen de las energías internas el mismo que el de las temperaturas

Combustión en los M EP

263

absolutas, podemos escribir:

Dividiendo por m Cvq y reagrupando términos queda: [11.5]

=

La condición V

+

Vsq

Vq puede expresarse como: n5q T 5q

E.

p

p

Pi

M ultiplicando por

nq Tq + -'-----'-

y teniendo en cuenta que se cumplen las relaciones:

nt nsq

nsq

n·1

nf

n·1

nt

b msq

b (1 -f)

m

nq

mq

n1

m

=

f

'.)Ociemos escribir:

b

p

T¡

=

b(1 -flTsq

+ fTq

Pi

Despejando f Tq y sustitúyendo en [11.5] resulta: a (T5q-T¡) - b Tsq f

+ b p Ti p¡

=

Jividiendo por T¡ numerador y denominador y sabiendo que:

T

~ = T¡ : Jeda definitivamente:

(

E. p¡

)-y-1/ -y

y que,

=

n¡ Pt nt Pi

=

b Pt Pi

264


f

=

"(-1 1"(

(a-b) _P)

(

+

p b _!_ - a

Pi

Pi

La proximidad de los valores de a y b para los combustibles normalmente usados, hace que la anterior ecuación pueda expresarse aproximadamente de la forma:

f

=

P - Pi Pt - Pi [11.6]

La fracción en volumen Vq en cada instante valdrá: V

Vq V

- Vsq V

=

1 - Pt nsq Tsq p nt Tt

=

1-

1-f

[11.7] Esta fracción, dependiente de las condiciones de contorno del proceso de combustión y de la variación de la presión con el tiempo (a través de f), nos indica que puede ser conocida la posición del frente de llama en cada instante en función de esos parámetros y de la hipótesis de forma del frente que establezcamos en cada caso. Para modelos de cámara esférica y cilíndrica y para hipótesis de forma del frente de llama esférica (centrada en el punto de encendido) y plana (normal al eje del cilindro) respectivamente, se han representado, con parámetros adimensionales, en la figu ra 11.3 la presión en la cámara en función del recorrido del frente de llama. Debido a la compresión progresiva de la masa sin ,quemar, los incrementos de presión en el recorrido final del frente de llama se elevan fuertemente de forma que cuando el frente se encuentra a la mitad de su recorrido la masa quemada es muy reducida llegando a alcanzar el 50% de la masa total cuando, en el primer caso, el frente de llama se encuentra en el 94% de su recorrido y en el segundo caso en el 83%.

1. Velocidad de combustión laminar La veloc idad de combust ión laminar está ligada al movim iento de un frente dell a· ma, que en ausencia de turbulenc ia, se mueve por efecto de la difusión molecul ar y térmica. La estructura del frente de llama está representada en la f.igura 11.4.

265

Combustión en los M EP

p/p¡

8

7 6

~:8 P·1

5 f:0,5 4 esfera 3

PE@d

2

o 0,2

' :recorrido total del frente de llama

0,4

0,6

0,8

1 x/l

1

0,83 0,94

Fig. 11.3. Presión en función del recorrido· del frente "de llama

Es preciso atender, en primer lugar, a la naturaleza de la propagación de ese frente Je llama. En segundo lugar, intentar determinar, según hipótesis coherentes con aquea, la expresión analítica de la velocidad de combustión laminar, y en último lugar '2-Stablecer qué dependencia existe entre esta velocidad y los factores operacionales . de diseño de un motor que se sospecha que pueden afectarla más. La propagación de la combustión laminar está condicionada microestructllralmente :x>r la existencia, en el frente de llama, de lqs fenómenos de difusión térmica y difu s ó n molecular de radicales o elementos activos. Siempre que exista un gradiente de ::!mperaturas en una mezcla gaseosa, existirá una difusión térmica. Las posibles co-,.,entes convectivas del gas darán lugar a una difusión convectiva de masas. Por últi-io, cuando sin tener en cuenta estas corrientes convectivas y en ausencia de gra: entes de presión, exista una interpenetración dinámica de radicales o moléculas de

266


fr ente de llama

T

Tq

4 1

2

X

3

zona 1=umbral de elevac:ión de lo temperatura 0,05 lTq-Tsql zona. 2= c:alentomiento zona. 3= c:ombust i ón zona I+ =prer re a e: ei ones

Fig. 11.4. Estructura del frente de llama

distintas especies, estaremos en presencia de una difusión de elementos activos. Er la práctica no es posible separar estos conceptos y con frecuencia aparecen mezclados en las modernas teorías de propagación de la combustión laminar. Mallard y Le Chatelier propusieron que la transmisión de calor de la zona de combustión a la de calentamiento era la responsable de la existencia de esta última. Er la superficie ideal que las separaba se daba la temperatura de combustión Te· Según sus hipótesis, hecho el correspondiente balance térmico. la expresión analítica vale


267

[11.81 donde: K - conductividad térmica de la masa quemada. e - densidad de la masa sin quemar. E - energía de activación de los reactantes. Tt - temperatura final de combustión. p - presión en la cámara. n - orden de la reacción. Esta expresión se ha encontrado muy próxima, en su sencillez, a los razonamientos oosteriores llevados a cabo por Semevov y otros. El primer paréntesis es característico del fenómeno de difusividad térmica. De tal 11anera que se llama coeficiente de difusividad térmica, a:

a=

K QCp

Lo s otros dos términos entre paréntesis son los que definen la velocidad de reac:1ón. Dado que K y Cp se consideran constantes con la presión y e es proporcional a ella, se estima que el coeficiente de difusividad térmica es inversamente proporcional a 3 presión. El orden de reacción n, de la mayoría de las reacciones de combustión : e los hidrocarburos es próximo a 2. Se concluye, por tanto, de la ecuación [11.81 :ue la velocidad de combustión laminar es independiente de la presión. El factor cuantitativamente de mayor influencia es la exponencial del segundo paentesis. El aumento de la temperatura final de los productos debe ser el factor qu~ :·oduzca mayores incrementos de las velocidades de combustión. El aumento de la ·emperatura inicial aumenta la temperatura final de la combustión aunque hay que -acer notar que el aumento de la energía sensible de los reactantes producido por a temperatura inicial tiene una influencia sobre la energía total de los productos mu menor que la energía química cedida en el proceso.

'º

_os hidrocarburos, en mezcla estequiométrica, tienen aproximadamente las mismas de combustión y en consecuencia la diversa estructura de cada uno e ellos apenas influye sobre la velocidad de combustión laminar. La influencia, si =- algú n caso es notable, habrá que buscarla en la variación de aquella temperatura.

-~'Tlp eraturas

-ª presencia de elementos inactivos tales como humedad o residuales disminuyen

268

·Motores de combustión interna alternativos

la temperatura de la combustión , y en consecuencia disminuyen también la velocidad de propagación del fenómeno. Los aditivos, activos químic:;amente, no modifican substancialmente esta velocidad . También la variación de la veloc idad de combustión laminar con el dosado es refl ejo de la variación que aquél produce en la temperatura de la combustión. Los dosados ligeramente ricos, próximos al estequiométrico son los.que producen mayores temperaturas y, por tanto, mayores velocidades d€ la llama.

2. Velocidad de combustión turbulenta La turbulencia es el parámetro que de forma más directa condiciona el proceso de combustión dando lugar a un incremento del ritmo de propagación del frente de llama. Las características fundamentales de este parámetro se establecen en términos estadísticos y son su intensidad u' y su escala. La intensidad de la turbulencia se define como el valor medio cuadrático de las fluctuaciones que experimenta la velocidad instantánea del fluido en torno a su valor medio, y en cuanto a la escala de la turbulencia, la más representativa es la denominada escala integral, L, que define el tamaño medio típico de los vórtices que constituyen el flujo turbulento. Existe hoy en día incertidumbre en cuanto al papel de la turbulencia en el mecanismo de propagación del frente de·llama, a pesar del gran número de investigac iones sobre el tema realizadas en los últimos años, que han dado origen a dos ti pos de teorías. Una de ellas resalta el efecto de la macroturbulencia en el mecanis mc de propagación, de forma que los vórtices cuya escala es mayor que el espesor de frente de llama son responsables del arrugamiento del frente y, por tanto, del incremento del ritmo de combustión , de manera que la llama turbulenta puede cons iderarse como un frente de llama laminar arrugado. En esta línea Damkóler proponía:

expresión que fue modificada posteriormente por Schelkin , haciendo una seri e dshipótesis sobre la geometría de las arrugas, resultando la velocidad de combust ioturbu lenta:

· -- CcL[1 + Ccr

2( - u' ) 2]'1> CcL

Combu:.dón en los IYIEP

269

Otra serie de teorías resaltan el papel de la microturbulencia, considerando que os vórtices de tamaño inferior al espesor del frente de llama en condiciones lami· 'lares incrementan los ritmos de transferencia de calor y masa a lo largo del frente. Estas teorías propugnan que la turbulencia da lugar a incrementos de la difusividad del fluido aumentando e_n consecuencia los fenómenos de transporte. Dam kóhler en aque llos casos en que L < ó (espesor de l frente de llama laminar) ::>ropo ne:

~n

donde

€

= u'.L, es la difusividad

turbulenta. ex , es la difusividad térmica que es prácticamente coincidente con la difusivid.ad molecular D.

La turbulencia sin duda afecta tanto a la estructura del frente de llama como a a velocidad de propagación de dicho frente, que en esas condiciones alcanza valo· ·es muy superiores al del correspondiente frente laminar. La velocidad laminar es :el orden de los 0,5 mis., mientras la velocidad del frente turbulento alcanza valo·es de:I orden de los 1O m/s. La evidencia experimental confirma que en los casos de reducidos niveles de tur:Jul encia el frente de llama presenta un aspecto arrugado que va creciendo a medi:a que aumento dicho nivel. Llega un momento para, altos niveles de turbulencia. :ue el frente se convierte en una amplia zona de reacción en la que coexisten pro:uc tos quemados y mezcla sin quemar.

3. Desarrollo de la presión en el motor con el giro del cigüeñal -ª velocidad de la combustión juega un papel importante en la variación que experi....,enta la presión con el giro del cigüeñal durante el proceso de combustión. Esta vaació~ está, por otra parte, ligada al rendimiento del motor. Nos proponemos ahora, :>noc1da la respuesta de la velocidad de combustión a la variación de algunos facto~s operativos, explicar la influencia que éstos puedan tener en aquella característi:a Para ello es conveniente saber qué fracciones del giro del motor están afectadas :or los procesos de combustión descritos. Se denomina ángulo de combustión ac al girado por el cigüeñal durante el proceso :: combustión. Analizando la figura 11.5 podemos observar tres fases conceptual-ente bien definidas. En la primera, que tiene lugar desde el punto 1 (salto de la chispa) .asta el punto 2, no se observa separación de la linea de presión de aquella que refle.:-:a la prolongación del proceso de compresión. :. fenómeno de compresión progresiva, dependiente de la forma de la cámara, y

a que ya nos hemos referido, hace inapreciable la desviación de la línea de presión.


270

p(bar}

60 50 40

3°'fase

30 lin ea de compresión in combustión

20 10

40

so

O<

Fig. 11.5. Fases de la combustión

La homogeneidad de la mezcla juega también un importante papel. Esta fase cubre aproximadamente un 10% del ángulo de combustión y en ella predomina la combustión laminar, a esta fase también se la conoce como tiempo de retraso. La segunda fase está caracterizada por un gradiente progresivamente creciente de presiones hasta alcanzar la presión máxima. Es la fase fundamentalmente ocupada por la combustión. Se extiende durante el 85 % de ac y en ella predomina la combustión turbulenta. En la última fase la combustión vuelve a ser laminar, ocupando un intervalo de un 5% de ac y terminando con la extinción de la combustión. A cada una de estas tres fases y principalmente a las dos primeras corresponde como se ha descrito, una fracción del ángulo del cigüeñal. Así pues:

Dado que en la primera predomina la combustión laminar, puede ponerse,


271

como, w

27rn

60

CFL

=

2 S n

60

con lo que se concluye que: ü'c1

=

7r

Para la segunda fase se obtiene igualmente,

Pasamos a analizar los factores mas importantes que afectan a la variación de la oresión con el ángulo de giro del cigüeñal. a) Número de revoluciones

Al aumentar el número de revoluciones de un motor y en consecuencia Cm, mante11iendo constantes los restantes factores operativos, el ángulo de combustión ac, aumenta, porque CcL permanece prácticamente constante y L1, aunque disminuye, '10 evita que el producto L1 Cm aumente sustancialmente. Consecuencia de ello es :1 aumento de ac, con la consiguiente necesidad de tener que realizar el oportuno avance centrífugo. El aumento de la turbulencia inducida por la elevación continua::la del número de vueltas puede hacer aumentar la fracción de ángulo de la combus~i ón sometido a régimen turbulento (por el aumento de L2 l, a expensas de la frac:ión laminar (por disminución de L,). De ello se derivará que el avance se haga in'1ecesario a partir de un cierto número de revoluciones. Para evitar que el régimen rifluya en el llenado del cilindro y aumente por ello la velocidad de la llama, es necesario mantener la presión en el colector de admisión durante los ensayos, accionan::lo la mariposa del acelerador en la forma conveniente. b) Grado de carga

Cuando la carga disminuye aumenta en la cámara el porcentaje de residuales y por esta razón la velocidad de combustión laminar disminuye, aumentando arte, la turbulencia aumenta y así mismo la velocidad de combustión tqrbulenta con : consiguiente descenso de ac2 • El resultado es un aumento del ángulQ de combus·1ón que requerirá el conveniente avance neumático. e) Dosado

La variación del ángulo de combustión con el dosado está representada en la figura · 1.6. Puede observarse que para mezclas ricas, y en los márgenes usuales de varia-


272

ción del dosado de los motores de encendido provocado (1 < FR < 1.2), la variación del ángulo de combustión no es muy importante, obteniéndose el valor mínimo para mezclas ligeramente ricas que dan, como ya se dijo, una temperatura de combustión más alta. Para mezclas pobres, o ricas por encima del margen antes indicado, los ángulos de combustión aumentan en forma apreciable.

160 120 80

2'fa se

d J Presión exterior

40

La conclusión, obtenida con anterioridad, de invariabilidad de la velocidad de combustión con la presión exterior,. no es váli0,8 1,2 1,4 da en un motor real. A la transmisión de calor desde el frente de llama a la masa sin Fig. 11.6. Angulo de combustión en función del quemar hay que añadir ahora el efecto perdosado relativo manente de disipación p.roducido por las paredes del motor. A plena carga la presión media durante la combustión es proporcional a la presión exterior. Baste indicar que una disminución de dicha presión media aumenta el efecto enfriador de la pared (ya que aumenta la distancia de apagado que es proporcional a 1 / p), disminuyendo la velocidad de combustión e incrementando, por consiguiente, el ángulo de combustión . e) Temperatura exterior U na disminución en la temperatura exterior disminuye la velocidad de combustión laminar al disminuir, aunque en prqporción muy inferior, la temperatura de combustión y, consecuentemente, el ángulo de combustión aumenta. ·

fJ Humedad La ¡::¡resencia de humedad, como la de cualquier otro componente inerte en la mezcla, vimos que disminuía la temperatura y la velocidad de combustión, por lo que el ángulo de combustión debe aumentar. g J Cámara de combustión La cámara de combustión afecta a la variación de la presión en dos facetas distintas. Por un lado una cámara de combustión que favorezca la turbulencia disminuirc el ángulo de combustión, por otro lado una cámara compacta, es decir aquélla er la que el recorrido de la llama L sea pequ8ño, también reducirá el ángulo de combustión


273

h) Posición de las bujías Numerosos son los ensayos realizados sobre el número y posición de las bujías en la cámara de combustión, en general podemos decirr: - La posición que haga mínimo el recorrido de la llama es la que hará mínimo el ángulo de combustión. - Debe tenerse en cuenta el movimiento de la mezcla en el interior del cilindro al situar la bujía, ya que colocada en una zona de alta turbulencia la velocidad media de combustión aumenta debido fundamentalmente a una reducción del tiempo de retraso'. - Es deseable colocar la bujía en la zona más caliente de la cámara de combustión (proximidades de la válvula de escape) con lo que se reduce la primera fase de combustión y se limita la detonación, como ya veremos. - El aumento del número de bujías disminuye el tiempo de combustión, por reducir el recorrido de la llama. i) Punto de encendido Cualquier variación del punto de encendido modifica la cantidad de masa de mezcla quemada antes y después de PMS; el punto de encendido óptimo será aquél que conpme siga que el rendimiento del motor sea máximo. pme

Analicemos, siguiendo a Ricardo, la evolución de la presión máxima de combustión y de la pme al variar el punto de encendido, para régimen constante (figura 11.7).

Pmcix

Pmáx

- --i ~~-+-~-+~~-t-~~

10 avance al

2(1

30

encendido

40 ºge

=.g. 11.7. Variación de la pme y de la, pmax en .Jn motor, al variar el punto de encendido

Al ir avanzando el punto de encendido la presión y temperatura cuando salta la chispa se reducen, pero la cantidad de calor disipado por la masa que se quema antes del PMS crece. El efecto combinado lleva a que la presión máxima crezca hasta un punto en el que se alcanza el máximo absoluto y a partir de él disminuye. En cuanto a la pme, o lo que es lo mismo el rendimiento si mantenemos el régimen

274


del motor, al ir avanzando el punto· de encendido crece hasta un máximo, por encima del cual un mayor avance produce una disminución de la pme (11el, debido a un aumento de las pérdidas fundamentalmente de calor y a una reducción de la diferencia entre el trabajo de expansión y compresión. ·Cuando el avance es tal que se obtiene el rendimiento máximo (pme), diremos que la combustión está centrada. De acuerdo con las consideraciones realizadas en los apartados anteriores, es evidente que para que la combustión esté centrada, el punto de encendido deberá modificarse al variar las condiciones operativas del motor, y además el punto de encendido no será el mismo para los distintos motores, sino que dependerá del tipo, tamaño y diseño del motor. El diseñador del motor tendrá que buscar, para cada motor, el punto de encendido óptimo, en función de las condiciones operativas. Como ya se ha apuntado, al aumentar el régimen de l motor el ángulo de combustión tiene tendencia a crecer. Como consecuencia, el diseñador afecta el punto de encendido con el régimen del motor, con lo que se conoce como avBnce centrífugo. que por vía mecánica o electrónica decala el punto de encendido de forma que el salto de la chispa se adelanta a medida que aumenta el número de revolucion es del motor. Este avance llega a un valor máximo cuando el motor alcanza alrededor del 70 % del régimen máximo, puesto que a partir de ese punto la influencia del avance, como vimos, es despreciable.

El avance neumático, como se dijo variable con la carga, actúa fundamentalmente en el paso del motor de ralentí a carga. Una vez .que la mariposa del acelerador. está totalmente abierta, el avance neumático no actúa a no ser cuando el motor gira a un régimen muy elevado, ya que en esta situación la presión en el colector se reduce . Finalmente, para cada motor, hay que fijar lo que se conoce como avance estático, que es el ángulo de avance al encendido a motor parado o en la marcha al ralentí, y que lo fija el diseñador en función del tipo de motor. Evidentemente las condiciones ambientales, la gasificación del combustible, el dosado, etc, modifican el punto de encendido y sería deseable poder afectarlo con todos estos factores; ahora bien, con el empleo de los sistemas clásicos de encendido, esto no es posible. Sin embargo, debido a las crecientes exigencias en la optimización del punto de encendido para poder reducir la contaminación y mejorar el rendimiento, cada día se hace más necesario el empleo de sistemas que, tomando como variables los factores que influyen sobre la velocidad de combustión, den un1a ley de avance al encendido óptima. Actualmente, se están empleando, cada vez en mayor proporción, los microprocesadores para resolver el problema. 4. Fracción de masa quemada Otra forma de caracterizar el proceso de combustión en el cilindro es mediante e.

275


concepto de fracción de masa quemada f, ya mencionado. En la figura 11.8 se puede observar un perfil típico de una curva de fracción de masa quemada en función del ángulo de giro del cigüeñal. Esta curva puede ser obtenida para un determinado mo
.

------ -

Fig. 11.8. Curva de la fracción de masa quemada

Sobre la curva de la fracción de masa quemada se pueden distinguir también los ángulos que caracterizan la combustión, fundamentalmente la duración (acl y el retraso o primera fase (cxc,l.

o ~ g.

20

t.0

60

80 a

11.9. Fracción de masa quemada en función del ángulo de combustión para distintos dosados

La configuración de la curva está determinada por el carácter con que se realiza la combustión. Así, todos los factores que afectan al desarrollo de la presión, ya vistos, modifican la evolución de la fracción de masa quemada en cuanto al ángulo de retraso, a la duración de la combustión y a la pendiente en cada punto. Por ejemplo, en una cámara de combustión en cuña se quema inicialmente una gran cantidad de masa, originando una acusada pendiente en la primera parte de la curva, que progresivamente disminuye conforme el frente de llama avanza hacia el extremo de la cuña. Similarmente, al variar el dosado de la

276

Motores de combustión int erna alt ernativos

mezcla y modificarse las velocidades de combustión, se observarían variaciones en la duración de la combus.tión y en la pendiente de la curva (figura 11.9).

5. Combustión de m ezclas pobres En el momento actual existe una marcada tendencia al empleo de mezclas pobres, por lo que vamos a referirnos brevemente a las particularidades que presenta su empleo . .Como ya se habrá observado al estudiar el proceso de combustión, el empleo de mezclas pobres se enfrenta con el grave problema de una combustión defectuosa . Esta puede ser debida fundamentalmente a las siguientes circunstancias : una velocidad de combustión muy baja, la ausencia de la llama (fenómeno que se conoce con el nombre de misfiring en la terminología anglosajona), o bien una combustión en la que el frente de llama se extingue sin haber completado su recorrido (quenching l. Queremos indicar la marcada influencia que sobre el correcto funcionamiento de un motor con mezcla pobre tienen, entre otros, los siguientes factores: el sistema de formación de la mezcla, el sistema de encendido, la turbulencia y el punto de encendido. En cuanto a los sistemas de formación de la mezcla y encendido, ya se analizará su influencia sobre la combustión cuando posteriormente se estudien. La turbulencia tiene un efecto importante sobre la combustión de mezclas pobres, no sólo por que acelera el proceso de combustión, sino también porque homogeneiza la mezcla. Todos los intentos llevados a cabo para el empleo de mezclas pobres llevan asociada la utilización de una turbulencia elevada. En cuanto al punto de encendido vamos a referirnos a los ensayos efectuados por Ouader. Para un determinado motor en unas determinadas condiciones de funcionamiento, si se representan en abcisas los dosados y en ordenadas el avance al encen· dido, ¡:iodemos dividir el plano en cuatro zonas tal como aparece en la figura 11.10 Para un ángulo de avance relativamente elevado (A), al disminuir el dosado llega un momento en el que no se produce el encendido. Para ángulos de avance más pequeños (Bl , primero se produce el fenómeno de la combustión inct;impleta pa ra después, con dosados más bajos, desaparecer por completo la comt\lJstión. Si dibujamos en la figura las curvas de dos motores que dan el avance óptimo er función del dosado para obtener máxima potencia, éstas cortarán, o bien a la curva límite de encendido, punto 1 o bien a la curva límite de combustión completa, pu nto 2. De esta forma podemos determinar, por medio de ensayos, cual es la verdadera razón que limita el dosado mínimo. Por otra parte, las dos curvas límites pueden tras-


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277

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Fig. 11.10. Influencia del punto de encendido en la combustión de mezclas pobres

adarse hacia la izquierda de la figura, es decir hacia mezclas más pobres, actuando sobre la homogeneidad de la mezcla, turbulencia, punto de encendido, etc. 6 . Combustión de mezclas estratificadas ~n los procesos de combustión hasta ahora considerados, el frente de llama se pro::,aga en ~na mezcla prácticamente homogénea de aire y combustible. ~a

estrat_ificación de la mezcla, es decir el empleo de mezclas heterogéneas, tuvo

=1 un principio como finalidad reducir la tendencia a la detonación; la mezcla base :e admisión, que es muy pobre y por tanto muy resistente a la detonación, se enri: Jece localmente en la zona de la bujía, resultando una mezcla pobre para el conjun"J del proceso. -as buenas cualidades que presentaban estas cámaras en relación con las emisio- ~s de escape, en especial de NOx y CO, y sobre el consumo específico, han acele3do la investigación sobre este tipo de cámaras en la última década, aunque las em: eadas hasta ahora comercialmente han sido muy escasá:5 . _as dificultades de encendido de la mezcla y de propagación de llama en este tipo cámaras han obligado a enriquecer la mezcla en la zona próxima a la bujía con ~ ayuda de una válvula de admisión auxiliar, con su correspondiente carburador, o =~1 un inyector auxiliar.

~2

_as dificultades que presenta la propagación de la llama, ya iniciada en la zona de -ezcla rica, al resto de la cámara de combustión se reducen elevando fuertemente =turbulencia, generalmente con la ayuda de cámaras auxiliares.

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CLlWE: l=Carnara de comb. s:implc~ 2=Camara de canb.doble J=:Pn."para ción jnterna del ccmbustible 4=Preparación externa del can.bu~;ti.hlc 5=Adn.1isión en la ca.mara principal 6=P..d'1i sión e n arnl;a.~; carnara.s .

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279

Los buenos resultados obtenidos últimamente empleando mezclas pobres homogéneas, con dosados resultantes similares a los utilizados en las cámaras estratificadas han frenado de manera importante el desarrollo de éstas. La figura 11.11 muestra una clasificación de camaras estratificadas debida a Müller y Thoms.

7. Dispersión cíclica Una característica muy importante del proceso de combustión de los motores de encendido provocado, y por. tanto de su diagrama presión-ángulo de giro del cigüeñal, es la dispersión cíclica; es decir las variaciones que sufre este diagrama en los sucesivos ciclos. Esta dispersión reduce lógicamente la potencia y el rendimiento del motor, y aumenta la emisión de contaminantes, siendo uno de los principales obstáculos que se han presentado en el empleo de mezclas pobres. De los ensayos realizados se deduce que la dispersión cíclica proviene de una variación fundamentalmente aleatoria de la primera fase del proceso de combustión. Esta fase, corresponde al proceso de combustión que tiene lugar desde que salta la chispa en la bujía hasta el punto de divergencia de presiones, que representaba aproximadamente un 10% del recorrido de la llama. Habiéndose llegado a la conclusión de que la dispersión cíclica se debe a una variación en la iniciación del proceso de combustión en la bujía, y descartada la posibilidad de que estas dispersiones sean debidas a defectos del sistema de encendido ( a) eléctrico o a imperfecciones en la formación de la mezcla, los dos parámetros fundamentales de lo$ que parece ser que depende la dispersión cíclica son el nivel de turbulencia entre los electrodos de la bujía y el dosado de la mezcla. La influencia de la turbulencia sobre la dispersión puede ser explicada considerando la posición del tor(b) bellino cuando salta la chispa; _si la chispa salta en el centro de un torbellino, la velocidad inicial de propagación de la llama será menor que si salta en su periferia, figura 11.12.. la influencia del dosado no ha siFig. 11.12. Torbellinos en la bujía do hasta ahora suficientemente explicada, aunque probablemente es debida a var¡~~ - ones en la inflamabilidad por efecto de pared y turbulencia principalmente. La mez-

l

280

Motores de combustión inte rna alt ernativos

cla estequiométrica es la que presenta menores dispersiones cíclicas. El aumento de la turbulencia, en especial en las proximidades de la bujía, y el reforzamiento de la energía de la chispa, son medios eficaces para reducir la dispersión cíclica. Debido a las dispersiones cíclicas, cuando hablamos de los diagramas presión-tiempo, presiones-ángu lo, etc, nos referimos, en general al va lor medio de un número suficientemente elevado de ciclos sucesivos en el motor.

11. 3 . COMBUSTION ANORMAL 1 . La combustión detonante Al avanzar el frente de llama, y debido a la dilatación de los productos quemados, la mezcla sin quemar se comprime, y puede suceder que, cuando se dan determinadas condiciones, se produzca la autoinflamación de la misma. Si la autoinflamación de la mezcla sin quemar produce gradientes de presión suficientemente intensos, acompañados normalmente de ruido fácilmente audible y frecuentemente de quemaduras en las superficies expuestas a la llama, decimos que tenemos combustión detonante o simplemente detonación. Esta autoinflamación más o menos simultánea de la mezcla sin quemar, realizada prácticamente a volumen constante, y en la que no existe frente de llama, tiene una velocidad de combustión (masa quemada por unidad de tiempo) de un orden muy superior al de la combustión normal. El fuerte desequilibrio local de presiones, que normalmente se produce cuando la autoinflamación es suficientemente rápida, se propaga a través de la cámara de combustión por ondas de presión, haciendo vibrar el gas con una frecuencia dependiente de la velocidad de las ondas y del tamaño y forma de la cámara de combustión. Las vibraciones del gas inducen vibraciones mecánicas en los elementos que configuran la cámara de combustión, dando origen al ruido característico que frecuentemente se denomina picado. En genera l, se puede afirmar que la combustión detonante es un factor !imitador de la potencia y del rendimiento de los MEP, pudiendo producir, si ésta es prolongada, graves averías en el pistón y la culata, particularmente si son de aleaciones de aluminio. Los fuertes grad ientes de presión incrementan la transmisión de calor por modificación de la estructura de la capa lím ite, y por tanto la temperatura loca l, lo que provoca el reblandecimiento o fusión del material y la posible rotura de la pieza . La combustión detonante puede conducir a una elevación. anormal de la temperatura de los electrodos de la bujía, con el consiguiente preencendido superficial, qu e será posteriormente considerado.


281

Es importante señalar que prácticamente todos los motores actuales presentan algo de autoinflamación en determinadas condiciones operativas, aunque, por tener lugar ésta en una fracción de masa sin quemar muy pequeña, sus efectos son inapreciables.

a) El proceso de la autoinflamación A temperatura y presión ambientales, una mezcla de aire y combustible tiene una Jelocidad de reacción muy pequeña. Para que una mezcla se autoinflame, es decir se produzca una rápida reacción, hace falta alcanzar una temperatura mínima para Jna determinada presión, o viceversa, una presión mínima para una determinada temperatura. Por otra parte, la autoinflamación aparece un cierto tiempo después de que se al;;ancen las condiciones necesarias para que ésta se produzca. A este periodo dé tiempo se le conoce con el nombre de tiempo de retraso o tiempo de inducción. El fenómeno de la autoinflamación se explica, a pesar de no ser bien conocido, por a teoría de las reacciones en cadena, según la cual la generación continuada de radi: ales activos o portadores de cadena, y de productos quemados, aceleran fuerte-iente el proceso de combustión. En la figura 11.13 aparece una reacción de este - po de una mezcla de oxígeno e hidrógeno.

e tc .

etc . Fig. 11 .13. Reacción en cadena

)urante el tiempo de retraso tienen lugar las prerreacciones que dan origen a los :·meros radicales activos, en una etapa que se puede definir como de iniciación. -3 teoría de la reacción en cadena postula que determinadas condiciones de presión , :'Tiperatura, sustancias presentes, etc., propician la formación de radicales activos, otras. como el efecto de pared, tienen una influencia totalmente opuesta, es decir, : 1orecen la destrucción de los mismos.


282

b) La máquina de compresión rápida.

Resultados experimentales

nitrógeno a pres i ón

émbolo de a..ccionami ento

, Aunque existen diferentes procedimientos para medir el tiempo de retraso, uno de los más utilizados es la máquina de compresión rápida. Esta máquina, representada en la figura 11.14, permite realizar compresiones extrarrápidas para medir tiempos de retraso entre 0,5 y 100 milisegundos, pudiendo alcanzar fácilmente temperaturas de 1.100K y presiones de 40 bar. El tiempo de compresión debe ser, en cualquier caso, de un orden de magnitud mucho menor que el tiempo de retraso, para que éste no se vea influenciado por aquél. Registrando la ley de variación de la presión con el tiempo, se obtienen gráficos como los de la figura 11 .15. Los gráficos (Al y (8) corresponden a mezclas de isooctanoaire y benceno-aire, respectivamente.

a dmis i ón de En ambos casos aparece la brusca compresión (a-b) que tiene lugar en la máquina de compresión rápida, seguida de una ~1-f~-subida muy lenta de la presión, que corresponde a las prerreacciones durante el tiempo de retraso, y que finaliza en una brusca subida de la 'presión, que corresponde a 12 Fig. 11.14. Máquina de compresión rápida autoinflamación. En el gráfico (A), corres· pendiente a la mezcla de isooctano y aire, se presentan las oscilaciones de presiór clásicas de la combustión detonante, mientras que en el (8) , que corresponde a 12 mezcla de benceno y aire, hay autoinflamación pero no combustión detonante, deb._ do al notablemente menor gradiente de presiones generado. l umez cl a cámara de comb. cap t ador

Se comprueba que el retraso en la máquina de compresión rápida depende funda· mentalmente de: ·

Naturaleza del combustible. Dosado. Temperatura final de compresión. Presión final de compresión.


283

- Naturaleza del combustible Para un número de átomos de carbono determinado, las cadenas ramificadas tienen tiempos de retraso mayores que las lineales. b

Las parafinas tienen retrasos menores que los nafténicos y arom~ticos. Dentro de las parafinas con cadenas lineales, el tiempo de retraso disminuye cuando aumenta el número de átomos de carbono, presentando los de más bajo peso molecular tiempos de retraso notablemente altos.

a (A)

Cada combustible presenta una curva de presión-tiempo característica, pudiéndose dar el caso de que la autoinflamación no venga acompañada de combustión detonante.

a ¡ Bl

- Dosado

Fig . 11.15. (A l Diagráma p-t isooctano-aire (B) Diagráma p-t benceno-aire

Las me~clas con dosados próximos al estequiométrico son las que presentan mini-

mos retrasos.

- Temperatura y presión finales de compresión El tiempo de retraso disminuye al aumentar la temperatura y presión finales de compresión. Si para un combustible dado, con un dosado determin ado, trazamos las cur\ias de , retraso constante con la ayuda de la máquina de compresión rápida, obtenemos las · curvas de la figura 11.16. En las zonas de presiones elevadas, que son las empleadas en motores, el retraso varía muy poco con la presión. Las zonas M y N, senaladas en la figura 11 .16, son zonas singulares denominadas península de bajas presiones y de llamas frías, respectivamente. Para un combustible dado, y teniendo en cuenta que para los dosados utilizados en los MEP el tiempo de retraso no depende prácticamente de este parámetro, tenemos: T

-

Ap-n eª'T


284

Siendo las dimensiones correspondientes: T

S

•

p - Kg / cm 2 absolutos. T-K en donde A, n y B sólo dependen del tipo de combustible.

T

1000 K

945 869 833

776

- - - - --

722

0,5 ms 2,5ms 5ms

6 67 N

611 55 515---~~~--I-~~~--+-~~~-+~~~

o

7

14

-+-~~~-+-~~~__,_

2B bar

21

35

p

Fig. 11.16. Mapa de autoin flarnación

Para las mezclas de isooctano y heptano normal, estos valores son: A

n B

=

= 0,01869 (-

NO )3,4011 100

1,7 3.800

en donde NO es el número de octano. es decir, en este caso, el porcentaje de isooc-


285

ta no en la mezcla.

e) El retraso en el motor En la máquina de compresión rápida el retraso al encendido está med ido partiendo de unas condiciones iniciales obtenidas después de u na compresión extrarrápida; se suponen despreciables, por tanto, las prerreacciones que pudieran haber tenido lugar durante el proceso de compresión y sólo se consideran las que ocurren a partir de las condiciones iniciales antes aludidas. Por el contrario, en la cámara de combustión de un motor de encendido provocado, la velocidad de la llama, y por tanto la compresión progresiva de la mezcla sin quemar, se realiza con una velocidad sensiblemente inferior a la que tiene lugar en la máquina de compresión rápida, por lo que las prerreacciones durante el proceso de compresión de la mezcla sin quemar reducen el tiempo de retraso respecto del valor que se obtendría, para la misma temperatura alcanzada después de la compresión en la máquina de compresión rápida. Si de acuerdo con Livengood y Wu , hacemos la hipótesis de suponer constantes las prerreacciones necesarias para que el combustible entre en autoinflamación, y suponemos además que, a una temperatura dada, la velocidad de la reacción coincide con el valor medio que tendría dicha velocidad a la misma temperatu ra en la máquina de compresión rápida, resulta: dx

X¡

dt

T

o bien;

dx

=

dt 7

Integrando entre el estado inicial (x = O, t = 0) y el estado final, que es cuando se produce la autoinflamación (x = X¡, t = trl, siento tr el tiempo de retraso en el motor tenemos:

.2-f X¡

X¡

Ü

dx

=j

tr dt ; 1

Ü

7

= ¡.t,

lo

dt T

donde r será una función de la presión y de la tempe;atura, que a su vez son funciones del tiempo. El valor de la primera integral es evidentemente la unidad , por tanto t, será el valor que haga la integral del segundo miembro de la ecuación igual a la unidad ta l y como ha sido expresado. Determinemos a continuación gráficamente el valor del tiempo de retraso de un determinado motor que trabaja con una mezcla de características dadas y unas condi ciones de funcionamiento también determinadas, para lo que tendremos en cuenta 1as siguientes consideraciones previas:


286

- Se conoce el valor de r al variar la presión y la temperatura, por disponer de mapas de autoinflamación o fórmulas del tipo r = Ap-"eª'r - El recorrido de la llama L y la velocidad media del frente de llama cF son conocidos. Se opera en este caso con una velocidad media, pero el procedimiento sería igualmente válido si se utilizara la velocidad instantánea de la llama. - Para una posición del frente de llama, se conocen los valores de la presión y de la temperatura de la mezcla sin quemar. La no suposición de proceso adiabá,.~ico sería una dificultad adicional en la determinación de estos parámetros. - Por trabajar en zonas de elevadas presiones, y como simplificación, hacemos depender el tiempo de retraso sólo de la temperatura; aunque el razonamiento sería muy similar si lo hacemos depender también de la presión. Con estas consideraciones, podemos dibujar las figuras 11 .17 y 11 .18, de las que se pueden obtener las siguientes conclusiones:

'

I I

; I

/

I

1- -

/ l

-

/

1

,,.... /

i

, ~

.

tr dt - T ·1

o

--~

T

'

L

Fig. 11 .17. Esquema para la determinación del tiempo de retraso. Variación del NO del combustible ·


287

- Los factores que aumentan el tiempo de retraso en la máquina de compresión rápida sin modificar la velocidad de la llama, por ejemplo la elevación del NO del combustible, aumentan el tiempo de retraso en el motor (curva de trazos de la figura 11.17) - Los factores que afectan casi exclusivamente a la velocidad de la llama, como por ejemplo la turbulencia, conducen a tiempos de retraso en el motor menores. Sin embargo, al reducirse más fuertemente el tiempo de combustión te que el tiempo de retraso tp el frente de llama se encuentra más avanzado/cuando tiene lugar la autoinflamación, caso de que ésta tenga lugar, reduciéndose la masa que se autoinflama y por tanto la intensidad de la detonación. Las líneas de trazos de la figura 11 .18 representa la situación indicada en la que la velocidad de la llama aumenta, pasando de cF a c~. El hecho de que el frente de llama, al estar más avanzado cuando se produce la autoinflamación, haga disminuir la intensidad de la detonación al ser menor la masa que se autoinflama, puede ser una consecuencia no válida si comparamos dos casos con presiones iniciales diferentes, que se podrían obtener, por ejemplo, variando ~I grado de admisión. En este último supuesto, el frente de

r

r

T

\

\1

- --~

\

\ \ \

\

\

\ Cf:· Fig. 11.18. Esquema para la determinación del tiempo de retraso Variación de la velocidad de la llama

288


llama puede estar más avanzado, y sin embargo puede ser más intensa la detonación al ser mayor la masa que entra en autoinflamación. - Pueden existir factores que afecten simultáneamente al tiempo de combustión y al de retraso. Cuando se trata de un factor de este tipo, la intensidad de la detonación dependerá de la diferencia entre te y tr, de forma que: Si te - tr > O, habrá detonación, con intensidad creciente con el valor de la diferencia. Si te - tr :s O,no habrá detonación. En el caso de te - tr > O, cuando se establezca la correlación entre esta diferencia y la intensidad de la detonación se tendrá en cuenta lo señalado anterior· mente respecto del grado de admisión. d) Factores que afectan a la detonación Como hemos visto anteriormente, la condición básica para que no exista detonación es que el tiempo de combustión sea menor que el tiempo de retraso. Cuando por el contrario el tiempo de combustión es mayor que el de retraso, la intensidad de la detonación dependerá del valor de la diferencia te - tr, o lo que es lo mismo de la posición del frente de llama en el momento de la autoinflamación, así como de la mayor o menor masa sin quemar que exista en dicho volumen. El análisis de la influencia de los diferentes factores en la tendencia a la detonación se puede realizar a través de la influencia sobre te y tr, teniendo en cuenta la densidad de la mezcla cuando el factor que se analiza es e~ grado de admisión. Pasemos a analizar los factores que afectan a la detonación: - Naturaleza de la mezcla que evoluciona en el motor - Influencia de la naturaleza del combustible y de los aditivos Como hemos visto en el capítulo 10, la tendencia a la detonación de un combustible, que depende de su composición y de los aditivos empleados, se mide por su número de octano (NOl. Cuanto más elevado el NO, mayor es el tiempo de retraso y menor la tendencia a la detonación. - Inyección de agua-alcohol La inyección de agua-alcohol, práctica que era frecuente en la sobrealimentaciór de los motores de aviación, reduce la tendencia a la detonación por aumentar más el tiempo de retraso que el de combustión.


289

- Factores de funcionamiento

- Régimen La influencia que· tiene el régimen sobre la tendencia a la detonación es muy compleja. Los factores más importantes que- intervienen son los siguientes: - El aumento del régimen incrementa la velocidad de la llama, fundamentalmente debido al aumento de la turbulencia. La disminución de la presión y el aumento de los residuales al aumentar el régimen contrarrestan en parte el incremento de dicha velocidad, pero su influencia es poco importante. El aumento del régimen conlleva un aumento de las temperaturas internas del motor, y por tanto de la fracción final de la mezcla sin quemar, que reduce más el tiempo de retraso que el de combustión. De los dos factores anteriores, que son contrapuestos, tiene mayor peso el primero, por lo que los motores presentan en la práctica una menor tendencia a la detonación con el número de revoluciones.

- Grado de carga El aumento del grado de admisión reduce el porcentaje de residuales e incrementa la presión de admisión, aumentando por ambas causas, en· especial por la primera, la velocidad de la llama, con la consiguiente mayor repercusión en la disminución del tiempo de combustión. El aumento, por otra parte, de la densidad de la fracción final de la mezcla sin quemar, conduce, incluso con un frente de llama más avanzado cuando tiene lugar la autoinflamación, a un aumento de la detonación. El aumento de carga incrementa por tanto la tendencia a la detonación. A elevados regímenes y cargas sostenidos, como ocurre en la utilización de un ve1ículo en autopista, se puede presentar una detonación prácticamente inaudible, y oor tanto difícil de detectar, con consecuencias especialmente graves.

- Presión exterior Al aumentar la presión ambiental, se incrementa la presión final de compresión y ::>or tanto la tendencia a la detonación. Los razonamientos que conducen a esta consecuencia son similares a los empleados en el caso anterior, pero sin tener en cuenta a influencia de los residuales.

- Temperatura exterior Cuando aumenta la tempera.tura exterior crece la temperatura final de compresión

290


y por tanto la de la fracción final de la mezcla sin quemar. El aumento de temperatura conduce a una fuerte reducción del tiempo de retraso, fundamentalmente por el efecto directo de la temperatura, reduciéndose algo el tiempo de combustión. El resultado final es un apreciable aumento de la tendencia a la detonación con el incremento de la terr:ipf!!ratura exterior. - Humedad del aíre La humedad del aire aumenta el tiempo de retraso, por la menor reactividad de la mezcla, así como el tiempo de combustión por ser menor la velocidad de la llama. La influencia del prim~r factor predomina , reduciéndose consecuentemente la tendenc ia a la detonación con el aumento de la
- Punto de encendido A medida que se adelanta el encendido, dentro de los márgenes de funcionamiento, las presiones y por tanto las temperaturas máximas crecen, lo que lleva a que la '!elocidad de combustión crezca y por tanto el tiempo de combustión disminuya. Sin embargo, la reducción del tiempo de retraso por la variación de estos dos factores es notablemente más importante, por lo que la tendencia a la detonación se incrementa fuertemente al ·avanzar el encendido. - Dosado Las mezclas con dosados próximos al estequiométrico tienen máxima temperatura de llama. A mec:iida que nos separamos de este dosado, ya sea hacia mezclas más pobres o más ricas, aumenta el tiempo de retraso y el de combustión, disminuyendo la tendencia a la detonación por predominar el primer efecto sobre el segundo. - Temperatura del refrigerante La tendencia a la detonación se incrementa con la temperatura del refrigerante. Las razones son las mismas que las expuestas en el apartado referido a la temperatura exterior.


291

- Factores de diseño - Turbulencia El aumento de la turbulencia es un factor que, como veíamos en el apartado 11.2, al reducir más el tiempo de combustión que el de retraso, es decir, la diferencia te - t,, hace disminuir la tendencia a la detonación. En general, en el diseño de un motor, se buscará un aumento de la turbulencia modificando, entre otros, los siguientes elementos: · - Pipas de admisión. Empleando geometrías adecuadas, por ejemplo la hélicoidal. -Válvulas de admisión. Colocando deflectores en las válvulas, solución constructiva poco recomendable, o reduciendo simplemente la sección de paso. - Pistón. Buscando geometrías adecuadas que favorezcan la turbulencia, como por ejemplo ubicando parte de la cámara de combustión en la cabeza del pistón, y produciendo, con esta geometría, corrientes radiales centrípetas por efecto .del laminado del gas existente entre periferia del pistón y la culata. - Cámaras de combustión. Mediante el. empleo de cámaras que por su diseño generan turbulencia como consecuencia del movimiento del pistón o por el simple proceso de combustión. - Relación de compresión La elevación de la presión y temperatura final de compresión por un aumento de a relación de compresión volumétrica, incrementa la tendencia a la detonación por afectar más el aumento de estas variables, a la reducción del tiempo de retraso que al de combustión, tal como ya se ha comentado. Es interesante constatar la evolución histórica que ha existido entre el aumento de a relación de compresión y el de la calidad de los combustibles en cuanto a su resistencia a la detonación. Teniendo en cuenta que el aumento de la relación de compresión es un factor im::>ortante para mejorar el rendimiento, siempre se busca la máxima relación de com::>resión que no provoque detonación. Por otra parte, como la detonación se produce con cargas elevadas, se puede aumen·ar la relación de compresión a cargas parciales, controlando la detonación a elevacJas cargas retrasando el encendido. Por este procedimiento se penaliza el consumo ~n alta, en beneficio del consumo a carga parcial que es especialmente alto en los .,,otores de encendido provocado.

292


- Fracción final de mezcla sin quemar Todo lo que conduzca a reducir la temperatura de la fracción final de la mezcla sin quemar, incrementará el tiempo de retraso y por tanto reducirá la detonación. En general, la temperatura de la fracción final de la mezcla sin quemar es superior a la de las paredes de la cámara de combustión, por lo que se podrá favorecer, en el diseño, la transmisión de calor desde la mezcla sin quemar a las paredes. Los sistemas encaminados a conseguir que la temperatura de la fracción final de la mezcla sin quemar sea menor son, entre otros, los siguientes: - Cámara de combustión. Empleo de geometrías que lleven a que el volumen de la fracción final de la mezcla sin quemar tenga una relación superficie-volumen elevada. La cámara en forma de cuña con la bujía en el extremo más ancho es un ejemplo típico. · - Materiales. Utilización de materiales que ·favorezcan la transmisión de calor, como por ejemplo culatas de aleación de aluminio. - Refrigeración. Intensificación de la refrigeración de la zona que ubica la fracción final de la mezcla sin quemar. - Tamaño del cilindro. Como ya se ha visto al estudiar las pérdidas de calor del motor, el aumento del tamaño del cilindro lleva a temperaturas medias del gas más elevadas con la consiguiente reducción del tiempo de retraso. Por otra parte, como el recorrido de la llama crece con el tamaño del motor, el aumento del tiempo de combustión por esta circunstancia, unido a la reducción del tiempo de retraso por el aumento de la temperatura antes señalado. conduce a un sustancial incremento de la tendencia a la detonación con el tamaño del cilindro. De ahí que muy pocos motores de explosión tengan cilindros con diámetros superiores a 150 mm.

- Recorrido de la llama Todo lo que reduzca el recorrido de la llama reduce el tiempo de combustión y por tanto la tendencia a la detonación. En el diseño, para reducir la tendencia a la detonación, es frecuente acudir a las siguientes soluciones: - Empleo de cámaras compactas. - Situación de la bujía en un punt<.; tal que el recorrido de la llama sea mínimo


293

- Empleo de más de una bujía. - Reducción del diámetro del pistón, mediante el empleo de cilindros más pequeños, pero en mayor número, o aumentando la relación carrera-diámetro.

2. Encendido superficial En determinadas condiciones, ciertos puntos calientes de la cámara de combustión pueden, de forma esporádica o permanentemente, llegar a ser fuentes de encendido y generar frentes de llama en cualquier momento del ciclo . A este fenómeno se le conoce con el nombre de encendido superficial. El encendido superficial puede darse antes o después de que salte la chispa en la bujía, y se denominan preencendido y postencendido superficiales respectivamente. En particular es importante el preencendido, ya que el post-encendido conduce simplemente a más f uertes gradientes de presió.n con el giro de cigüeñal, que se producen en forma más o menos errática . Los puntos calientes más frecuentes que originan el encendido superficial son el electrodo central de la bujía y las deposiciones carbonosas en la culata y cabeza del pistón. Una causa importante que puede producir preencendido superficial es la combustión detonante, que, como hemos visto, viene frecuentemente acompañada de caentamientos locales de los elementos que configuran la cámara de combustión. El oreencendido producido por la detonación puede realimentar e intensificar la deto"lación, conduciendo, incluso, a un preencendido de avance creciente con una detonación ext rema más o menos errática de efectos desastrosos, denominada wild ping. Si el preencendido no va acompañado de detonación, y el punto caliente tiene su origen en la combustión norma l, se presenta una comb ustión anormal , caracterizada ::>or un ruido sordo o marcha dura, denominado rumble. El wild ping y el rumble son fenómenos que normalmente se presentan cuando se extrema la relación de compresión del motor. Parece ser que son los aditivos organo-metálicos de la gasolina y del aceite los que ::>revocan la aparición de depósitos capaces de generar el encendido superficial, ya ~u e los depósitos simplemente carbonosos del combustible y lubricante se destru.en a temperaturas superiores a los 1000ºC y no son capaces de producir puntos je encendido permanentes . En la tabla 1aparece la clasificación de los distintos tipos de combustiones propues·os por el CRC (Coordinating Research Councill.

294


[ COMBUSTION NORMAL

AUTOINFLAMACION

DETONACION (KNOCK)

COMBUSTION ANORMAL

ENCENDIDO SUPERFICIAL PREENCENDIDOi..-+--~ POSTENCENDIDO

ENCENDIDO SUPERFICIAL ------------'----------ENCENDIDO SUPERFICIAL CON DETONACION SIN DETONACION · AUTOINFLAMACION PERSISTENTE IRUN ON) 1 motor continúa irando con el encendido cortado

1-------4...

ENCENDIDO SUPERFICIAL CRECIENTE Aparece cada vez antes en el ciclo, lo que puede llevar a la destrucción del motor.

PICADO INTENSO IWILD PING) Detonación como consecuencia del encendido superficial.

MARCHA DURA ( RUMBLeJ Ruido sordo distinto a la detonación provocado posiblemente por frentes de llama múltiples.

Tabla 1: Tipos de combustión en los MEP según CRC

11 .4. CAMARAS DE COMBUSTION EN LOS MEP Del análisis de los factores que afectan al proceso de combustión, podemos resu mir una serie de características que deben poseer las cámaras de combustión de los MEP, que son entre otras: - Alta turbulencia de la cámara, que podrá ser favorecida por la válvula, el pistón o por su propia geometría. Particularmente interesante es esta turbulencia en la fracción final de la mezcla sin quemar. · - Pequeña relación entre el recorrido de la llama y el diámetro del pistón. Es decir la cámara de combustión deberá ser compacta. - Ausencia de superficies o puntos calientes que puedan provocar detonación o encendido superficial. Particularmente interesante es que no existan en la zona de la fracción final de la mezcla sin quemar. - Disipación de calor de la fracción final de la mezcla sin quemar para evitar la autoinfla mación. - Resistencia al envejecimiento, es decir, que posean unas buenas caracterísfcas que impidan un aumento continuamente creciente de depósitos carbonosos Por otra parte, las cámaras de combustión deberán reunir otras cualidades que SE resumen en:


295

- Formas que favorezcan una buena disposición constructiva de las válvulas y de la bujía. - Geometrías que faciliten importantes secciones de paso para las válvulas. - Cámaras que favorezcan el buen rendimiento del motor. Si bien históricamente han sido muchas las formas de las cámaras de combustión utilizadas, en el momento actual las más empleadas son:

1. Cámara de combustión en forma de cuña (Figura 11.19.a) Tiene la ventaja de que concentra la mayor parte de la masa de mezcla en las proximidades de la bujía. Por otra parte, la fracción final de la mezcla sin quemar transmite calor a las paredes debido a la favorable relación superficie-volumen. Estas dos cualidades hacen que sea una buena cámara de combustión desde el punto de vista de la detonación. En cuanto a la disposición de las válvulas, presenta la ventaja de que facilita el accionamiento de las mismas mediante un solo árbol de levas, lo que conduce a una construcción simple y económica; sin embargo, el tamaño de las válvulas no puede ser muy grande por no disponer de espacio suficiente .

l Cl)

( b)

~ ~¡ ¡~ o

o

o

º8º Fig. 11.19. Cámaras de combustión en los MEP. a) En cuña. b) Hemiesférica. c) Labrada en el pistón. 1: Vál. admisión. 2: Vál. escape. 3: Bujía.

296


2 . Cámara de combustión hemiesférica (11.19.bl Si bien el accionamiento de las válvulas resulta más complejo. ya que las válvulas de cada uno de los cilindros quedarán situadas en V. presenta entre otras las siguientes ventajas: - La sección de paso de las válvulas puede ser grande. ya que sf! disponf! dE' gran superficie. - Es una cámara de combustión muy compacta con un recorrirlo pf!quf!ño dt> llama. En genera l este tipo de cámara de combustión es empleada en motores rle f!lf!varlél$ exigenc ias.

3. Cámara de combustión labrada en el pistón (fi~ura 11.19.cl Presenta la ventaja de simplificar la culata y por otra parte es una cáma ra rle com · bustión de elevada turbulencia. ya que lamina el flu ido ciue se encuentra entre la cu lata y la zona plana del pistón. S iendo como es una cámara compacta de alta turbu lencia tiene buenas cua licladE':antidet onantes.

BIBLIOGRAFIA BROFZF, J.J.: Combustion in Pistan Engines. De Technische Uitqeverij H. Stam ·N.V. 1963 DE 50ETE, G.: Aspects fondamentaux de la combustion en phase gazeuse. Technip. 1976 GLASSMAN, l.: Combustion. Academic Press. 1977. SALE, B.: La combustion anormale dans les moteurs cais du Petrole. 1965. ·

a allumage commande.

lnstitut Fra~

STAMBULEANU, A.: Flame Combustion Processes in lndustry. Abacus Press. 1976. TAYLOR, C.F.: The Interna! Combustion Engine in Theory and Practice. M. I.T. Pres.~ 1982.

CAPITULO 12

COMBUSTION EN LOS MOTORES DE ENCENDIDO POR COMPRESION

12.1. Particularidades del proceso de combustión en los MEC. Diferencias con los MEP 12.2. Las tres fases de la combustión 12.3. Factores que afectan a la combustión en los MEC 12.4. Diseño de la cámara de combustión en los motores Diesel


12. 1. PARTICULARIDADES DEL PROCESO DE COMBUSTION EN LOS MEC. DIFERENCIAS CON LOS MEP A unque las reacciones que tienen lugar durante la combustión son indudablemente muy parecidas en los MEP y en los MEC, existen circunstancias que hacen que el nroceso en ambos motores sea diferente. En el motor Diesel el aire se comprime con una relación de compresión volumétrica comprendida entre 12/ 1 y 22/1 , según el tipo de motor, y el combustible líquido es oulverizado en el interior del cilindro cuando el pistón alcanza las proximidades del ºM S. Como la presión y temperatura son muy altas en el interior del cilindro en el "llOmento de la inyección, tan pronto como se in.yecta el combustible y se forma la orimera gota, tiene lugar el comienzo de la reacción química. Sin embargo esta reac:ión comienza tan lentamente que la aparición de la llama tiene lugar después de Jn cierto período de tiempo, llamado tiempo de retraso. El punto donde tiene lugar el encendido no viene fijado por ningún factor fácilmen-e controlable como en el motor de encendido provocado. La llama suele aparecer :uando la distribución del aire y combustible no es todavía homogénea, estando una :,-ran parte del combustible en estado líquido. El encendido de la mezcla no depende -e la transmisión de energía desde otra zona, sino que se autoinflama como conse_uencia de la elevada presión y temperatura del cilindro, si bien la llama puede trans"11tirse e inflamar las zonas adyacentes. Así pues, debe quedar claro que la combus. ón de los MEC es debida fundamentalmente a las cond iciones loca les de cada parte '"1o la rnezcla. 0 or otra parte. se observa que el proceso de combustión está íntimamente ligado - a distribución del combustible en el aire, y dado que el tiempo disponible para este ·oceso es muy corto, se hace necesario, por un lado unas buenas características 0 sistema de inyección, que es el encargado de suministrar el combustible y, por ·ro una gran turbulencia para favorecer la distribución del mismo.

::1 que predomine una

u otra tendencia en el diseño conducirá a uno u otro de los 0s grandes grupos en que se pueden clasificar los motores Diesel, a saber:

300


- Motores de cámara abierta, o de inyecdón dir,ecta, en los que el papel principal en la distribución del combustible lo juega el sistema de inyección. - Motores de camára dividida, también llamados de inyección indirecta, en los que es la turbulencia , obtenida con geometrías complejas de la cámara de combustión, la que juega el papel principal. Conviene, antes de finalizar estas breves consideraciones, comentar el hecho de que la velocidad máxima de combustión en los MEC es, en general, más lenta qu e la de autoinflamación de una mezcla homogénea de análoga composición global. La razón cabe buscarla en los efectos retardadores de la incompleta homogeneización y vaporización del combustible. Sin embargo, en determinadas circunstancias de fun cionamiento, puede suceder que la velocidad de combustión sea muy alta y que además se queme, con esa velocidad , una gran cantidad de combustible, lo que condu ce ·al fenómeno que se conoce como marcha dura del motor. Este fenómeno es semejante a la detonación de los MEP; ahora bien, las causas que lo provocan son contrapuestas como se observará al estudiar los factores que afectan a la combustión de estos motores.

12.2. LAS TRES FASES DE LA COMBUSTION Ricardo concibió el proceso de combustión en el motor de encendido por compresión en tres pasos, el primero de los cuales es el tiempo de retraso. Este retraso es lo suficientemente largo para que, cuando se produzca la inflamación, haya un volumen apreciable de combustible gasificado y bien mezclado con el aire. La segunda fase es el período de rápida combustión; en ella se quema la parte de combustible gasificado y mezclado con el aire que ha sido inyectado en el tiempo de retraso. Finalmente, el combustible que todavía no se ha quemado, junto con el que se inyecta posteriormente, se quema con una velocidad que será función del oxígeno que pueda encontrar para su combustión; este período es la fase final de la combustión Algunos autores subdividen la tercera fase en dos partes. La primera se da mientras dura la inyección y la segunda corresponde al tiempo en el que, habiendo combustión , la inyección ha finalizado. No nos parece oportuno separar en dos partes esté t ercera fase, ya que en muchos casos no existen ambas, como comprobaremos más adelante. Con el fin de precisar la exposición, conviene definir los siguientes parámetros ela combustión de los MEC:

Combustión en los motores de encendido por compresión

a} Angulo de avance a la inyección

301

a¡a

Es el ángulo existente entre el comienzo de la inyección y el PMS.

b} Angulo de inyección

a¡

(tiempo de inyección t¡)

Es el ángulo (tiempo) que dura el proceso de inyección. En la mayor parte de las bombas de inyección este ángulo permanece constante para un determinado grado de carga , siendo el tiempo de inyección una consecuencia del ángulo y del régimen del motor. No se debe confundir el ángulo de inyección definido con el ángulo de inyección de la bomba a¡b, ya que ésta gira en los motores de 4T a la mitad del régimen del motor, por lo que se cumple que: Q'¡

2 c} Angulo de retraso ar (tiempo de retraso t,) Es el ángulo (tiempo) existente entre el comienzo de la inyección (1 l y el punto en el que la línea de presión se separa de la compresión sin combustión (2). puntos que aparecen representados en la figura 12. 1. En general es más exacto referirse al tiempo de retraso que al ángulo de retraso. ya que el primero es el verdaderamente independiente. De acuerdo con lo apuntado no es oportuno comparar en un estudio general. el ángulo de retraso con el de inyección. Y así por ejemplo. no se puede afirmar que uno sea mayor o menor que el otro. pues dependerá en cada caso de las condiciónes operativas y del tipo de motor. Otros parámetros que se puede definir equivalentes a los ya vistos en la combustión · de los MEP, son:

d} Angulo de combustión ac (tiempo de combustión tcl e} Velocidad media de combustión Ce () Gradiente de presión dp/ da ó dp/ dt g J Presión máxima de combustión En la figura 12.1 aparece el diagrama p-a de un típico motor Diesel. Resulta esclarecedor comparar este diagrama con el del MEP, observándose, entre otras. las siguientes diferencias: 1l Las presiones máximas de combustión son, en general, mayores en los MEC.

302


2) El gradiente de presión es mayor en los MEC. 3) Lo que anteriormente se definió como tiempo de retraso en los motores de explosión, es menor que lo que se conoce como tiempo de retraso en los motores Diesel. 4) El ángulo de avance a la inyección es menor que el ángulo de avance al encendido . 5) El ángulo de combustión en los MEC es mayor como consecuencia de que el proceso de combustión se prolonga durante la carrera de expansión.

p bar 75

2 fase

1 fase 50

compresi Ó'n sin combustión punto de

25

40

20

PMS

20

'º

60

Fig.12.1 Diagrama de indicador p-a de un MEC"

1 . Tiempo de retraso

El tiempo de retraso, qLJe como ya se ha indicado es el tiempo que transcurre desde que comienza la inyección hasta que aparece un brusco aumento de presión en e cilindro, está caracterizado por dos fenómenos distintos y en parte yuxtapuestos, a saber: - En primer lugar el retraso físico, que es el tiempo necesario para la formacióde las gotas y su posterior calentamiento y vaporización. - A continuación el retraso químico, tiempo necesario para que se den las pre rreacciones en el combustible para que se autoinflame. Las dos partes del retraso evidentemente se conjugan sin sumar su duración, da---


303

jo el retraso global del motor.

a 1 El retraso físico Comienza por la desintegración del chorro de combustible en gotas y posteriormen·e con la evaporación de éstas. Así pues depende de: -

Las características del chorro. Las propiedades físicas del combustible {viscosidad, volatilidad, etc). La presión y temperatura del aire en el cilindro. El movimiento pel aire en el cilindro.

Hay que tener en cuenta que mientras que el núcleo del chorro de inyección prácti:amente no se disgrega ni vaporiza al comienzo de la inyección, las gotas de la peri·eria se dispersan rápidamente en el aire y al cabo de un período muy corto {O, 1 milisegundos), comienza a formarse alrededor de ellas una mezcla que podrá autoinfla"""'larse; en ese momento comienza el retraso químico. El retraso físico finaliza cuando termina la evaporación completa de los hidrocarbu·os más pesados.

ol El retraso químico J ado que casi inmediatamente después de comenzar la inyección existen gotas de :ombustible que se encuentran rodeadas de vapor, las prerreacciones químicas em~ ezan casi simultáneamente con el comienzo de la inyección. 0

or otra parte, el hecho de que grandes variaciones en la forma del chorro o en a volatilidad del combustible afecten poco al tiempo de retraso del motor, ha llevado : oensar a algunos autores, que el retraso físico no debe tenerse en cuenta en el tiempo :e retraso global del motor. Sin embargo, consideramos que la separación de ambos :Jede añadir claridad al fenómeno. :i.ñadiendo un 2% de nitrato de amilo al combustible, lo que evidentemente no mo•ica sustancialmente la pulverización del chorro ni la vaporización del combustible, e aprecia una reducción de alrededor del 30% en el tiempo de retraso. Evidente~e nte esta reducción es debida a la modificación de las prerreacciones químicas que :'len lugar entre el aire y el combustible. ~

;:,... cuanto al dosado de las capas gaseosas. en contacto con la masa líquida de las otas, va evolucionando hacia un progresivo enriquecimiento debido al ca lentamien En cada instante, estas capas de mezcla se van alejando de la gota y van elevan:> su temperatura, hasta que finalmente se autoinflaman. - eniendo en cuenta estas consideraciones. se puede afirmar que el tiempo de retra-

304


so químico depende fundamentalmente de: - La composic ión del combustible (figura 12.2).

Ir

ms

gasolina

- La temperatura del aire en el interior del cilindro.

era

- La presión del aire en el interior del cilindro. Si bien se puede afirmar que la influencia de la presión es relativamente pequeña, ya que no afecta al proceso de transmisión de calor.

0'4

El tiempo de retraso en el motor queda afectado, además, por el choque del chorro de inyección sobre superficies calientes, Fig .12.2. Tiempo de retraso de los pudiendo obtenerse reducciones significacombustibles en función de la temperatura tivas del mismo por este método. Sucede que al chocar el combustible con la pared caliente no sólo se reduce el retraso físico, ya que se favorece la vaporización, sino que además la temperatura de la masa gaseosa es mayor, con lo que también se reduce el retraso quím ico. soo

400

tr

ms

600 TCKl

Digamos finalmente que si bien el tiempo de retraso queda afectado por el dosado, con el empleo de la inyección de combustible es evidente que mientras no se encuentre completamente vaporizado y perfectamente repartido, en algunas zonas existirá un dosado muy bajo y en otras muy alto, por lo que la autoinflamación apare cerá donde el dosado local sea más favorable.

Para la medida del tiempo de retraso se emplean recipientes de volumen constante en los que se inyecta el corr¡bustible, obteniéndose los mapas de retraso en funciól" de la presión y temperatura del recipiente tal como aparece en la figura 12.3. ObsérFig. 12.3. Mapas de retraso vese que para los márgenes de utilizaciór del motor el tiempo de retraso se modifica roco con la presión y mucho con la temperatura.


305

2. Período de rápida combustión En la fase de rápida combustión se quema el combustible que haya tenido tiempo de vaporizarse y mezclarse con el aire. La velocidad de combustión y el aumento de oresión están íntimamente ligados con el tiempo de retraso. En efecto, si el tiempo de retraso es grande tendrá el combustible oportunidad de vaporizarse y mezclarse v. además, la cantidad de combustible inyectada será grande. Así, por ejemplo , en e caso de que el tiempo de inyección sea menor que el t iempo de retraso, la combustión será muy rápida con presiones finales elevadas. En motores en los que el tiempo de inyección es inversamente proporcional al régi men del motor. lo que es usual, a medida que aumenta el régimen del motor, para un grado de carga determinado, el combustible inyectado en el retraso es mayor y, por lo tanto, la marcha es más dura. Resumiendo, digamos que los dos parámetros que caracterizan esta 'fase son : al La velocidad de combustión , o lo que es lo mismo el gradiente de presión con el giro del cigüeñal. bl El incremento total de presión durante el proceso. El valor de estos parámetros depende:

- Del combustible inyectado en el retraso, que es función de la ley de iny.ección y del ángulo de retraso . La ley de inyección depende a su vez del perfil de la leva de la bomba, de la velocidad de giro de la misma, de la longitud de las tuberías, etc. - De la parte de combustible que se ha gasificado de todo el inyectado en el· retraso. La parte de combustible que se gasifica depende de la calidad de la micromezcla del inyector (finura de las gotas del chorro) y de la turbulencia. Alto porcentaje de gotas finas y elevada turbulencia facilitan, lógicamente, la gasificación. En los motores predomina uno u otro f actor, según el tipo de cámara de combustión: En motores de inyección directa tiene mayor importancia el inyector y en los de cámara dividida la turbulencia. - De la cantidad de combustible que previamente gasificado encuentra el oxígeno necesario para la combustión; función de la penetración del chorro (macromezcla l y de la turbulencia. La calidad de la micromezcla (finura de las gotas del chorro) y de la macromezcla (reparto del combustible en el seno del aire ) son condiciones contrapuestas, ya que la gota fina tiene menor penetración, por lo que háy que acudir a soluciones de compromiso.


306

- Del tipo y tamaño de la cámara de combustión. Así en las camáras divididas la presión es menor en el espacio muerto debido al estrangulamiento del fluido. con lo que la marcha es menos dura. Ya hemos indicado en el .estudio de la combustión de los M EP la influencia que tiene la cámara de combustión en el proceso de combustión, siendo la importancia de la camára de combustión en los MEC mayor. El estudio de las cámaras de combustión lo hacemos al final del capítulo, pero ya podemos decir que cámaras de combustión compactas provocan gradientes de presión elevados y así mismo cámaras de combustión de elevada turbulencia favorecer la rapidez de este período de combustión.

3. Tercera fase de la combustión La tercera fase de la combustión es el período que va desde la presión máxima hasta el punto en el que termina la combustión. · Cuando el ángulo de retraso es mayor que el ángulo de inyección, circunstanc G que se da en motores de alto régimen, el tercer período de la combustión sólo imp ca al combustible que no haya encontrado el oxígeno necesario durante la seg un~ fase. En este caso la velocidad de combustión viene limitada por el proceso de mei cla, y éste depende del oxígeno y combustible que exista sin quemar. Aun en el cas: de que el combustible haya sido inyectado antes de que finalice el tiempo de retrase unas malas características del chorro pueden alargar el proceso de combustió n drante esta tercera fase. Si la segunda fase finaliza antes de terminar el tiempo de inyección, el combusf :::¡ = que se sigue inyectando arderá durante la tercera fase y la velocidad de combusr e dependerá fundamentalmente de la ley de inyección y .de las ca~acterísticas del chor-: En los motores grandes girando a bajo régimen , la combustión se realiza funda rreta lmente durante esta tercera fase, puesto que el tiempo de retraso representa - áng ulo de retraso muy pequeño. En este caso el sistema de inyección es el que 5rencarga fundamentalmente de la homogeneización de la mezcla, y es la ley de in ,::-: ción la que fijará la velocidad de. combustión.

12.3. FACTORES QUE AFECTAN A LA COMBUSTION EN LOS MEC En el caso de los motores Diesel, la velocidad de combustión, así como el gradie--de presiones, depende de forma muy importante del diseño de la cámara de ccbustión y del sistema de inyección. En la práctica el diseño de estos elementos =.-;;


307

muy variado, y por lo tanto es más difícil generalizar en este tipo de motor que en el motor de explosión. En cuanto a los factores que afectan a la combustión en los motores Diesel, ya han sido estudiados muchos de ellos, no sólo al analizar el proceso de combustión, sino también anteriormente al estudiar la autoinflamación, por lo que en este apartado nos vamos a referir exclusivamente a los que tienen relación directa con este tipo de motor. a)

Régimen del motor

Cuando en un motor· dado aumenta el número de revoluciones, se incrementa la temperatura en la cámara de combustión y en consecuencia disminuye el tiempo de retraso. Sin embargo para conseguir que la combustión siga centrada, habrá que considerar la ley de variación del ángulo de retraso, que es el producto de n t, . En los motores de inyección directa, cuando aumenta n, el producto n t, tiene tendencia a aumentar. Para poder centrar la combustión, estos motores necesitan avance a la inyección . (Figura. 12.4) En los motores de cámara dividida con efecto de pared caliente, t, disminuye en mayor proporción a medida que aumenta n, debido al aumento local de la temperatura de la pared, y el producto n tr permanece sensiblemente constante. Estos motores no suelen llevar avance a la inyección.

20

2.000

4.000

n

Fig. 12.4. Angulo de avance a la inyección de un motor de inyección directa

También hay que considerar que al aumentar el régimen del motor aumenta la turbulencia.con lo que la velocidad de combustión aumenta.

Finalmente indiquemos que los motores al ralentí suelen presentar marcha dura debido a que todo el combustible se inyecta en el retraso, y al ser el tiempo de retraso grande los gradientes de presiones son fuertes. En relación al aumento del número nominal de revoluciones con el tamaño del motor, digamos que las revoluciones disminuyen al aumentar el diámetro del pistón. como se estudia en semejanza de motores, por otro lado los motores grandes son más adiabáticos, con lo que el valor de t, disminuye. Por esta doble circunstancia el producto de n t, disminuye al aumentar el tamaño del motor y por lo tanto también disminuye el ángulo de retraso. Por el contrario los problemas se agudizan en motores

308


pequeños por lo que no se suelen construir motores Diesel de pequeño diámetro de oistón. bl Punto de inyección Haciendo un estudio de la variación de la presión con el ángulo de giro del cigüeñal, se observa que el máximo rendimiento y la máxima potencia tienen lugar cuando la presión máxima de combustión se encuentra unos grados después del punto muerto superior. por otro lado cuando el punto muerto superior se encuentra dentro del tiempo de retraso éste se reduce. Una inyección anterior o posterior trae consigo m_ayores retrasos ya que las presiones y temperaturas con las que se encuentra el combustible son menores. Además, y en el caso de inyecta r con mucho adelanto, los gradientes de presión y las presiones máximas son mayores, pues el tiempo de retraso es mayor y el pistón ayuda en su carrera ascendente al aumento de la presión final (figura 12.5) p bcir

- ·--1 o· ;ivanct - 2 0·

..

----30'

..

80 60

40

20

20

PM S

20

oc

Fig .12.5. Variación de Pmax en función del avance a la inyección

Muchos motores utilizan un punto de inyección posterior al correspondiente al de máxima potencia para evitar gradientes de presión y presiones máximas de combustión excesivas, teniendo en cuenta, ade· más, que las presiones máximas elevadas son la causa de la producción de óxidos de nitrógeno, compuestos actualmente limita· dos por la legislación anticontaminación. La tendencia a reducir el avance a la inyecciór ha sido mayor en estos últimos años. • puesto que con ángu los de avance meno· res se reduce el tiempo para la formaciór de la mezcla, cada día son mayores las ex gencias impuestas al sistema de inyecciór e} Dosado

Si bien ya hemos dicho que no es mu exacto hablar de dosado si el combustible no se encuentra completamente gasifica do y homogeneizado, considerado desde el punto de vista de conjunto, pode m~ decir que al disminuir el dosado disminuyen las temperaturas medias de las paredes Y por lo tanto aumenta el retraso , de ahí que con dosados pequeños· las presiores máximas de combustión sean del mismo orden que con dosados superiores. - Límite mínimo en el dosado Los ensayos demuestran que los motores Diesel pueden funcionar con dosados e tremadamente bajos (FR = 0.04\; esto es posible debido a que el proceso de co~

Combustión en los mot ores de encendido por compresión

309

bustión se realiza por autoinflamación. Una dificultad práctica es el conseguir adecuadas características del chorro con cantidades muy pequeñas de combustible inyectado. - Límite máximo en el dosado Hay siempre en los motores Diesel un límite práctico para el dosado máximo, que viene determinado por una combustión incompleta. acompañada de unos gases de escape con humos negros. Dos son las razones para que se produzca este fenómeno. Por un lado, con gran ca ntidad de combustible, parte del mismo no encuentra oxígeno para quemarse; por otro, con las elevadas presiones y temperaturas el combustible craquea. es decir. se deshidrogena hasta convertirse en carbón. El límite de humos negros no solo es un grave inconveniente para la vida del motor. particularmente para los inyectores y segmentos. sino también por los problemas de contaminación que presenta. d)

Sobrealimentación

Dado que en los motores sobrealimentados el aire admitido tiene una presión y temperatura más elevadas, el tiempo de retraso se reduce, sin embargo como la cantidad de combustible suministrado por grado de giro de cigüeñal tiene que crecer para que exista un aumento de potencia, sucede que en los motores sobrealimentados la masa de combustible inyectada en el retraso crece. Teniendo en cuenta además que la turbulencia es mayor, tanto el gradiente de presión como la presión máxima de combustión crecen de forma importante. siendo esta última un importante factor imitador del grado de sobrealimentación. Para resolver este problema se hace necesario reducir la cantidad de combustible. ntroducida en el cilindro por grado de giro del cigüeñal. lo que lleva a que el ángulo de inyección crezca, con lo que existen grandes dificultades para garantizar.una combustión completa, particu larmente en el caso de los motores rápidos. La solución se puede buscar por tres caminos, a saber: - Puesto que el aire admitido está más caliente que en un motor de aspiración natural, se puede aumentar el avance a la inyección sin qua aumente el retraso y siempre que la combustión se encuentre centrada. - Suministrar una gran cantidad de combustible al final de la inyección. lo que evidentemente retrasa el fina l de la combustión. con lo que el rendimiento se reduce y se favorece la aparic ión de humo.


310

Disminuir el avance a la inyección, comenzando ésta en las proximidades del PMS de tal forma que el retraso sea mínimo. De esta forma las presiones máximas son menores al efectuarse la combustión en la carrera descendente del émbolo, y al ser pequeño el tiempo de retraso. Debido a estas dos razones, puede incrementarse la cantidad de combustible suministrado durante el comienzo de la inyección. Finalmente, para limitar la presión máxima de combustión, se puede reducir la relación de compresión volumétrica, ya que el aire admitido tiene mayor densidad y temperatura. Ahora bien, los imperativos del arranque en frio limitan el valor mínimo de este parámetro/ En resumen podemos afirmar que la solución a la combustión en motores sobrealimentados será un compromiso entre las distintas tendencias apuntadas. el Otros factores Evidentemente hay que considerar entre los factores que afectan a la combustión los siguientes: - Naturaleza del combustible, tema que se sale del ámbito de este capítulo (capítulo 10) - Características del chorro de inyección, tema que se trata en el capítulo 16. - Diseño de la camára de combustión, cuyo estudio pasamos a realizar a continuación.

12.4. DISEÑO DE LA CAMARA DE COMBUSTION DE LOS MOTORES DIESEL Ya se ha indicado a lo largo de la exposición que debe controlarse el proceso de combustión en el motor Diesel para impedir que la presión máxima en el cilindro así como el gradiente de presión, sean excesivos; por otro lado el proceso debe se· lo suficientemente rápido para que todo el combustible se queme en los primeros momentos del proceso de expansión. Para estudiar los métodos empleados para obtener estos objetivos, conviene divid a los motores Diesel en dos tipos: motores de cámara abierta, también llamados de inyección directa y motores de.cámara dividida, a veces llamados de inyección indirecta


311

1 . Motores de cámara abierta Una cámara de combustión abierta es aquella en la que no existen estrechamientos importantes que produzcan diferencias apreciables de presión entre distintas partes de la cámara de combustión . En este tipo de cámaras de combustión la formación de la mezcla está fundamentalmente encomendada al sistema de inyección, pudiendo intervenir, en parte, la turbulencia del aire. Sin embargo, la homogeneización de la mezcla no queda afectada de forma importante por el proceso de combustión.

2. Motores de cámara dividida Una camára de combustión dividida es aquélla en la que el espacio de combustión se halla dividido en dos compartimentos distintos, entre los que hay un estrechamiento suficientemente pequeño para que existan diferencias apreciables de presión entre ellos durante el proceso de compresión y combustión. La parte de la cámara en la que se encuentra el pistón se conoce con el nombre de espacio muerto y la otra con el nombre de precámara o antecámara. En este tipo de cámara de combustión la homogeneización de la mezcla está fundamentalmente encomendada al propio fluido, como consecuencia de la importante turbulencia que aparece durante el tránsito del fluido, a través del estrechamiento, entre ambas partes de la cámara durante los procesos de compresión y combustión. El sistema de inyección juega en este caso un papel secundario, siendo, en general, el inyector de orificio único, e inyectando el combustible en la precámara. Analicemos con mayor detalle el proceso. Durante la compresión el aire se introduce en la precámara , generándose turbulencia a su paso a través del orificio de comunicación entre el espacio muerto y la precámara. Al inyectarse el combustible en la precámara la turbulencia favorece el proceso de mezcla. El proceso de mezcla es acelerado en gran medida por las primeras fases del propio proceso de combustión. En la práctica la combustión es incompleta en la precámara, oero las altas presiones que en ella existen proyectan el combustible sin quemar junto con los primeros productos de la combustión hacia el volumen muerto, creando de esta forma una rápida mezcla con el aire contenido en ella. Dado que en gran parte la segunda fase de la combustión se realiza en la precáma·a, se puede admitir que la presión máxima y el gradient e de presión sean más elevados, sin que afecten la vida del motor. Tanto en los motores de cámara abierta como divid ida pueden utilizarse dos proce-

312


dimientos complementarios en el diseño, a saber: - El efecto de pared caliente. - La estratificación de la mezcla, es decir la concentración del combustible en una zona, lo que evita un aumento excesivo de la presión ya que no existe suficiente oxígeno para quemar el combustible presente. En la tabla 1aparecen los distintos tipos de cámaras de combustión, así como algunas de sus características.

/

/

Sin turbulencia

A PLICACIONES

g•f g/kWh

Motores grandes

195

PARTICULARIDADES

Exigencias del sistema de inyección

Cámara abiena o

,.

'

inyección directa

sin efecto

Motores rápidos

230

de pared

Dificultad para crear turbulencia

Con turbulencia ~ \

con efecto

M otores rápidos

de pared

sobrealimentadoi

225

Pmax limitada

'

Cámaras de combustión en MEC

/

Aplicaciones Con turbulencia

especi ales

245

Poca aplicación. Bajas exigencias del sistema de inyección

Cámara dividida o inyección indirecta

'

De elevada

Motores

turbulencia .

extrarrápidos

240 260

Bajo rendimiento. Dif• cultad de arranque

' Tabla 1: Cámaras de combustión en MEC

a J Cámara abierta sin turbulencia En esta solución la formación de la mezcla está encomendada al inyector, que es de varios orificios y que funciona con elevadas presiones de inyección.

3 13


Como no existe turbu lencia (velocidad del aire menor de 50m/ s), las pérd idas de calor a través de las paredes son pequeñas, con lo que el rendimiento es elevado y el arranque resulta fácil. Debido al gran retraso, el gradiente de presión es muy elevado. Puesto que la formación de la mezcla está encomendada al inyector el funcionamiento del sist ema de inyección debe ser impecable. Este tipo de cámara de combustión só lo es apta para motores lentos, en donde el proceso de combustión, debido al bajo régimen de giro del motor no está afectado sustancialmente por la turbulencia. Se emplean en grandes motores de 2T. Cámaras de este tipo se encuentran esquematizadas en la figura 12.6.

(MAN)

(FIAT}

(Sulzer)

Fig. 12.6. Cámaras abiertas sin turbulencia

b)

Cámara abíerta con turbulencía

En este tipo de cámaras el aire alcanza velocidades del orden de 250 m / s, lo que. se consigue fundamentalmente con los siguientes procedimientos: - Turbulencia generada en la pipa de admisión por su propia geometría, habiéndose empleado en algunos casos un deflector colocado en la válvula. Este procedimiento tiene el inconvenient e de disminuir el rendimiento volumétrico del motor. - Turbulencia obten ida por el movimiento del pistón debida a la geometría del mismo, resultando particularmente interesante el pistón con una cavidad profunda. La turbulenc ia se consigue al final de la compresión ya que el aire se desplaza de la periferia al centro del cilindro creando turbu lencia en la cavidad del pis-


314

tón. Este movimiento del fluido se invierte durante la carrera de expansión.

@ hemiesférica lFIAT)

tóric.a (Saurer)

Fig.12.7. Cámaras abiertas con turbulencia

En la figura 12.7 aparecen realizaciones de este t ipo. Esta cámara de combustión tiene las mismas ventajas que la anterior, pero adem ás reduce el retraso . Sin embargo presenta problemas de grietas térmicas en la cabeza del pistón sobre todo con regímenes variables. El empleo de cámaras de combustión labradas en el pistón resulta muy interesar·=para motores en los que se haga necesaria una puesta en carga rápida, ya que : temperatura de las paredes de la cámara crece muy rápidamente. c) Cámara abierta con efecto de pared caliente

En este caso el chorro de combustible incide sobre una zona caliente de la cáma•: A l chocar el combustible, una parte se ca lienta y vaporiza rápidamente, con lo c ... E el tiempo de retraso se reduce, como ya hemos visto anteriormente, y otra escv·e en forma líquida a lo largo de la pared, con lo que se hace necesario que la corrie~ : de aire esté lamiendo con gran velocidad la zona en la que se encuentra el comb1..1s· ble líquido para que el combustible que se va vaporizando encuentre el oxígeno ~ cesario para su combustión. En resumen, las características de este tipo de cámara de combustión frente a otras cámaras abiertas son: - Tiempo de retraso pequeño .

::><:


315

- Gradiente de presiones y presión máxima reducidos. - Menores exigencias en el chorro de inyección. Este procedimiento ·presenta un gran interés en el caso de motores sobrealimentados ya que reduce la marcha dura del motor. d) Cámara dividida

En este caso la precámara situada en la culata suele estar en el centro; su volumen varía entre el 40 y el 25% del volumen total. Conjuga los efectos de pared caliente y estratificación de la mezcla y en su funcionamiento se asemeja a la inyección neumática. Sin embargo es una cámara de combustión prácticamente en desuso sustituída por la inyección directa con turbulencia. e) Cámara dividida con elevada turbulencia

La precámara situada en la culata, desemboca tangencialmente en el cilindro (figura 12.8) siendo su volun:ien al menos del 50% del volumen total. Una parte de la precámara es de acero especial postizo, poco refrigerado y situado en una zona caliente para funcionar como pared caliente.

{Ri cardo-Comet)

( Perk i ns)

Fig. 12.8. Cámaras divididas de elevada turbulencia

La velocidad del aire entre los orificios de comunicación de ambas partes de la cámara sobrepasa los 500m/ s, lo que evidentemente hace necesario el empleo de una

316


energía que prácticamente es perdida y que se puede cifrar en el 5% de la potencia del motor. 3. Estudio comparativo entre las cámaras abiertas y divididas Está ampliamente demostrado que los motores con cámara abierta de buen diseño proporcionan resultados excelentes cuando están correctamente mantenidos y funcionando con el combustible adecuado. Las ventajas fundamentales de las cámaras divididas, en comparación con las cámaras abiertas, son: a) Posibilidad de emplear combustibles de peor calidad a la autoinflamación. b) Utilización de inyectores de orificio único con presiones de inyección más reducidas y condiciones operativas del chorro menos críticas: así por ejemplo, toleran un mayor grado de suciedad del inyector. c) Se puede aumentar el dosado sin que se produzcan emisiones intolerables de humos, por lo que la potencia específica resulta más elevada. dl Admiten un mayor régimen de giro del motor lo que también aumenta la potencia específica. Sin embargo, los inconvenientes que presenta~ son: a) La culata resulta más cara, más complicada y más difícil de conservar; así por ejemplo, suelen tener problemas de grietas térmicas, particularmente en la garganta. bl El arranque en frío resulta más delicado dado que el motor es menos adiabático, por tener una relación entre superficie y volumen mayor. Para evitar este inconveniente estos motores se diseñan con relaciones de compresión más aftas ( > 17) y en muchos casos se coloca una antorcha de precalentamiento en fa admisión o una bujía de precafentamiento en fa precámara, que pueden presentar problemas de averías. c) La turbulencia se ve muy influenciada por el régimen del motor, por lo que es relativamente difícil obtener pares elevados a bajo régimen. dl Peor rendimiento del motor debido a: - Mayores pérdidas, como consecuencia de fa potencia necesaria para crear la turbulencia. - Mayores pérdidas de calor debido al aumento de superficie en relación al volumen y al a.umento del coeficiente de película como consecuencia de la turbulencia .


317

Del análisis de las ventajas e inconvenientes, se puede decir que en la actualidad la tendencia en la aplicación de estos dos tipos de cámaras es la siguiente: - La tendencia general, para la mayor parte de los servicios, es hacia el empleo de cámaras abiertas de alta turbulencia, a excepción de los motores lentos. - En el campo de los pequeños motores de automóvil, en los que la potencia específica es uno de los principales factores, la tendencia es al empleo de cámaras divididas con elevadas exigencias. De esta forma se consiguen en la actualidad motores girando hasta 5.500 rpm. , pero con el grave inconveniente de que tienen unos consumos específicos muy elevados del orden de 240-260 g / kWh cercanos ya a los motores de explosión, con lo que casi desaparece la ventaja más importante de los motores Diesel sobre los MEP. - En aquellos motores industriales en los que puede resultar difícil controlar la calidad del combustible y en donde es importante la fiabilidad en condiciones adversas, siguen existiendo aplicaciones de motores con cámara de combustión dividida.

BIBLIOGRAFIA BENSON, R.S.; WHITEHOUSE, N.O.: Interna! Combustion Engines. Pergamon. 1979. KHOVAKH, M. : Motor Vehicle Engines. MIR. 1971 . LI CHTY, L.C.: Procesos de los motores de combustión. Edic. del Castillo. 1970. LIVENGOOD, J.C. ; WU, P.C.: Correlation of Autoignition Phenomena in Interna! Combustion Engines and Rapid Compression Machines. Reinhold Publishing. 1955. SITKl'I, G.: Kraftstoffaufbereitung und Verbrennung bei Oieselmotoren. Springer. 1964. SOaE, G.; FEUGIER, A.: Aspectes physiques et chimiques de la combl!stion. Technip. 1976. TAYLOR, C.F.: The Interna! Combustion Engine in Theory and Practice. MIT Press. 1982 W EISSMANN: Carburants et combustibles pour moteurs a combl.istion interne. Technip. 1970.

CAPITULO 13

SOBREALIMENTACION

13.1. Razones que justifican el empleo de la sobrealimentación: tipos de sobrealimentación 13.2. Incremento de las tensiones mecánicas y térmicas 13.3. La turbosobrealimentación 13.4. Sobrealimentación de motores de encendido por compresión. Situación actual y tendencias 13.5. Sobrealimentación de motores de encendido provocado. Situación actual y tendencias


13.1. RAZONES QUE JUSTIFICAN EL EMPLEO DE LA SOBREALIMENTACION: TIPOS DE SOBREALIMENTACION 1 . Razones que justifican la sobrealimentación La razón fundamental para el empleo de la sobrealimentación estriba en aumentar la potencia del motor. Dado que la potencia de un motor se puede expresar como: Ne

= Tn

VT Qa F He· r¡v r¡¡ r¡m

las posibilidades para élumentar la potencia de un motor de forma sustancial se limitan a: - Aumentar el régimen de giro del motor, lo cual repercute en un mayor desgaste de las piezas móviles y en unas mayores fuerzas de inercia, por lo que el motor tendría un menor tiempo entre revisiones y una menor fiabilidad. - Aumentar la cilindrada total del motor, o bien aumentando el número de cilindros o bien aumentando la cilindrada unitaria de cada uno de ellos. Sin embargo, esta solución aumenta el costo del motor, así como el peso y volumen del mismo. - Au.mentar la densidad del aire en la admisión, comprimiendo éste antes de entrar en el cilindro, con lo que obtenemos un motor sobrealimentado. En general, podemos afirmar que al sobrealimentar un motor se obtienen las siguientes ventajas: - El costo por unidad de potencia disminuye, ya que las diferencias entre un motor de aspiración natural y un motor similar sobrealimentado son pequeñas, pudiendo ser muy superior la potencia del sobrealimentado. Por otra parte, el fabricante puede sobrealimentar uno de sus motores de aspiración natural con lo que obtiene un motor de mayor potencia sin tener que emprender un proyecto totalmente nuevo.

322


- La potencia específica aumenta. Circunstancia que puede ser importante en automoción, así como en motores de gran tamaño, ya que como vimos en el capítulo de semejanza, la potencia específica disn:iinuye con el tamaño del motor. - Por último, si el motor se sobrealimenta aprovechando la energía de los gases de escape, sistema al que nos referiremos, el rendimiento del motor,en general, mejora. 2. Tipos de sobrealimentación

Los sistemas de sobrealimentación se pueden clasificar, atendiendo a la fuente de energía para comprimir el fluido en la admisión, en: a) Sobrealimentación por accionamiento mecánico del compresor

En este caso el compresor suele ser volumétrico, siendo éste un sistema que se empleó en los años 30 para sobrealimentar motores de competición. Hoy en día está casi totalmente abandonado. Las principales ventajas e inconvenientes son: • El compresor volumétrico mantiene la relación de compresión con el régimen de giro del motor, lo que da lugar a una curva de par muy apta para la tracción. - Dado que el compresor tiene que ser accionado mecánicamente y al no recuperarse la energía de los gases de escape, el consumo se ve penalizado con respecto a un motor de aspiración natural. - El diseño debe ser muy cuidadoso para filtrar el alto nivel sonoro del compresor volumétrico. - El volumen y peso del compresor son apreciables.

bJ Sobrealimentación aprovechando la energía de los gases de escape A su vez, este tipo de sobrealimentación se puede clasificar en dos grupos; sobrealimentación aprovechando los efectos dinámicos de la presión en el escape y sobrealimentación por turbina de escape. Fig. 13.1 . Esquema de sobrealimentación por accionamiento mecánico de un compresor volumétrico

- Sobrealimentación aprovechando los efectos dinámicos de la presión en el escape (Comprex).

Sobrealimentación

323

DDD

e

·o VI QI

mot or

c...

Este sistema se basa en el aprovechamiento de la energía de los gases de escape por medio de ondas de presión y depresión, provocadas en cada una de las células longitudinales de un tambor que, alternativamente y por cada extremo, se van poniendo en comunicación con el escape y con la admisión, llenándose en un caso de gases de escape y en el otro de aire fresco (figura 13.21. El tambor se hace girar desde el cigüeñal, pero no absorbe potencia más que para vencer sus propios rozamientos. Como consecuencia la respuesta es instantánea, dando lugar a un gran par a baja velocidad, lo que se traduce en una gran elasticidad del motor.

a ir e

Los mayores inconvenientes que presenta este sistema son:

de

admi sión

-.....

i...::-:....--------1

- Precio dos o tres veces superior al de un turbo equivalente. - Un silbido agudo en las aceleraciones.

- Un mayor tamaño que el turbo equivalente, lo que se traduce en un diámetro semejante pero con una longitud 2,5 veces Fig.13.2. Esquema del sistema Comprex mayor. - Altas temperaturas del aire de admisión, al haber estado en contacto las paredes con los gases de escape, por lo que las temperatul'as del ciclo aumentan. - Grandes tensiones térmicas en el tambor al estar sometido de fo.lóma alternativa a los gases calientes y fríos, lo cual produce fisuras del mismo. Por último, hay que indicar que si bien en el momento de la aparición de este sistema se habían centrado grandes esperanzas en él, no ha constituído la solución definitiva que se esperaba, y ha tenido muy poca difusión .comercial. - Sobrealimentación por turbina de escape Este es el sistema extendido de forma prácticamente universal. Consiste en intercalar una turbina en el escape unida en eje libre con un turbocompresor situado en la

324

M otores de combustión interna alt ernativos

admisión. Sobre este sistema han apa recido algunas variantes basadas en el mismo principio, como son la alta sobrealimentación en dos etapas y el sistema Hyperbar. Dada la gran importancia de este sistema lo trataremos con mayor profundidad en apartados posteriores.

13.2 . INCREMENTO DE LAS TENSIONES MECANICAS Y TERMICAS 1 . T ansiones m ecánicas En los motores de encendido por compresión sobrea limentados, debido a la disminución del t iempo de retraso, como consecuencia de la mayor presión y temperatura en el instante de la inyección, la presión máxima de combustión aumenta más lentamente que la presión media efectiva al aumentar la presión de sobrealimentación. En la siguiente tabla calculada por Zinner se pone claramente de manifiesto este hecho.

pme (bar)

Pméx (bar)

Pméx/pme

6

55

9.2

·······························

10

75

7.5

MEC sobrealimentado con refrigeración después de la ............. .. .. ... ... .. compresión

15 18 20

100 115 125

6.6 6.4 6.2

MEC aspiración natural .. ..... . .. ........ . ......... .. MEC sobrealimentado

El estado actual del arte permite alcanzar presiones máximas de combustión en motores de encendido por compresión del orden de los 140 bar. Si el motor se sobrealimenta con relaciones de compresión muy altas, la presió'" máxima llega a ser excesiva, consistiendo la solución en reducir la relación de con-presión volumétrica del motor y refrigerar el aire de admisión después del compre sor. Aplicando las técnicas descritas se han llegado a sobrealimentar motores has~a alcanzar presiones medias efectivas de 30 bar. Si la sobrealimentación se realiza aprovechando la energía de los gases de escape en el momento del arranque esta energía será nula, por lo que la relación volumétr e_ de compresión mínima admisible será aquella para !a que el motor pueda arranca·

325

Sobrealimentación

En el caso de los motores de encendido provocado las presiones máximas aumentan de forma significativa al sobrealimentar el motor, hecho que conduce a la detonación como vimos en los capítulos anteriores, por lo que es necesario refrigerar el fluido después del compresor, así como disminuir la relación de compresión del motor.

2. Tensiones térmicas Al sobrealimentar un motor las tensiones térmicas crecen de forma importante, siendo en general más críticas que las tensiones mecánicas; en efecto: De acuerdo con las ecuaciones de transmisión de calor (cap. 4) las pérdidas de calor en relación al c0mbustible introducido se pueden expresar por la ecuación:

ó Ó¡

=K

teniendo en cuenta que: K - engloba una serie de parámetros que permanecen constantes al sobrealimentar un motor. T9 - depende fundamentalmente del dosado, que supondremos constante. Tr - también se supone constante. Podemos ·afirmar que las pérdidas de calor relativas son proporcionales a 1/m 0 · 25 . Esta ecuación confirma los estudios realizados en el IFP, que indican que doblando la pmi (lo que equivale aproximadamente a doblar m), el calor disipado por las paredes solo crece en un 60%. Por otra parte al aumentar el gasto por unidad de tiempo y sección el coeficiente de película gas-pared crece, y teniendo en cuenta la ley de variación de las pérdidas de calor relativas, tiene que suceder que la temperatura de la pared en el lado del gas aumente, con el consiguiente aumento de las sobrecargas de origen térmico. Por otro lado, los MEC son especialmente sensibles a un aumento de la temperatura de admisión, ya que tienen altas relaciones de compresión. En efecto, un aumento de la temperatura de admisión de 10ºC provoca un aumento de la temperatura final de compresión sin combustión del orden de 20 a 30°C, en función de la relación de compresión. Por las razones apuntadas, no es de extrañar el que se refrigeren internamente los

326


pistones de motores sobrealimentados a partir de diámetros del orden de 90 mm. (capítulo 22). Además las temperaturas de la camisa y portasegmentos aumentan , razón por la que hay que emplear aceites de lubricación con muy buenas características en lo que se refiere a la formación de depósitos. Por último, hay que indicar que las tensiones térmi~as aumentan con el tamaño del motor (tal y como se demostró en el capítulo de semejanza), por lo que en los grandes motores sobrealimentados la refrigeración se hace crítica y hay que recurrir a técnicas especiales, tal y como veremos en el capítulo dedicado a elementos constructivos . Como soluciones para limitar las cargas térmicas· están el refrigerar el fluido en la admisión, reducir la relación de compresión volumétrica y, en el caso de los motores de encendido por compresión, reducir el dosado. Por último se puede aumentar el cruce de válvulas, para de esta forma barrer los residuales con el aire fresco y refrigerar la cómara de combustión .

13.3. LA TURBOSOBREALIMENTACION 1 . lntrod ucción

e

T 2

3

4

La sobrealimentación por turbina de escape, también llamada turbosobrealimehtación, consiste en aprovechar la energía de los gases de escape del motor para mover una turbina, que a su vez suministra la potencia necesaria a un compresor montado en eje libre con ella, que es el encargado de generar aire a presión en el colector de admisión.

En la figura 13.3 viene representado el esMotor al ternat i vo quema de la instalación, así como la nomenclatura empleada. Es ilustrativo el relacionar las características de las máquinas que interVienen con espíritu comparativo, lo cual nos da una idea de la problemática que se presenta er la interconexión de dos máquinas tan diferentes. Fig. 13.3. Esquema de la turbosobrealimentación. Nomenclatura empleada ·

Las características más importantes que definen un motor alternativo son: - Bajo régimen.

Sobrealimentación

-

327

Bajo rendimiento como máquina. Temperaturas instantáneas elevadas. Gran volumen y pequeña potencia específica. Flujo discontinuo.

Si nos referimos a una turbomáquina, estas características son: -

Alto régimen. Alto rendimiento como máquina. Temperaturas instantáneas bajas. Pequeño volumen y gran potencia específica. Flujo continuo.

Naturalmente las características de ambas máquinas están enunciadas con espíritu comparativo. Así un motor alternativo suele tener regímenes inferiores a 6.000 r.p.m. y sin embargo un grupo de sobrealimentación alcanza, en determinados casos, hasta 200.000 r.p.m . La interconexión de un motor alternativo y una turbomáquina nos dará un motor mixto, en el que resolviendo los problemas que se presenten, por tener ambas máquinas características tan diferentes, se podrán conseguir buenos resultados de funcionamiento, si somos capaces de fijar la zona de trabajo de cada máquina en el punto más idóneo de cada una de ellas. 2. Ecuaciones.fundamentales para el estudio del acoplamiento en condiciones de régimen estacionario Ya se han apuntado los problemas que se presentan en el acoplamiento motor-grupo de sobrealimentación. Debido a que son dos máquinas muy distintas, es por lo que para poder plantear las ecuaciones que resuelven el problema es conveniente analizar por separado ambas máquinas. Es decir, estudiar por un lado el conjunto que denominaremos grupo de.sobrealimentación, formado por un compresor y una turbina montados en eje libre, y a continuación hacer el estudio del acoplamiento motorgrupo de sobrealimentación . a)

Ecuaciones del acoplamiento compresor-turbina - Primera ecuación básica de la turbosobrealimentación

Como consecuencia del propio principio de funcionamiento, tiene que suceder en todo momento que la potencia de la turbina y del compresor sean iguales. La potencia absorbida por el compresor tiene por expresión:

Ne

me Cpe TJme

~1

(TT2 _•1) 1

328

Motores de combustión int erna alternativos

Si expresamos la ecuación anterior en función del rendimiento del compresor obtenemos:

r¡c r¡mc

. (13 . 1l

La potencia suministrada por la turbina vale:

Si al igual que en el caso del compresor sustituimos en función del rendimiento, llegamos a:

(13.21

La relación entre el gasto de turbina y compresor vale:

=

rila + rilt

=

1 + F

(13.31 La relación entre calores específicos eñ turbina y compresor es constante y la repre· sentamos por K 1 .

Por otro lado llamamos índice de la turbosobrealimentación !rl al producto:

T~

(13 .4 1

Igualando las ecuaciones f13.1 l y (13.21, teniendo en cuenta las ecuaciones (13 .3' y í13.41 y operando convenientemente se obtiene:

--~-T-.1-)] ;;, Ír

YT

(13.5

329

Sobrealimentación

A la expresión anterior se le conoce con el nombre de primera ecuación básica de la turbosobrealimentación. Antes de continuar es conveniente hacer un análisis de los valores des, K1 , 'Ye, 'Yr y F. El valor de

s está a su vez formado por dos grupos de términos en parte indepen-

di~nte y que son T 3 /T1 Y 1/c 1/r 1/mc 1/mr ·

El valor del cociente T3 /T1 nos da información por una parte de la carga térmica a la que está sometida la turbina . Téngase en cuenta que valores excesivamente elevados podrían conducir a averías en los álabes de la turbina. Por otra parte, no hay que olvidar que si se busca un buen aprovechamiento de la energía disponible en el escape del motor, cuanto más elevado sea el valor del cociente T3 / T 1, mejor rendimiento y mayor potencia específica se podrá obtener del grupo de sobrealimentación. Finalmente el valor T3 / T 1 nos viene directamente impuesto por el motor como consecuencia del dosado con el que esté funcionanc;Jo, el valor del barrido durante el cruce de válvulas y la existencia o no de refrigeración. En cuanto al producto 1/c 1/r 1/mc 1/mr,. nos indica el éxit o obtenido en el diseño tanto del compresor como de la turbina. En muchos casos el producto de los rendimientos mecánicos se encuentra englobado en un solo valor que es el rendimiento. mecánico del turbogrupo 1/mrc·

s

Queremos indicar que el va lor de se encuentra perfectamente acotado en función de los parámetros .que lo componen y podernos afirmar que oscila entre 0.7 y 2.3. El valor de la relación entre ca lores específicos de turbina y compresor (K 1 ) lo podernos suponer constante, y en el caso de que el dosado sea bajo es muy próximo a la unidad, lo que vamos a suponer a partir de ahora. Esta hipótesis solo es aplicable en todo rigor al caso de los MEC. · Tampoco los valores de los exponentes adiabáticos son igua les en el aire y en los productos quemados, sin embargo, si el dosado es bajo son muy próximos, por lo que también los supondremos iguales y de valor 'Y. En cuanto al dosado, los valores usuales en motores Diesel son del orden de 1/ 25, por lo que despreciar F frente a 1 es cometer errores pequeños. En los motores de encendido provocado el valor de Fes del orden de 1/14, por lo que el error cometido será mayor, sin embargo de cara a simplificar el cálculo admitiremos que F es despreciable frente a 1. Con estas simplificaciones la primera ecuación básica de la turbosobrealimentación (Ecuación [13 .51) queda de la forma:

330


rr

Y

(13.61 - Segunda ecuación básica de la turbosobrealimentación La segunda ecuación que se puede plantear es que el gasto que circula por el compresor más el gasto de combustible es igual al gasto que circula por la turbina, es decir:

mr = me + rilt = rile (1 + F)

=

ma (1 + F)

Para determinar el gasto que circula por la turbina nos referimos a su sección equivalente característica Ar, siendo esta sección por definición, aquella sección ficticia para la cual el gasto que circula por la turbina real es igual al gasto que circularía por una tobera sometida al mismo salto de presiones, y con sección de garganta igual a la sección equivalente característica de la turbina. Suponiendo que el grado de reacción de la turbina sea de 0,5, caso usual en las turbinas centrípetas que son las más extendidas en turbogrupos de motores pequeños y medios, Ar se puede expresar en función de la sección del distribuidor de la turbina (A0 ) por la expresión: Ar

=

(0.4713

+ 0,04917 rrl A 0

La demostración de esta ecuación la omitimos por salirse de los límites de este libro. Una vez definida la sección característica podemos escribir que:

[ 13.71 Donde 1/¡ vale:

La ecuación (13.71 se puede expresar como:

= Operando y reordenando convenientemente se obtiene:

Sobrealimentación

331

Definimos el caudal adimensional V* como:

v,

V*

a,Ap z Y llamamos constante característica de la turbina KAT a:

Con lo que obtenemos:

1+ F Pasamos a análizar los términos de la ecuación con vistas a su justificación. La importancia del caudal adimensional se verá más adelante al estudiar el caudal de aire que admite el motor. La importancia de la relación entre temperaturas . . /T3 / T2 se pone de manifiesto al estudiar el incremento de la temperatura del fluido a su paso por el motor. En relación al valor de KAT , dando valores numéricos al cociente T,/T2 se observa que su variación es mucho menor que la de AT. Este cociente depende del rendimiento y de la relación de compresión del compresor, y por otra parte de que exista o no refrigeración intermedia que lo minimizaría todavía más, por lo que no es avent urado afirmar que KAT fundamentalmente nos proporciona información sobre el tamaño del distribuidor de la turbina, el cual en la práctica es proporcional a la sección equivalente de la turbina. La sección del distribuidor siempre estará referida al tamaño del motor, es decir a la sección del pistón. Así pues elegir KAT es elegir el distribuidor de la turbina, que es el sistema convencional utilizado para definir la turbina de escape.

332


De la misma forma que en el estudio de la primera ecuación, podemos suponer que F es despreciable frente a 1.

i/;~

La expresión P3 no es otra 'Y . P1 pansión de la turbina. En efecto:

co~a que una función de la relación de

ex-

Podemos hacer la hipótesis simplificatoria de que p 1 = p4 , es decir que la presión a la entrada del compresor es igual a la presión a la salida de la turbina con lo que:

-y + 1

Así pues, de la ecuación que plantea el que el gasto del compresor más el gasto de combustible es igual al gasto que circula por la turbina, se obtiene la relación entre el caudal que circula por el motor, corregido por el incremento de temperatura que sufre el fluido en el mismo, en función de la relación de expansión de la turbina, tomando como parámetro la sección característica de la turbina, es decir:

(13.81 Ecuación que denominaremos segunda ecuación básica de la turbosobrealimentación - Régimen de giro de compresor y turbina iguales

Como última condición para el acoplamiento compresor-turbina está el que el régimen de giro de ambos sea el mismo, es decir:

Esta última ecuación únicamente sería de utilidad en el caso de tener que dimensionar geométricamente ambas máquinas. En efecto, con la hipótesis de semejanza veamos qué relación debe existir entre el tamaño de ambas máquinas. En el estudio de semejanza de turbomáquinas se demuestra que el verdadero parametro a comparar es el número de vueltas adimensional, que no es otra cosa qLe el número de Machen el borde de la pala. Dado que se tiene que cumplir la ecuaciór anterior tenemos:

333

Sobrealimentación

De

Y'Y R T,

=

Dr

V'Y R T3

Luego:

De Dr

=~ T3

Estas tres ecuaciones son suficientes para fijar el punto de funcionamiento del grupo de sobrealimentaci6n, independientemente del motor, si bien hay que tener en cuenta que muchos de los parámetros están fijados por éste. b}

Ecuaciones del acoplamiento grupo de sobrealimentación-motor

Las tres ecuaciones que podemos plantear se obtiern=!n de desarrollar las siguientes afirmaciones: - El gasto que suministra el ·compresor es igual al que admite el motor. - La temperatura de los gases a la entrada de la turbina viene determinada por el motor. - La energía utilizable en el escape del motor es la única aprovechable por la turbina.

- Gasto que circula por el motor Para determinar el gasto que circula por el motor refirámonos al rendimiento volumétrico. Es usual en los motores sobrealimentados referir el r~ndimiento volumétrico a las condiciones del fluido a la salida del compresor, con lo que 7/v solo tiene en cuenta el conducto de admisión a partir del compresor y además su valor es, en principio, inferior a la unidad. Así pues, el rendimiento volumétrico de un motor sobrealimentado se puede expresar como:

7/v

2 [13.9] Hay que hacer notar que en los motores sobrealimentados 7/v presenta ciertas particularidades en relación al motor de aspiración natural particularidades que se pueden resumir en:

334


- Puesto que en muchos casos la presión del colector de admisión es superior a la del colector de escape, si existe suficiente cruce de válvulas, existe un cierto barrido de los gases que ocupan la cámara de combustión. De ahí que el volumen desplazado pueda ser superior al de la cilindrada. - El aire al comprimirse se calienta y es conocido que el rendimiento volumétrico mejora al aumentar la temperatura de admisión. Como consecuencia de estas circunstancias, y a pesar de que Tlv es función fundamentalmente de la geometría de los conductos y de la sección de paso en las válvulas, un motor al ser sobrealimentado mejora su rendimiento volumétrico. Hechas estas consideraciones pasemos a calcular el caudal que admite un motor en función de la presión en el colector de admisión. El gasto de aire se puede expresar como:

Si despejamos rila de la ecuación [13.9] y lo igualamos al obtenido en la expresión anterior llegamos a:

Desarrollando esta ecuación resulta:

v,

-z Apa,

1

=-

T/v

4

cm T,

P2

T2

P,

a,

Ecuación que se puede expresar de la forma:

=

V*

[13.1 0;

Kcm re

donde Kcm vale: Kcm

=

-

4

T/v

Cm

T,

a,

Tz

Realicemos un análisis de los valores de Kcm y V*. Analizando los parámetros que componen Kcm existen dos grupos claramente diferenciados.

335

Sobrealimentación

El primero, compuesto por T/v cm/ a, depende únicamente del motor, y además solo depende de forma importante de Cm, ya que el propio rendimiento volumétrico es fu nción de la velocidad lineal media del pistón. El segundo, que es el cociente T.fT2 , es función únicamente del compresor y su variación es mucho menor. Sin embargo, se podría sustituir en función de la relación de compresión del compresor, y eliminarlo del valor de Kcm· El caudal adimensional V* se puede expresar como:

V*

=

En general, si no prefijamos el punto para el que definimos el rendimiento volumétrico, podemos decir que:

= -

2

n

2

z Ap S

e T/v

=

Cm

4

a

z Ap e T/v -

a

Luego:

=

4

a

T/v

Si tenemos en cuenta que para un motor determinado el rendimiento volumétrico función únicamente de la velocidad lineal media del pistón,en el caso de MEC
~s

=

V*

:::>uesto que motores semejantes tienen el mismo valor de cm, podemos afirmar que

e valor de V * es el mismo en motores semejantes. De hecho si se dibujan los valores experimentales que relacionan V* con la presión admisión, tomando como parámetro Cm se obtienen líneas como las de la figura ·3.4 según Zinner.

Je

336


Curvas que evidentemente coinciden para motores semejantes, y de ahí la importancia de utilizar V* como parámetro para Pz IR medir el caudal.

1,ó

1.4

- Incremento de temperatura del fluído en el motor Haciendo un análisis de los parámetros de los que depende la temperatura de los gases a la salida del motor, se puede afirmar que T 3 depende fundamentalmente de:

1, 2

- Dosado con el que está funcionando el motor. - Presión y temperatura en la admisión del 1 ' - - - - - - + - - - - - - + - - - - - - ,•.,,...._,_3 motor. V· 1O - Pérdidas de calor. 3 6 9 Fig.13.4. V* en función de la relación de - Potencia que suministra el motor. compresión del compresor - Cortocircuito durante el· cruce. Evidentemente el planteamiento correcto es realizar un balance energético en el motor para determinar el incremento de temperatura. Apliquemos el primer principio entre la entrada y salida del motor. El aumento de energía del fluido al pasar a través del motor, se puede expresar como:

•'

La energía introducida en el sistema es la proveniente del combustible y vale:

La energía que se transforma en trabajo se puede expresar como:

Finalmente la energía perdida por transmisión de calor es:

Así pues, aplicando el primer principio, podemos escribir:

337

Sobrealimentación

Ecuación que se puede expresar en la forma: F 1+F

T3-T 2

Esta ecuación confirma los resultados obtenidos por numerosos investigadores que comprueban que la ley de variación del incremento de temperatura entre la entrada y salida del motor es lineal con el dosado, quedando ligeramente modificada al variar el régimen.

800 600

Esta ley solo es válida mientras el dosado relativo es inferior a la unidad, por lo cual es aplicable a los motores Diesel, y a los motores de encendido provocado funcionando con mezclas pobres.

400 200

o

0,2

Cp

0,4

0,6

O,S F~

En la figura 13.5, obtenida de datos publicados por numerosos investigadores se confirma la afirmación anterior.

Fig. 13.5. Incremento de temperatura del gas al evolucionar en el motor

Obsérvese en la ecuación anterior que T3 - T2 depende fundamentalmente del dosado, ya que tanto r¡¡ como qR son

esencialmente dependientes del dosado. La ecuación planteada al aplicarla a motores sobrealimentados presenta el inconveniente de no estar afectada por la presión en el colector de admisión por, lo que vamos a expresarla en otros términos. El calor equivalente aportado por el combustible se puede expresar como: . n pm1 vr

2

r¡¡

Por otro lado tenemos:

rila (1+Fl

=

n 'r/v -

2

Vr

Q 2 ( 1 + F)

338


Por la ecuación de los gases perfectos sabemos que:

Qz

=

Luego:

Sustituyendo valores en la ecuación obtenida de aplicar el primer principio, tenemos :

17¡

Simplificando y ordenando llegamos a:

1 +

pmi

'Y - 1

P1

'Y

( 1 - 17¡ - qR) P1 ( 1 + Fl17;17v

P2 [13.11 ]

El valor de la presión media indicada dividido por la presión de admisión p1 se puede expresar como: pmi

=

F He 17¡ 11v Q-2

P1

P1

operando: pmi p,

=

He 17v 17¡

RT,

Luego la ecuación (13.11] quedará de la forma: F

1

1 + F T2 [13.1 2 De los parámetros que aparecen en la ecuación [13. 12] podemos afirmar: He es una

Sobrealimentapión

339

constante para cada tipo de combustible; 7/i depende fundamentalmente del dosado en MEC y del grado de carga en MEP, grado de carga que supondremos fijo. El valor de qR presenta la misma tendencia que 7/i· R y 'Y son constantes del gas. Si analizamos las variaciones de T3 / T2 para F fijo, tomando T 2 como parámetro, y dando valores reales al resto de los términos, se puede comprobar que la variación máxima con respecto a la media es del 8%. Por lo que podemos concluir que T3 / T2 depende fundamentalmente del dosado, y en consecuencia escribir: K'F (13.13] - Aprovechamiento de los gases de escape Para aprovechar el trabajo que se puede obtener por medio de una turbina a partir de los gases de escape. los diseñadores utilizan dos procedimientos en parte contrapuestos: - Colocar una turbina próxima al cilindro, en la que los gases de escape se expanden hasta la presión ambiente, siendo la presión a la entrada de la turbina variable siguiendo a la presión del interior del cillindro. - Colocar un depósito de suficiente capacidad a la salida del cilindro, de forma que la presión en él sea aproximadamente constante y la turbina trabaje entre esa presión y la del ambiente. Al primer caso se le conoce como turbina de ondas de presiól"! o de impulsos y al segundo como turbina de presión -constante o estacionaria. Haciendo un planteamiento simplista del problema y teniendo en cuenta las siguientes '1ipótesis: - Se supone en ambos casos la turbina isentrópica. - La válvula de escape abre en el PMI. - La salida de los gases del cilindro es suficientemente rápida para que se pueda suponer que el volumen del cilindro se mantiene constante durante la misma. La energía disponible en ambos casos se puede calcular como sigue: - Turbina de impulsos:

En lo que sigue se utiliza la nomencl.::tura de la figura 13.6.

340


p

Pef--~~~~~~~-=-+-~~~~-"'"""ir:::--~-"'.....:_

P4

4

PMI

4'

V

Fig.13.6. Aprovechamiento de los gases de escape. Diagrama p-V, para turbina de impulsos y de presión constante

La turbina trabaja en condiciones fuertemente variables a su entrada, ya que en el momento inicial la presión es p3 y la temperatura T 3 , mientras que las condiciones finales son p4 y T 4 • Esta circunstancia dificulta el cálculo por integración directa del diferencial de trabajo correspondiente a cada diferencial de masa saliente. Más sencillo resulta aplicar el primer principio considerando el sistema como un sistema cerrado que evoluciona desde un estado inicial 3 hasta un estado final 4, realizando un trabajo equivalente a la diferencia de energía internas u3 - u4 • De este trabajo total hay que descontar el realizado por la presión -exterior p4 debido al aumento de volumen v4 - v3• Al hacerlo así, resulta el trabajo neto por unidad de masa:

- Turbina a presión constante La expansión irreversible que se realiza desde el cilindro hasta el depósito intermedio origina que la temperatura en éste (T6 .) sea mayor que la correspondiente a .: expansión reversible. Para calcular el valor de T 6 • basta considerar que,como la e) pansión es adiabática, la energía interna del fluido en el punto 3 se transforma integra

341

Sobrealimentación

mente en trabajo de expansión contra la presión dio, con lo que se puede escribir:

Pe constante del depósito interme-

en donde operando, resulta:

Te'

= -T3 [ 1 + (-y-1 l -Pe] 'Y

p3

Conociendo el valor dé la presión y la temperatura en el depósito intermedio, y suponiendo que se mantienen aproximadamente constantes, se puede aplicar el primer principio, considerando el sistema como abierto y estacionario, con lo que resulta:

La aplicación en la práctica de estos procedimientos presenta las siguientes ventajas e inconvenientes: Las ventajas del sistema de ondas de presión son: - Recuperación de la energía cinética de los gases. - Respuesta rápida del grupo de sobrealimentación a variaciones bruscas de carga. - Barrido garantizado aún en el caso de cargas parciales. - Posibilidad de funcionamiento aún con rendimient os bajos del turbocompresor. Los principales inconvenientes son: - Baja recuperación de la energía cuando únicamente existen uno o dos cilindros unidos a la admisión de la turbina, ya que se vacía el colector entre los períodos de escape. - Bajo rendimiento de la turbina debido a que el fluido fluye a impulsos. - Necesidad de utilizar grandes tamaños de turbina. - Complejidad de los colectores. En resumen el funcionamiento por ondas de presión puede ser considerado como un buen procedimiento para relaciones de compresión bajas o medias, si el número de cilindros que se unen a un colector de escape es de tres o cuatro y si la utilización del motor es a menudo a régimen variable. Las ventajas de la turbina de presión constante son: - Buen rendimiento de la turbina .

Motores de combustión interna a lternativos

342

Motor

- Sencillez del colector .de escape. - Posibilidad de emplear un solo grupo de sobrealimentación independientemente del número de cilindros. - Gran libertad para colocar el turbocompresor en el lugar más idóneo. - Tamaño reducido de la turbina. Los inconvenientes se pueden centrar en:

- Débil aceleración del turbo en aceleraciow nes bruscas del motor. 1--'---1--remanso - Barrido muy influenciado por el rendimiento del turbocompresor. - Disminución rápida del grado de sobrealimentación con la carga. - Necesidad de un colector de escape turbina voluminoso. - Necesidad de utilizar una soplante auxiFig.13.7. Turbina a presión constante liar a cargas parciales en motores de dos tiempos. Depósito de

En resumen el funcionamiento a presión constante puede ser una buena solución para relaciones de compresión elevadas, en motores que normalmente funciona n a plena carga. Por último, hay que indicar que en muchos casos se emplean convertidores de impulsos que constituyen una solución intermedia. 3. Resolución del sistema de ecuaciones. M étodo gráfico

a J Planteamiento del sistema de ecuaciones de cara a su resolución El problema que se plantea es el de acoplar un grupo de turbosobrealimentació'" a un motor concreto. Para alcanzar este objetivo es necesario resolver el sistema de cuatro ecuaciones compuesto por la 1ª y 2ª ecuación básica de la turbosobrealime"' tación, la ecuación derivada de la iguadad de gastos de compresor y motor, y la ecua ción que nos da la temperatura a la salida del motor, con lo que el sistema de ecua ciones es el siguiente:

Sobrealimentación

34 3

Donde la ecuación que da el valor de la temperatura del motor en función del dosado se ha modificado convenientemente. Siendo KF la raíz cuadrada de K;. Si analizamos las ecuaciones anteriores, tenemos que las variables independientes son:

V*

Apareciendo en las ecuaciones los parámetros:

Las ecuaciones planteadas tendrán una solución única, una vez fijados los cuatro parámetros. b) Método gráfico para solucionar el sistema de ecuaciones

Evidentemente la resolución matemática del problema , independientemente de la complicación que pueda presentar, ·t iene el inconveniente de enmascarar el sentido físico de la solución, y es por lo que planteamos una resolución gráfica, siempre posible, ya que existe solución matemática del problema. En la. figura 13.8 hemos dibujado relacionadas las cuatro ecuaciones fundamentales. Hay que resaltar que los parámetros elegidos son los fundamentales para resolver el problema del acomplamiento del motor y el grupo de sobrealimentación. Varios pueden ser los planteamientos que nos conduzcan a la obtención del punto de funcionamiento correcto, sin embargo, al sobrealimentar un motor, lo que se busca es un aumento de la potencia, por lo que vamos a partir precisamente de ese dato, es decir, fijar la potencia que se desea alcanzar. La potencia en función del caudal arlimensional se puede expresar como:

w

t rT T

,,

'

~

~·

·-

\ • al

'

.-

K=.7 / K=1y

K=¡

K=/

K=~3

' 2,5

~

w a. .éx> CD :D _. CD

e: "' ~ ooCT e: "' o !:!. o-

v·~ T31T2 = F( rT)

~ ""' '\ \J \ \

-os • VlT3/T2

-.o'3

1

11 / V /

re= f(rT)

CT ::J

Q)

:::

3CD

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~

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O

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.. a. Q) CD o o: ::J

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3 mo 3 -·

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•

CD

V·~ 3 2= KFV

-:04

-:0·2

2.5

3

3.5

4

4.5

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....

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~

..s· CD

3, CI 111

;+'

•3

..< 111

o

•

Sobrealimentación

345

Por lo que despejando V* tenemos:

V*

=

En la ecuación anterior N 0 es la potencia que se desea alcanzar, tal y como hemos dicho, z y Ap son conocidos y constantes para un motor dado, He es fijo una vez elegido el tipo de combustible, a 1 y e, serán constantes para unas determinadas condiciones atmosféricas, r¡ 0 puede ser estimado en función del estado del arte, y por último el dosado se elige teniendo en cuenta que se está buscando potencia máxima del motor. Una vez definido el valor de V* pasamos a fijar los valores de los parámetros, con los siguientes criterios: - Kem será función prácticamente exclusiva del régimen de giro al que se desea obtener la potencia. - Para fijar el índice de la turbosobrealimentación se deberá tener en cuenta por una parte el estado del arte en el diseño de compresor y turbina, y por otra, el valor de T 3 que se espera alcanzar. En general se buscará un valor elevado del índice de la turbosobrealimentación para garantizar el que re sea mayor que rr ,siendo en muchos casos este criterio el que obligue a la elección de r. - La elección de KF se realizará teniendo en cuen,ta que se está buscando potencia máxima del motor. Conocida una variable y tres parámetros resulta inme,diata la determinación del cuarto parámetro, es decir KAr y se podría, de forma inmediata, comprobar la existencia o no de una turbina que reuna las condiciones exigidas.

4. Actuaciones del motor - grupo de sobrealimentación Una vez definido el funcionamiento en el punto de diseño y conocidas las curvas características del compresor y de la turbina, hay que comprobar que el grupo de sobrealimentación funciona correctamente en todo el campo de utilización del motor. En este caso KF y Kem son conocidas para cada punto de funcionamiento del motor, KAr es fija en función de la turbina elegida. El valor de

s se obtiene de

for~a

inmediata a través de los rendimientos de las má-

346


quinas y del valor de T3 • Hay que confirmar que la solución es compatible en dos casos: En primer lugar, manteniendo Kcm constante y variando KF y en segundo lugar manteniendo Kf y variando Kcm· De esta forma se podrá comprobar si el grupo de sobrealimentación es capaz de hacer frente a todas las condiciones de funcionamiento del motor, lo cual no suele suceder en motores con amplio margen de variación de sus condiciones de foncionamiento, por lo que hay que recurrir a dispositivos especiales a los que ya nos referiremos. Hasta el momento nos hemos referido a condiciones de funcionamiento en régimen estacionario, pero en realidad, un cambio en el grado de carga del motor no es seguido por un cambio instantáneo de la velocidad de rotación del grupo de sobrealimentación, puesto que hace falta suministrar o absorber la energía cinética correspondiente al nuevo estado de equilibrio de las masas en movimiento. Debido a la inercia del grupo de sobrealimentación, los motores turbosobrealimentados tienen unos tiempos de respuesta mayores que los motores de aspiración natural.

13.4 . SOBREALIMENTACION DE MOTORES DE ENCENDIDO POR COMPRESION. SITUACION ACTUAL Y TENDENCIAS 1 . Motores de dos tiempos En los motores de dos tiempos el problema fundamental se presenta por el hechc de que es necesario que la presión en el colector de admisión sea superior a la de colector de escape. Para garantizar el barrido la relación de presiones entre compresor y turbina deb: tener un valor entre 1, 1 y 1,2 independientemente del grado de sobrealimentaciór y teniendo por otra parte en cuenta que las pme se encuentran alrededor de 13 ba· la relación de compresión del compresor debe ser próxima a tres, lo que obliga a a ... : el producto del rendimiento de la turbina por el del compresor y por el rendim ier~: mecánico esté por encima de 0,63. Para las relaciones de compresión utilizadas actualmente es suficiente con la s: brealimentación en un solo escalonamiento. Ahora bien, para poder seguir au metando la pme se hará necesario el empleo de dos compresiones con refrigeraciór termedia, y ya se han realizado experiencias que muestran que la alta sobrealimer:= ción con refrigeración intermedia no presenta problemas desde el punto de vista e?

Sobrealimentación

347

funcionamiento de los turbogrupos. Sin embargo los problemas mecánicos y térmicos que se presentarían en estos grandes motores, en los que los criterios de fiabilidad y duración son fundamentales, hacen problemático el empleo de la alta sobrealimentación. En cuanto al empleo de ondas de presión o presión const ante, debido al aumento del grado de sobrealimentación y a la mejora del rendimiento de los turbogrupos, parece que el empleo de la presión constante es la tendencia actual, lo cual obliga a disponer soplantes auxiliares para el funcionamiento a bajo grado de carga.

2 . Motores de cuatro tiempos industriales y marinos El aumento del grado de sobrealimentación ha sido y es la tendencia general en estos motores, habiendo pasado la pme de 12 bar en 1960 a 20 bar en 1977 y existiendo una tendencia a sobrepasar los 25 bar de pme actualmente. ,

Paralelamente el motor ha tenido una evolución técnica y tecnológica que se ha traducido en una elevación importante de las tensiones térmicas y mecánicas admisibles. Las presiones máximas de combustión han ido creciendo alcanzándose actualmente 140 bar, lo mismo ha sucedido con las temperaturas locales que se encuentran en la actualidad en los 700ºC en el escape. Para alcanzar presiones medias efectivas de 20 bar era suficiente con el empleo de un solo grupo de sobrealimentación y refrigeración a la salida del compresor. Sin embargo para la obtención de presiones medias efectivas por encima de 20 bar ha sido necesario pasar a la sobrealimentación en dos etapas con dos refrigeraciones: intermedias, reduciendo la relación de compresión volumétrica del motor con el fin de limitar las presiones máximas de combustión. Con esta solució.n el rendimiento termodinámico del grupo de sobrealimentación motor es mayor debido fundamentalmente a: - La potencia necesaria para la compresión se reduce alrededor de un 15% depido a la refrigeración intermedia. - Se utiliza el sistema de ondas de presión para la turbina de alta y el de presión constante para la de baja con lo que el aprovechamiento de la energía del escape es superior. El esquema de la sobrealimentación en dos etapas es el de la figura 13.9. Sin embargo, a medida que crece el grado de sobrealimentación, se hace necesaria una refrigeración más intensa y sobre todo es necesario reducir mucho la relación de compresión del motor para limitar ia presión máxima.

348


No parece probable, con el estado actual de la técnica, que los motores puedan superar los 25 bar de pme con el empleo de , la sobrealimentación en dos etapas, y las razones fundamentales son: - Sería necesario reducir la relación de compresión volumétrica del motor por debajo de 8/ 1 con lo que: - Existiría una reducción del rendimiento, particularmente a cargas parciales. - Graves problemas de arranque en frío. - Los motores funcionando a bajo grado de carga tendrían una presión en el colector de admisión muy baja con lo que las curvas características del par harían muy difícil su uso en ciertas aplicaciones.

Fig.13.9.Alta turbosobrealimentación en dos etapas con refrigeraciones intermedias

e

Una posible solución para sobrepasar los 25 bar de pme es el sistema Hyperbar. T

Cci mara

El método está basado en una nueva asociación gas-dinámica del motor y del turbo que posibilita un buen funcionamiento del conjunto independientemente del grado de carga. El esquema de la instalacióf) se encuentra en la figura 13.10.

de combust i ón Refr i geración

Fig.13.10. Esquema del sistema de sobrealimentación Hyperbar

El rasgo fundamental de la sobrealimentación Hyperbar es una configuración en la que el motor está situado en paralelo cor el circuito compresor-turbina. El turbocompresor puede funcionar independienteme ~ te del motor, como una turbina de gas, sobre una línea de rendimiento óptimo. El funcionamiento del motor con sisterna de sobrealimentación Hyperbar es como sigue:

En primer lugar, debe ser arrancado el grupo con la cámara de combustión de que dispone, para lo cual es necesario arrastrarlo con un motor eléctrico.

~

349

Sobrealimentación

'

,

'

pme

1

/

-

,• :

/

/ 1

/

I

1

I

1

Una vez arrancado el grupo, la presión en la admisión es suficiente para el arranque del motor, por lo que éste se arranca por medios convencionales.

I

/

I

Cuando el motor funciona en carga existen tres zonas diferentes de funcionamiento ,\ A , , " I ' , .... _... / que aparecen representadas en la figura 13. 11. En la zona A la cámara de combus,, , .,, ,,,, tión está apagada o bien con una inyección ... piloto. En la zona B la presión de sobrealimentación permanece constante para compensar la baja relación de compresión del motor. En la zona C se mantiene constante la temperatrna de escape y la cámara de combustiól'l auxiliar se emplea para incren mentar la pme y en consecuencia el par a Fig. 13.11. Diferentes zonas de funcionamiento bajo régimen. I

I

l

,

I

'....

I

I

/

/

/

/

,/

/

;

del sistema de sobrealimentación Hyperbar

Las principales ventajas de este sistema de sobrealimentación son: - Altísima potencia específica. - Posibilidad de disponer de una buena curva de par aplicable en tracción. Como principales inconvenientes tenemos: - Al motor se le debe disminuir la relación de compresión volumétrica para mantener acotadas las cargas mecánicas y térmicas. - El rendimiento del motor empeora a cargas parciales. - El sistema de regulación del motor se compliq1. Este tipo de sobrealimentación presenta un interés especial en vehículos blindados militares y en motores del orden de 700-2000 kW del tipo de tracción ferroviaria. '

.

3. Motores de cuatro tiempos de automoción

En este caso el.motor tiene un régimen esencialmente variable, existen limitaciones en cuanto al volumen de los grupos y cambiadores, y la respuesta del motor debe ser rápida. Como consecuencia de los cordicionantes apuntados se empléa de forma totalmente extendida la sobrealimentación por ondas de presión, y el grado de sobrealimenta ción tiene una· cierta tendencia a aumentar, aunque no tanto como en los motores

350

M otores de combust ión interna altern ativos

industriales y marinos, siendo las presiones medias efectivas del orden de 10 a 13 bar. En los últimos años ha habido una cierta tendencia a adoptar el postenfriamiento del aire de admisión en motores para camiones pesados. En motores de pequeña cilindrada es usual la sobrealimentación sin postenfriamiento. Un problema de los MEC turbosobrealimentados es la producción de humos a bajo régimen de giro con grados de carga altos. Téngase en cuenta que en las citadas condiciones, al ser bajo el régimen de giro del motor, la energía en el escape del motor .es baja, lo que implica que el turbo sopla poco, por lo que el dosado puede ser excesivamente rico, lo que se ve agravado al ser la turbulencia escasa. Para paliar este fenómeno en cierta medida, se recu rre en ocasiones al llamado boost-control o corrector de humos, que consiste en un tope de la cremallera de la bomba de inyección, controlado por la presión existente en el colector de admisión, de manera que la bomba solo puede llegar al suministro máximo cuando en el colector reina una cierta presión. En contrapartida, el corrector de humos implica el hecho de que el par disminuye a bajo régimen, y sobre todo en el momento del arranque. Particularmente problemática se presenta la sobrealimentación de los pequeños motores de automoción como consecuencia de la dificultad de adaptación del grupo de sobrealimentación a un motor con una gama muy amplia de funcionamiento y debido al bajo rendimiento termodinámico del grupo, como consecuencia de su reducido tamaño . Para resolver el problema se busca la solución utilizando turbinas que se adapten bien a bajo régimen del motor, con lo que se obtienen curvas de par motor favorables para la tracción, pero dado que se alcanzarían regímenes inadmisibles del grupo de sobrealimentación a alto régimen del motor, se acopla un by-pass a la entrada de la turbina de forma que parte de los gases de escape no pasen por ella. La regulación se realiza mediante una válvula de descarga accionada por la presión en el colector.

13. 5. SOBREALIMENTACION DE MOTORES DE ENCENDIDO PROVOCADO . SITUACION ACTUAL Y TENDENCIAS En los últimos años ha empezado a extenderse la turbosobrealimentación en el campo de los motores de encendido provocado de automoción con el objeto de obtener altas potencias específicas. Sin embargo existen los siguientes problemas: - Al aumentar la presión y temperatura en el colector de admisión aparece una fuerte tendencia a la detonación. - A l ser estos motores de pequeña cilindrada con amplios márgenes de régimen

Sobrealimentación

351

de funcionamiento comparados con los MEC, el acoplamiento es más complejo que en estos. - La curva de par es en principio poco apta para la tracción. - Es necesario limitar la temperatura de entrada a la turbina. - La localización de la mariposa del sistema de formación de mezcla. Pasemos a comentar brevemente cada uno de estos aspectos. - Detonación Debido a la tendencia a la detonación que se presenta en los MEP al aumentar la presión y temperatura de la mezcla carburada en la admisión, este tipo de motores solo pueden tener un grado de sobrealimentación bajo, no pasando nunca la relación de compresión en aplicaciones comerciales d~ 2,2/ 1 y siendo por lo general del orden de 1,5/ 1. Por otro lado la relación de compresión volumétrica del motor debe disminuir, estando comprendida entre 6,5/ 1 y 8,5/ 1. Para evitar la detonación se han adoptado diversas soluciones: En primer lugar, está bastante extendido el uso del post-enfriamiento, siempre y cuando los condicionantes de espacio lo permitan. En segundo lugar, se suelen incluir dispositivos de control para evitar excesivas presiones y temperaturas, habiéndose empleado dos tipos de soluciones . Por un lado, válvulas de descarga gobernadas por la presión y I o temperatura de admisión, y .POr otro, acelerómetros de cuarzo para detectar la detonación, actuando esta señal sobre el by-pass de la turbina de escape. Por último se suelen incluir dispositivos de seguridad que cortan el encendido en el caso de que la presión en el colector de admisión sea excesiva. En tercer lugar, hay que indicar que el sistema de encendido es crítico en lo::,; MEP sobrealimentados, ya que para evitar la detonación las leyes de avance deben ser complejas y función de varios parámetros, por lo que la tendencia general es a montar encendidos electrónicos. - Amplio margen de funcionamiento Como consecuencia de los avances tecnológicos sufridos por los grupos, se ha conseguido turbosobrealimentar motores de encendido provocado en la actualidad. Téngase en cuenta que estos motores son de muy pequeña cilindrada, por lo que los grupos deben de ser de diámetro muy pequeño, lo cual disminuye su rendimiento al aumentar las pérdidas en la periferia del álabe de forma importante. Además los regímenes de giro de los MEP de pequefíB cilindrada varían entre límites muy am plios. por lo que es fundamental que el turbo en general, y particularmente el com-

352


presor, mantengan un rendimiento aceptable dentro de un amplio margen de funcionamiento. Actualmente ya existen en el mercado motores sobrealimentados de 500 ce, para lo cual se han tenido que desarrollar compresores de menos de 40 mm. de diámetro con rendimientos del orden de O. 75 y con regímenes de giro máximos superiores a 200.000 r.p.m. - Curva de par Cuando el régimen de giro del motor es bajo la energía en el escape es escasa, mientras que ésta va aumentando al ir aumentando el régimen., con lo que la curva de par tiene tendencia a ser fuertemente creciente con el régimen del motor, pudiendo llegar a ser inadmisible además el régimen del turbo. Para paliar este problema está totalmente extendido el uso del by-pass en la turbina de escape, siendo éste controlado o bien por la presión de admisión o por la contrapresión de escape. También se han empleado sistemas donde por medio de un conducto montado en paralelo con el compresor, conducto que dispone de una válvula de láminas, se consigue que el motor funcione en aspiración natural, cortocircuitando el compresor, para bajo régimen de giro y turbosobrealimentado para alto régimen. - Temperatura de entrada a la turbina La temperatura de entrada a la turbina debe estar acotada para evitar temperaturas excesivas en los álabes. Este problema se agrava en los MEP, ya que los dosados son próximos al estequiométrico. Para evitar temperaturas excesivas a altos regímenes de giro del motor es usual el recurrir a mezclas ricas, mientras que para bajo régimen de giro las mezclas son más pobres para aumentar la temperatura y en consecuencia la energía en el escape. En todo caso, el dosado es más crítico que en los MEP de aspiración natural, por lo que se tiende a la inyección electrónica, aunque también se emplea el carburador. - Localización de la mariposa del sistema de formación de mezcla La mariposa se puede situar antes o después del compresor. El situarla antes tiene la ventaja de que el régimen del turbo disminuye poco al trabajar a cargas parciales, ya que existe depresión a la entrada del compresor, con lo que el tiempo de respuesta del motor disminuye. Sin embargo, tiene el inconveniente de reducir el rendimiento del compresor incluso a plena carga, debido a las pérdidas de carga en la mariposa, pérdidas que se agravan si se emplea carburador, ya que en ese caso existirá un difusor. En el caso de emplear carburador aparecen otra serie de ventajas e inconvenientes

Sobrealimentación

353

adicionales. Si el carburador se monta antes del compresor aquel puede ser convencional y lá mezcla se homogeneíza mucho al pasar por el compresor. Sin embargo no es posible emplear postenfriamiento, ya que se condensaría el combustible. Además el retén del compresor debe ser de características especiales (normalmente de carbono) para evitar que el combustible se mezcle con el lubricante. Al montar el carburador después del compresor es posible refrigerar el aire de admisión, y el carburador puede ser más pequeño. Sin embargo será más complicado, ya que al trabajar a presión debe ser totalmente hermético y poseer circuitos con presostatos que controlen la apertura de los surtidores adicionales.

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CAPITULO 14

REQUERIMIENTOS DE MEZCLA DE LOS MOTORES DE ENCENDIDO PROVOCADO

14.1. Generalidades 14.2. Regímenes estacionarios 14.3. Regímenes transitorios 14.4. Influencia de la preparación de la mezcla sobre los requerimientos de mezcla del motor

T. SANCH EZ Dr. l ng. Industrial E. REYES Dr . lng. Industrial

14. 1. GENERALIDADES La relación aire-combustible y la homogeneidad de la mezcla tienen una influencia fundamental sobre las prestaciones, el rendimiento y las emisiones de escape del motor de encendido provocado. El término homogeneidad se refiere a que la relación airecombustible es la misma en cualquier volumen de mezcla que tomemos por pequeño que sea. El sistema de alimentación y formación de mezcla (figura 14.1) tiene como misión suministrar la mezcla adecuada tanto en su aspecto cuantitativo como cualitativo, en todas las condiciones operativas del motor. En los últimos años, el rápido crecimiento de los costos de la energía y el problema de la contaminación ambiental han incrementado la necesidad de mejorar los sistemas de formación de mezcla de los motores, incluso a costa de su encarecimiento. Este capítulo se dedica a estudiar los requerimientos, y el siguiente, al análisis de los sistemas de formación de mezcla y de los dispositivos que, actuando sobre dichos sistemas, ayudan a reducir el consumo o la emisión de contaminantes. El estudio de los requerimientos se divide en dos etapas: - Regímenes estacionarios - Regímenes transitorios Se entiende por régimen estacionario el funcionamiento del motor con carga, número de revoluciones y temperaturas constantes. Los. regímenes transitorios son: el paso de un régimen a otro (aceleraciones y decelerac'iones), el arranque en frío y el período de calentamiento del motor.

14.2. REGIMENES ESTACIONARIOS En general, podemos definir la relación aire-combustible óptima como aquella que da el par requerido, a un determinado régimen del motor, con el mínimo cqnsumo de combustible compatible con un funcionamiento suave y fiable del mismo.

358

Motóres de combustión interna alternativos

de

l admisión

l

Bomba de combustible

Depósit.o de combustible Fig.14.1. Sistema de alimentación de combustible de un MEP

Un punto cualquiera del mapa de funcionamiento del motor, por ejemplo el A de la figura 14.2, puede obtenerse con diferentes dosados (F), los cuales pueden representarse como función del grado de admisión tal como muestra la figura 14.3. Entenderemos por grado de admisión el grado de estrangulamiento de la admisión

Requerimientos de mezcla de los motores de encendído provocado

359

curvas de consumo ~pecíf i eo e onstante pme ¡>lena admisión

9,1

144 Km/h

en e arrete ra

4,2

3,5

',nA 1

2,8 ..........""'----+----_..:....;_---+----~ 2000 3000 r pm 4000 5000 Fig. 14.2. Mapa de funcionamiento del motor

del motor, el cual viene determinado por la posición angular de una válvula, generalmente de mariposa, accionada por el acelerador. Dicha posición puede medirse tomando como origen de referencia la correspondiente a estrangulamiento máximo. En esta figura existen cuatro puntos característicos: amín es el grado de admisión con el cual se consiguen las condiciones establecidas. El dosado correspondiente se denomina de máxima potencia pues para dicho grado de admisión cualquier otro dosado reducirá la potencia del motor.

a 11 es el grado de admisión que corresponde al consumo mínimo de combustible

(mf mínimo). El dosado corr~spondiente es el óptimo para las condiciones estable-

cidas y se denomina de máximo rendimiento.

360


a 0 es el grado de admisión que corresponde al dosado estequiométrico. Estas condiciones se encuentran generalmente entre los dosados y grados de admisión antes comentados. amáx· grado de admisión máximo con el cual se consigue un funcionamiento suave y fiable. Grados de admisión mayores producen inestabilidades, debidas a fallos de combustigñ o explosiones en la admisión.

pme ::{p me) A= et e

F

n=nA=cte

Fmin ex m1' n

oc máx

Fig.14.3. Gastos de aire y combustible y dosado en función del grado de admisión

La realización de un ensayo práctico que permitiese obtener las curvas de la figura 14.3 presenta dos dificultades fundamentales: la medida del grado de admisión y su repetibilidad. Por esta razón, para la determinación del requerimiento de mezcla se emplea, como condiciones operativas fijas, el régimen y el grado de admisión, obte· niéndose la pme y el consumo específico de combustible en función del dosado. A veces, para mejorar la repetibilidad de los ensayos se sustituye la válvula de mariposa que regula el grado de admisión por un diafragma tarado, sin embargo este proced miento tiene el peligro de modificar la geometría del sistema de alimentación y, po· lo tanto, pueden verse afectados los requerimientos, por ser éstos también fun ciór de dicha geometría.

Requerimientos de mezcla de los motores de encendido provocado

pme7T~9er 1

1

1

n = ete.

361

El ensayo de un motor para determinar sus requerimientos de mezcla puede realizarse empleando en cada punto el avance al encendido óptimo o el correspondiente a la curva de avance del distribuidor. Los resultados que se obtienen en cada caso son diferentes.

O<= cte .

n =e te O(:Ct

e

Fig. 14.4. Presión media efectiva y consumo específico efectivo de combustible en función del dosado relativo

pme

n= e te . pme Fig. 14.5. Consumo específico efectivo en función de la pme

Empleando los parámetros n y a para definir las condiciones operativas del motor, se obtienen las curvas de requerimientos de mezcla de la figura 14.4.

F1 F2 1,15

F3

oc: g rad o de a d mi sión Fig. 14.6. pme en función del dosado relativo para distintos grados de admisión

En esta figura se dan igualmente cuatro condiciones características: límite de funcionamiento estable ( FRlmín· máximo rendimiento (FR)11 , máxima potencia (FR)N Y dosado estequiométrico FR = 1. El concepto de cada condición es el mismo que el descrito para la figura 14.3.

Asímismo, existe un límite de funcionamiento para mezclas muy ricas pero, debido a que se encuentra muy alejado de las c'.1ndiciones reales de funcionamiento del mo-

362

Motares· de combustión interna alternativos

tor, no presenta ningún interés práctico. Si eliminamos FR entre las dos curvas de la figura 14.4, obtenemos la denominada curva de gancho correspondiente a las condiciones operativas definidas por n y ex, figura 14.5. En dicha curva, el' dosado relativo varía a lo largo de la misma. pleno admisión

o<: grado de admis'1ón Fig. 14.7. Consumo específico efectivo en función del dosado relativo para distintos grados de admisión

Por un procedimiento similar, para diversos grados de admisión ex,, ex 2, ex 3 , etc. y el mismo número de vueltas n, es posible obtener las familias de curvas de las figuras 14.6 y 14.7 y eliminando FR, las curvas de gancho correspondientes, figura 14.8. La envolvente de las curvas de gancho define. el consumo específico mínimo para cada valor de la pme y no coincide con el lugar geométrico de los . mínimos de cada curva de gancho tal como se observa en la

figura 14.8. Representando estas dos curvas en unos ejes FR - pme, figura 14.9., se obtienen los requerimientos de mezcla para un régimen determinado. La última parte de la de.recha de la curva corresponde a plena admisión y por lo tanto al paso de un dosado de máximo rendimiento al de máxima potencia con grado de admisión máximo.

9et

~1

Ot'1

o<2

\

\

~fl 9eft

'

----"

~·h

Fig. 14.8. Consumo específico efectivo en función de la pme para distintos grados de admisión

El término dosado práctico corresponde 1,05(getlmín es decir al dosado para get al que produce una pérdida de rendimiento del 5%, y la curva correspondiente, figura 14.9, es la que se utiliza como requerimiento a conseguir por el sistema de formación de mezcla. Ello es debido a que la curva mínimo de los ganchos y, sobre todo, la de mínimo consumo (envolvente), se encuentran muy próximas a los dosados de funcionamiento inestable, por lo que se ha ce necesario un enriquecimiento para cubrir dispersiones y errores que se detallarán más adelante, y garantizar un funcionamiento del motor suave y fiable.

=


363

La presión media efectiva se puede expresar de la forma: pme

FR

1,2 1,1

1,0

0,9

=

rila F He 7/e

(4T)

Para el caso que nos ocupa, como n es constante, el rendimiento efectivo depen, . derá esencialmente del dosado por lo que m1n1mo consumo para un motor y un combustible dados la ganchos presión media efectiva se podrá expresar de la forma: d o s ad o pr áe ti e o pme = K rila f(F)

- . _/_. t,

en donde K es una constante .

----

n =cte.

pin~

Fig. 14.9. Requerimientos de mezcla para régimen constante

De estas consideraciones se desprende que para cada valor de F existe una correspondencia entre la pme y el gasto de aire, lo que nos permite transformar la curva de la figura 14.9 en la de la figura 14.10. Para otros valores de n se obtienen curvas semejantes a las éi11teriores tal como se muestra en las figuras 14.11. y 14.12.

n =e te.

En la primera puede observarse que las curvas prácticamente coinciden para los diversos regímenes del motor, excepto lascorrespondientes a las pme máximas.

plena admisión

Ahora bien, realizando un cambio de escala consistente en tomar como eje de abcisas el valor pme/pmernáx, generalmente denominado grado de carga, se obtiene la curva única de dosificación válida para cualquier régimen del motor, figura 14.13.

ma Fig. 14.10. Requerimientos de mezcla del motor en función del gasto de aire a régimen constante

1. Requerimiento de mezcla en la práctica Como se comentó anteriormente, en la práctica se emplean dosados más ricos que los obtenidos por la envolvente de las cur-


364

E E E

E

a. o. o. o. L

L.. C...

C> C> C>

~g g

U"'l _,.

pme Fig. 14.11. Requerimientos de mezcla del motor a distintos regímenes en función de la pme

vas de gancho. Las razones que justifican este proceder son las que a continuación se citan.

'-

C>

g rn

a)

Variaciones del dosado suministrado por el carburador o el equipo de formación de mezcla

Bien sea por errores de repetibilidad del propio sistema o por diferencia entre uno y otro dentro de la serie de fabricación: Téngase en cuenta que el dosado de máximo rendimiento se encuentra próximo al del límite de funcionamiento aceptable. b) Errores de distribución de la mezcla

Siempre existe una pequeña diferencia en la cantidad y la calidad de la mezcla suministrada a los diferentes cilindros. Dicha diferencia es función del diseño del colector de admisión, de las condiciones de funcionamiento y del sistema de formación de mezcla. Resulta , por tanto, necesario prevenir que el cilindro que recibe la mezcla más pobre no se encuentre en la zona de funcionamiento inestable.

FR

E

E

E- E-

E E

e- E-

º ª oºo C> ºº o C> C> V"l ._rV'\

.-

N

Fig. 14.12. Requerimientos de mezcla del motor a distintos regímenes en función del gasto de aire

el Reducir la tendencia a la detonación y disminuir la temperatura de ciertas zonas internas del motor En las zonas de la curva de requerimiento de mezcla en las que el dosado es superior al estequiométrico, un enriquecimiento del mismo supone una disminución de la temperatura de combustión y, en consecuen cia, una reducción de la tendencia a la de-, tonación, de las pérdidas de calor y de las temperaturas de las partes internas ·del motor. La desviación de la mezcla real, que ha de suministrarse al motor, respecto a la de ren dimiento óptimo es un compromiso entre el grado de optimización de los tres factores mencionados, margen de seguridad y costo de la energía. Hay que señalar que si el ensayo para la obtención de la curva


365

::::- 1,15

o

pme/pmemáx Fig.14.13. Requerimientos de mezcla del motor en función del grado de carga

teórica de requerimiento de mezcla se ha realizado con la configuración definitiva, el factor b) mencionado anteriormente, está englobado dentro del motor y la curva obtenida ya lo considera.

2. Consideraciones sobre las curvas de gancho El perfil de la curva y el punto de mínimo consumo puede mejorarse facilitando la combustión de mezcla más pobre mediante: - Una mejor distribución de la mezcla entre los diferentes cilindros. - Una mayor turbulencia en la cámara de combustión. - El empleo del grado de avance al encendido óptimo para cada condición de funcionamiento. -· El empleo de un encendido de alta energía. - Una mejor vaporización de la mezcla. la conjugación de estos factores modificaría la curva de gancho tal como se indica en la figura 14.14. por las líneas de trazos. La curva de gancho y, por lo tanto, el rendimiento máximo es la consecuencia de una geometría y unas condiciones operativas determinadas. Ese mismo motor, modificado en el sentido de facilitar la combustión de mezclas más pobres, obtendrá mejores rendimientos. En definitiva, la parte ascendente izquierda de la curva, y en

366


especial la interrupción de la misma, es consecuencia de la incapacidad del motor de seguir quemando la mezcla a medida que se empobrece, lo que se manifiesta por la aparición de fallos en la combustión. Podemos definir el límite de empobrecimiento como aquél en el que el· porcentaje de dichos fallos afecta a la suavidad y fiabilidad de la marcha del motor.

9 ef

Un motor diseñado para quemar mezclas pobres trabajará, a carga parcial, con dosados más bajos que otro no diseñado para estas condiciones y por lo tanto su rendimiento será mejor. Los resultados obtenidos del análisis del ciclo teórico de airecombustible, figura 14.15, confirman las consideraciones anteriores.

'

3. Requerimientos de mezcla al ralentí

En el funcionamiento del motor al mínimo, éste sólo desarrolla la potencia necesaria para vencer las pérdidas mecánicas y en consecuencia su rendimiento efectivo es nulo. pme

Fig. 14. 14. Curva de gancho

El requerimiento de mezcla en estas condiciones depende del número de revoluciones, de las pé1 1idas mecánicas y de las entradas suplementarias de aire. Estas últimas son función, a su vez, del estado del motor y crecen con el desgaste del mismo. Debido a estos condicionantes, los carburadores se equipan con uno o varios tornillos que permiten ajustar la cantidad y el dosado de ~a mezcla a las condiciones óptimas de funcionamiento. Dichas condiciones se pueden definir, en general, como el mínimo número de revoluciones compatible con un giro suave y uniforme del motor y una concentración de CO en los gases de escape entre el 1 y el 3%.

14.3. REGIMENES TRANSITORIOS Entendemos por régimen transitorio aquel en el que la velocidad, la carga o la temperatura son anormales o están modificándose con cierta rapidez. Los principales son: arranque en frío, calentamiento, aceleraciones y deceleraciones. Durante el funcionamiento del motor en régimen estacionario, se establecen unas condiciones de equilibrio entre las fases líquido-vapor del combustible en el colector


367

de admisión, con una determinada deposición de combustible líquido en su superficie .interna. Estas son función de la presión y de la temperatura en el mismo, que, a su vez, dependen de las condiciones ambientales y de las operativas del motor. Al variar la presión o la temperatura en el colector, dicho equilibrio se desplaza hacia una de las fases, lo que evidentemente modifica la relación aire-combustible de la mezcla que entra en los cilindros.

72

68 61.

62 ~58

o

o 51. l.)

...ESO

~ 1.6

o 1.2

~38 ·e :o 31. ~30 26

0,8} 1

o::

.1

22 18

~2

3

Por otra parte, el efecto de la inercia del combustible en fase líquida, en su movimiento a través de los conductos de admisión, provoca un reparto desigual del mismo entre los distintos cilindros.

Ft Ciclo de airecombustibJe

g 5 7 Relación de compresión

11

Fig. 14.15. Rendimiento térmico del ciclo de aire-combustible en función de la relación de compresión para distintos dosados

Estas razones son las que obligan a prever circuitos y dispositivos en el sistema de alimentación para que la mezcla en los cilindros corresponda a los requerimientos del motor durante los períodos transitorios. 1 . Arranque en frío y calentamiento

De acuerdo con lo expuesto anteriormente, es obvio que el motor frío necesitará una mezcla muy rica con objeto de conseguir un dosado en los cilindros dentro de los límites de inflamabilidad, gracias a la evaporación de los componentes más ligeros de la gasolina. Cuando el motor es arrastrado por el motor de arranque, la mezcla debe tener un dosado próximo al estequiométrico y lógicamente más rico cuanto más baja sea la temperatura ambiente. Una vez el motor haya arrancado, la mezcla deberá empobre· cerse progresivamente a medida que el motor se calienta hasta que funcione satis· factoriamente con la dosificación normal de las condiciones estacionarias. 2. Aceleración El término aceleración se emplea para indicar un aumento del grado de admisión , lo que generalmente va acompañado de un incremento del número de revoluciones. El aumento brusco del grado de admisión provoca un aumento de la presión en el colector de admisión y un desplazamiento hacia la fase líquida del equ ilibrio establecido

368


en el mismo. Se deposita transitoriamente sobre la pared interior del colector más combustible del que se desprende de ella por evaporación, ya que 'i ncluso parte del combustible ya evaporado vuelve a condensarse, bien sobre las paredes del colector, bien sobre las pequeñas gotas de líquido aumentando su peso y en consecuencia su inercia. Estos fenómenos dan lugar a un empobrecimiento brusco de la mezcla que puede provocar fallos en la combustión e incluso la parada del motor. El problema se resuelve inyectando una cierta cantidad de combustible en el colector en el momento de la aceleración. La cantidad a inyectar ha de ser tal que no sólo mantenga el dosado de la mezcla sino que la enriquezca hasta el dosado de máxima potencia, a fin de que la aceleración se realice en el período de tiempo más corto posible. Estas consideraciones se ponen de manifiesto gráficamente en la figura 14.16.

Plena Potencia

,, I

I I

' ... ,

______ , , ,

~'..... ' - - - - - - mala

aceleración

"'ª

Fig. 14.16. Dosado en función del gasto de aire durante la aceleración

La cantidad a inyecta r es función de las condiciones operativas iniciales y finales del motor, de la volatilidad del combustible, de la temperatura y de la velocidad del aumento del grado de admisión. Los carburadores están diseñados para suministrar la cantidad necesaria en las condiciones más difíciles y, en general, la cantidad suministrada es proporcional a la velocidad del aumento del grado de admisión y al aumento en sí. Resulta evidente que cuando se emplea equipo de inyección de combustible, el problema de la aceleración es diferente al no existir combustible depositado en la pared del colector. 3. Deceleración Durante los períodos de deceleración disminuye la presión en el colector de admisión y éste tiende a secarse, provocando un enriquecimiento de la mezcla con ten-


369

ciencia a que se produzcan explosiones en el escape. Cuando la deceleración es una retención, debido a la baja presión de la admisión y a la consiguiente dilución con gases residuales, la mezcla, además de ser excesivamente rica, no se quema, provocando un incremento súbito de hidrocarburos sin quemar en los gases de escape . En ciertos motores es necesario introducir un amortiguador que realice una disminución suave del grado de admisión con objeto de que el secado del colector se alargue en el tiempo, reduciendo el enriquecimiento y haciendo más lento el descenso de la presión en el colector. Esto permite quemar la mezcla y reducir la emisión de hidrocarburos.

14.4 INFLUENCIA DE LA PREPARACION DE LA MEZCLA SOBRE LOS REQUERIMIENTOS DE MEZCLA DEL MOTOR Puesto que estamos analizando los requerimientos y la formación de la mezcla, es importante estudiar la influencia que la preparación de la misma tiene· sobre los requerimientos .

275

! _ _ mezcla carburada ! ____ _ mezcla vapor izada

255

305 - 2 400 rpm

..e

3

235

..i.::

'

Ol

o

-

!

.c.

3 2 85 ..le:

'

''

OI

215

265

u

u

QI

285

c. VI QI

o E

2 65

::i

VI

e o

u

245 225

1600 r p m -

245

--·-

1/19

1/17

u

u

QI

a. VI QI

... _ - - - 1200 rpm . __ .,.___ 1/23 1/21

o

225

o E ::i VI

205

1/1 5

1/13

1/ 11

Dosado F Fig . 14.17. Influencia de la vaporización del combustible sobre los requerimientos de mezcla del motor

e o

u

370


Los factores que detérminan la calidad de dicha preparación son: - Grado de pulverización del combustible. - Estado de vaporización del combustible. - Homogeneidad de la mezcla. El grado de pulverización es un factor fundament al para facilitar la vaporización y conseguir una homogeneidad adecuada. El efecto de la vaporización del combustible puede estudiarse alimentando el motor con una mezcla carburada y con otra totalmente vaporizada. Robison y Brehob realizaron este tipo de ensayo sobre un motor de seis cilindros y los resultados a carga parcial se reflejan en la figura 14.17. · La conclusión más importante es que con mezcla vaporizada existe un campo mucho más amplio de relaciones aire/ combustible con las que el motor funciona con bajos consumos específicos, lo que facilita la reducción del consumo. En los regímenes transitorios es aún más importante el ahorro de combustible. La figura 14.18. muestra los resultados comparativos del motor sobre su vehículo al verificar el ciclo urbano tipo California (ciclos frío y caliente). El mejor consumo obtenido con la mezcla vaporizada es consecuencia de la ausencia de elementos enriquecedores durante los períodos transitorios. o u u

"

140

C7l QJ

mezcla carburada (ciclo frío~

130

~

.o

...... 120 VI :::>

.o E

mezcla carburada (ciclo caliente)

110

o

u QJ

100

mezcla vaporizada( ciclo frío)

"O

o

E

90

:::>

VI

e: o u

80 70 1/ 21

1119

1/17

1/15

1/13

F

Fig. 14.18. Influencia de la vaporización del combustible sobre el consumo específico de un motor sobre su vehículo

371


Mezcla Vaporizada

395 Mezcla Carburada 1/12

.e

3~

--

O'I

365

o

-

1/ 13

u

,_ u

a. 335

V\

UJ

o E

::::> V\

e

o

(.)

305

4,8

5,6

6.3

7

Presi6n medida etectiva

7,7

8,L.

bar

Fig. 14.19. Influencia de la vaporización en la curva de gancho de un motor monocilíndríco

La figura 14.19 muestra la curva de gancho de un motor monocilíndrico ensayado a plena carga, con mezcla carburada y mezcla vaporizada, por Dodd y Wisdom. Co.rrio puede observarse, con mezcla vaporizada, sucede que: - disminuye el consumo específico mínimo, - aumenta la capacidad del motor para trabajar con mezclas más pobres (el límite pobre del dosado pasa de 1/20 a 1/ 22 > - la potencia máxima disminuye. De la figura 14.19. se puede obtener, para la misma relación· aire / combustible, la del consumo específico en %, dando lugar al gráfico de la figura 14.20. De ~a última podemos extraer la conclusión de que con mezclas ricas el estado de va::orización no es importante desde el punto de vista del rendimiento; en cambio, para emplear mezclas pobres, el estado de vaporización es muy importante no sólo porque :J'.lsibilita la reducción del consumo, sino porque hace posible la utilización de mezc as muy pobres. ~ejo ra

-ievitablemente, empleando combustible vaporizado, la potencia disminuye al hacerlo la densidad de la carga y por tanto el rendimiento volumétrico por efecto de


372

o~

o u

·-

30

u QI

a.
20

o E :J 11'1

e o u

QI

10

"U

o

'-

o ---. QI

E

o

1{ 21

1/19

1{ 17

1{ 1 s

1113

1/ 11

Fig. 14.20. Mejora del consumo específico al utilizar mezcla vaporizada

la temperatura. En la figura 14.19 el descenso de la potencia es de 9%. Es importante, para minimizar este efecto no deseable, que los dispositivos empleados para mejorar la vaporización de la mezcla tengan un efecto limitado cuando el motor trabaja a plena carga. Finalmente, merece la pena destacar que todas las causas que crean turbulencia en la mezcla mejoran su homogeneidad pero empeoran el llenado.

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CAPITULO 15

CARBURADORES Y EQUIPOS DE INYECCION EN MEP

15.1. Generalidades 15.2. Dosado de la mezcla como función del caudal de aire aspirado por el motor 15.3. Carburador de venturi fijo 15.4. Carburador de venturi variable 15.5. Inyección de combustible en los MEP 15.6. Equipos de inyección indirecta 15.7. Sistemas auxiliares para la formación de la mezcla

T. SANCHEZ Dr. lng. Industrial E. REYES Dr. lng. Industrial

1 5. 1. GENERALIDADES Los equipos de formación de mezcla pueden clasificarse en dos grandes grupos: carbu radores y equipos de inyección. Los primeros pueden ser de venturi fijo o de venturi variable y los segundos de inyección directa (aportación de combustible en el cilindro) o de inyecci.ón indirecta (aportación de combustible sobre la válvula de admisión o en sus proximidades). En la actualidad se emplean básicamente tres sistemas que se pueden clasificar en el siguiente orden, según su volumen de aplicación: - Carburador de venturi fijo. - Carburador de venturi variable. - Equipo de inyección indirecta. Las perspectivas de cara al futuro son las de aumentar el empleo de los equipos de inyección, que alimentarán a la práctica totalidad de los motores de elevada cilindrada, permaneciendo las medias y bajas alimentadas por carburadores, que serán de venturi fijo fundamentalmente . El carburador de venturi variable consigue una mezcla más homogénea en un campo más amplio de funcionamiento que el de venturi fijo, pero presenta el inconveniente de un funcionamiento menos fiable. En los siguientes apartados se estudiarán cada uno de los dispositivos de formación de mezcla mencionados, haciéndolo con más detalle en el caso del carburador de venturi fijo por ser el sistema mayoritariamente empleado.

15.2. DOSADO DE LA MEZCLA COMO FUNCION DEL CAUDAL DE AIRE ASPIRADO POR EL MOTOR Como base del estudio de los sistemas de formación de mezcla, es conveniente partir de las curvas de requerimientos de mezcla expresadas en función del caudal de aire aspirado por el motor, ya que ésta es la variable que emplean fundamentalmente di-

376

Motores ae combustión interna alternativos

chos sistemas para la determinación del gasto de combustible. Esta forma de representación corresponde a la figura 14.12 del capítulo anterior. La figura 15.1, representa las mismas curvas de un motor V-8 de 3,6 litros de cilindrada obtenidas por los Laboratorios Sloan Automotive. Los n~meros· encerrados en un círculo representan el ángulo de apertura de la válvula de mariposa del acelerador en grados, medido desde su posición de reposo.

En esta figura puede observarse que, para un mismo caudal de aire aspirado, el dosado requerido por el motor es muy variable y función del régimen del motor. Los sistemas de alimentación y especialmente los carburadores, no son capaces de satisfacer estos requerimientos ya que emplean como señal fundamental el caudal de aire aspirado y no existe una segunda señal que distinga el régimen del motor para dicho caudal aspirado. En ciertas condiciones la presión en el colector (bajo mariposa) es también una señal de cálculo del gasto de combustible, pero esto no es sufi ciente para conocer el grado de carga del motor y su requerimiento. Los equipos de inyección electrónica más modernos, disponen de un mapa de memoria que contiene el valor del dosado requerido por el motor, en un campo mucho más amplio que el que pueden optimizar el resto de los equipos o carburadores.

Carburadores y equipos de Inyección en MEP

Fa 1.46 1,21 1,04 0,91

kW

70

60 $0

-O

g / kWh

680 30

' -'

L.OS

377

Para resolver esta limitación de los carburadores se recurre a optimizar el dosado de la mezcla en las denominadas curvas de utilización y de plena potencia. Se denomina curva de utilización de un motor las condiciones de funcionamiento del mismo cuando mueve el vehiculo para et que está previsto en condiciones normales, por un.a carretera llana y sin viento, en la marcha más larga de la caja de cambios. Se denomina curva de plena potencia las condiciones del motor con la mariposa completamente abierta.

Las figuras 15.2 y 15.3 son curvas típicas de utilización y de plena potencia de un mo50 r.µ.m."100 tor de encendido por chispa de automóvil. 272

10

20

30

t.O

so

Fig . 15.2. Curvas típicas de utilización de un MEP

Obviamente, la curva de utilización corresponde a la máxima frecuencia de utilización del motor. 'A medida que el punto de funcionamiento se aleja de esta curva, disminuye su frecuencia de empleo, de aquí la conveniencia de optimizar el dosado suministrado sobre esta curva. La optimización del dosado en la plena potencia tiene por objeto el evitar 'la pérdida de potencia en el motor.

s. ;¡i< \' 'n

3. 2.

:90 250

'\.

330 300

270 ('

10

20

:io

LO

50

50

rpm < 100

Fig. 15.3. Curvas típicas de plena potencia de un MEP

En la práctica, a bajas velocidades no se emplea la marcha más larga, por lo que.se prefiere optimizar, para estas velocidades, sobre la curva de utilización correspondiente a la 2ª y 3ª marcha como corresponde a las condiciones normales de empleo. Con ello, se obtiene una curva de utilización corregida en la que los bajos cauda les aspirados corresponden a la curva de utilización en las marchas más cortas. Finalmente, hay que seña.lar que las nor-

378


mas anticontaminación contemplan la emisión de gases en el escape a bajos caudales aspirados, debido a que son las condiciones de funcionamiento que se dan en los núcleos urbanos. Por ello, el ajuste final de la dosificación de la mezcla en esta zona se realiza haciendo compatible el respeto de las normas anticontaminación con un funcionamiento suave y fiable del motor. A medida que las normas son más restrictivas, este compromiso es cada vez más crítico. En la figura 15.4 se han superpuesto las dosificaciones de utilización y de plena potencia sobre los requerimientos de la figura 15.1. La figura 15.5 muestra las curvas de dosi.ficación y la depresión en el colector de admisión, en ambas condiciones.

FR

E E

EE

É ci.

ci.

c..:~

L.'.

L.:

ci. ci.

oº oº

U"l

~

o o o

N

o o o (")

ci.

...:

o o o

-..t

/

j( g/h

¡

,;L

aire

Fig . 15.4. Dosado de utilización y de 'plena potencia en función del gasto de aire del motor

15.3. CARBURADOR DE VENTURI FIJO El e'studio de este tipo de carburador, que es el sistema de formación de mezcla mayoritariamente empleado, se abordará analizando las ecuaciones de lo que denominamos carburador elemental como base de la justificación de todos los circuitos que componen el carburador. Dichos circuitos pueden clasificarse en dos grupos: al Circuitos para el suministro de mezcla en regímenes estacionarios: - circuito principal.

3 79

Carburadores y equipos ·de inyección en MEP

500 e -o ·¡¡¡

400

- ·g Q.I "O

e Q.I

o

300

Q.I -

"O

O\

e I -o '- E ·-~ .... o E <::u-

200

o Ou

100

0.

Q.I

Q.I

Plena potencia

Aceleración

Mala aceleración

Utilización

o

50

100 150 200

Fig. 15.5. Dosado de utilización y de plena potencia y depresión en el colector de admisión en función del gasto de aire del motor

-

circuito del mínimo. circuitos de plena potencia. circuitos sobrealimentadores. circuitos economizadores.

b) Circuitos para regímenes transitorios - bomba de aceleración. - sistema de arranque y calentamiento. Según la dirección del flujo de aire, los carburadores se clasifican en invertidos, verticales y horizontales (fig. 15.6). En la actualidad sólo se emplea el flujo invertido excepto en algunas aplicaciones deportivas donde, por razones de altura en la ubicación del motor, es necesario el empleo del flujo horizontal. La posición relativa del eje de la mariposa y la cuba establece otra clasificación se-

380


J

t

ll1

--J

invertid o

tttt

vertical

hor izontal

Fig. 15.6. Tipos de carburador según la dirección del flujo de aire

gún se aplique el carburador a un motor longitudinal o a uno transversal. En efecto, para minimizar el efecto de las aceleraciones y deceleraciones, la cuba del carburador se coloca hacia adelante en el sentido de la marcha. De este modo, debido a la posición de los taladros de toma de combustible de la cuba y a la inercia del combustible contenido en la misma, se consigue una cierta sobrealimentación en las acelerac.iones y el efecto contrario en las deceleraciones. Por otra parte, la mariposa se sitúa con su eje paralelo al cigüeñal para mejorar el reparto de combustible en el colector de admisión y, por t anto, entre los diversos cilindros del motor. Finalmente, el carburador se puede clasificar, según el número de conductos, en mono, de doble, de triple o de cuádruple cuerpo. La justificación y las aplicaciones de los carburadores de más de un cuerpo serán estudiadas más adelante.

1 . El carburador elemental La figura 15.7 representa el esquema del carburador elemental, expresión más simple y básica de un carburador. '

La sección característica de paso de aire es la garganta del venturi Aa y la más característica de paso de combustible es la del surtidor, At.

Carburadores y equipos de inyección en MEP

/

381

,,,..mariposa

/ventilación Venturi

o

Poo

difusor

_..f lotador

surtidor

cuba de nivel constante

rñ 0 ( Poo, Too) Fig. 15. 7. Carburador elemental

Como se observa en la figura 15.7, la salida del surtidor está un poco más alta que el nivel de combustible en la cuba. Esta diferencia de cotas E tiene como fin evitar el derrame de combustible a motor parado, sobre todo con motor inclinado. Aplicando la ecuación de Bernoulli en el supuesto de flujo ideal:

P9

Poo

+

Q1

c;

+

Q¡

g E

2

en donde Poo es la presión de remanso en la superficie libre del combustible en la cuba, p9 la presión en la garganta del difusor, Qt la densidad del combustible y c5 la velocidad del combustible en la salida del surtidor. De acuerdo con la ecuación de la continuidad, el gasto real de combustible tiene la expresión:

m1

., /

C1 A¡ Qty 2

( Poo-Pg · -- ·Q¡

-

g E)

=

382


en donde Apd representa la depresión en la garganta del venturi y Ct el coeficiente de descarga del surtidor. El coeficiente de descarga es un factor que adapta la ecuación del flujo idea l al real. En efecto, este coeficiente puede expresarse en función de las pérdidas de carga desde las condiciones de la superficie libre del combustible en la cuba hasta la garganta del difusor (salida del surtidor):

Poo

Pg

+

Qt

c; 2

+

ÁPc

+

Qf

g E

en donde ÁPc representa las pérdidas de carga .en el conducto y en el surtidor. El gasto de combustible se podrá expresar como:

y dividiendo ambas expresiones de rilt obtenemos:

1 El surtidor del carburador elemental en estudio se ha situado en la salida o descarga al difusor, sin embargo, como veremos en el resto de las figuras, en los.carburadores reales éste se sitúa a la salida de la cuba, es decir, sumergido. En este caso, también es posible llegar fácilmente a una expresión similar, mediante la aplicación de !as ecuaciones de Bernoulli y de la continuidad, que relacione el gasto de combustible con la depresión en el ventu.ri, la sección del surtidor y un coeficiente de descarga cuyo valor ·lógicamente será distinto. El coeficiente de descarga es función de la geometría del surtidor, de las propiedaaes del combustible y de las.condiciones del flujo. Para una geometría determinada con relaciones /ID elevadas, el coeficiente de descarga puede expresarse como función del número de Reynolds en su zona tarada , siendo I y D la longitud y el diámetro respectivamente de dicha zona del surtidor. Suponiendo que las pérdidas de carga en el surtidor tienen un término proporcional

383


a la velocidad (flujo laminar) y otro cuadrático (flujo turbulento), se llega fácilmente a la siguiente expresión del coeficiente de descarga.

e1

-V ~

A Re

B Re

+ 1

La f igura 15.8 es la representación gráfica de C1 en función del número de Reynolds.

--- J'AIB________ ____ _

Re Fig. 15.8. Coeficiente de descarga del surtidor en función del número de Reynolds

El gasto de aire expresado en función de la depresión en la garganta del difusor, seña l que establece el gasto de combustible, tiene la siguiente expresión:

. ma

= ea Aa ea aV2

Poo -

Pg

ea

en donde Ca, Aa y ea tienen el mismo significado que en la expresión de aplicados al aire. a es el coeficiente de compresibilidad cuya expresión es

a

=

.2. Í( p9 y -1 L Poo

)21-r_( & ) Y:' ] Poo

1- Pg Poo

m1 pero

384


Según los resu ltados obtenidos por Beccari, el coeficiente de descarga del venturi varía poco para los números de Reynolds que se producen en el difusor y, además, su valor es próximq a la unidad. Con estas ecuaciones pu~de calcularse mental como función del gasto de aire.

la~ curva

de dosificación del carburador ele-

En la figura 15.9 se ha representado una curva de dosificación del carburador elemental y la de requerimientos de mezcla de la figura 15.4.

requer imi ento

motor

Fig. 15.9. Dosado de carburador elemental y requerimientos de mezcla del motor

La curva del carburador elemental presenta las siguientes características: al Hasta que el valor del caudal de aire no supera el correspondiente a rha 1 no hay suministro de combustible. P.ara este cauda l Apd = Qf g E


385

b) La primera parte de la curva presenta un rápido enriquecimiento de la mezcla, debido principalmente a la tendencia seguida por el coeficiente de descarga del surtidor, Ct = f (Re) c) Para altos caudales se produce de nuevo un enriquecimiento brusco debido al efecto del factor de compresibilidad
2. Sistemas de compensación Se han empleado diversos sistemas de compensación, sin embargo en la actualidad se emplea únicamente el denominado sistema de compensación So/ex o sistema de automaticidad o de freno de aire, siendo por tanto éste el que estudiaremos. Previamente, nos ocuparemos de las teorías del surtidor en derivación e inundado que son en las que está basado dicho sistema de compensación. a) Teoría del surtidor en derivación

D I

!

\ 1

Fig . 15.10. Surtidor en derivación

El principio consiste en hacer actuar sobre el combustible solamente una parte de la depresión producida en el venturi. El esquema de un carburador con surtidor en derivación es el de la figura 15.10. Consiste en un carburador elemental en el que se ha practicado una entrada de aire D en el conducto de combustible, cuyo fin es romper parcialmente la depresión producida en el venturi, disminuyendo así la pendiente de la curva de gasto de combustible en función de dicha depresión, figura 15.11. De este modo, el gasto de combustible puede expresarse de la forma:


386

ri'lt

=

Ct AtV2

Qf (a

Apd - gQ¡ E)

en donde a es un coeficiente menor que la unidad cuyo valor tiende a uno cuando el tamaño del orificio O tiene a cero. Conviene observar que el coeficiente a es dependiente de la depresión en el venturi, variando en sentido contrario a ésta. De este modo, el término a Apd crece con ÁPd menos que proporcionalmente. El surtidor en derivación mejora el dosado en las zonas de medias y altas depresiones. b) Teoría del surtidor inundado

b.Pd Fig. 15.11. Gasto de combustible del surtidor en derivación

Se conoce como surtidor inundado aquél que se encuentra situado por debajo del nivel de combustible en la cuba. En la figura 15.12 se muestra el esquema de un carburador con surtidor inundado. Como es evidente esta disposición no es

utilizable en la práctica. El gasto de combustible del surtidor inundado será una función de la depresión en el venturi y de la altura hidráulica z de la forma:

mf =

Ct A1V2

Qf

(Apd

+

Qf

g z)

La curva de gasto de combustible, figur~ 15.13, queda desplazada, respecto de la ob~ tenida para el carburador elemental (en el que z = - E), hacia la izquierda tal como se representa en la figura.

Fig. 15.12. Surtidor inundado

El efecto de la altura hidráulica z es despreciable frente a la depresión en el venturi, Apd, cuando ésta alcanza grandes valores, siendo por el contrario importante para pequeños valores de ÁPd· En conclusión, podemos afirmar que el surtidor inundado

Carburadores ·y equipos de inyección en MEP

387

aumenta el dosado en la zona de bajas depresiones. c) Sistema de compensación SOLEX

/ ~

La figura 15.14 es un esquema de un carburador dotado de este tipo de compensación en el que se ha añadido un segundo difusor, venturi auxiliar o centrador de mezcla, que tiene por objeto amplificar la señal de depresión y centrar la aportación de . combustible en la corriente de aire, mejorando la pulverización y homogeneidad del' combustible.

/ zg

ett g

Fig. 15.13. Gasto de combustible del surtidor inundado

El funcionamiento de este sistema de compensación es como sig·ue.

A medida que crece la depresión en el venturi, baja el nivel de combustible en el interior del tubo emulsionador en el poceto compensador, descubriendo los orificios de dicho tubo. Esto equivale, en el estudio del surtidor en derivación, realizado en el apartado a), al aumento progresivo de la sección del orificio D. En consecuencia, la fracción a de la depresión total que actúa sobre el combustible disminuye con la depresión por la entrada sucesiva en derivación de los orificios del tubo emulsionador. Por otra parte, al disminuir el nivel en el interior del tubo emulsionador, el calibre del pozo compensador queda sometido a una diferencia de nivel respecto de la cuba, (surtidor inundado). De este modo, los tramos A, B, Ct de la curva de gasto de combustible, representada en la figura 15.15, responden simultáneamente a las teorías del surtidor en derivación e inundado. Los intervalos señalados con la letra a representan la entrada en derivación de los orificios. u rt idor tubo emulsionador

principal poceto

Fig. 15.14. Sistema de compensación

La dimensión, posición y número de taladros del tubo emulsionador, así como la sección del freno de aire, se establecen de forma que la dosificación se ajuste al requerimiento del motor en la zona donde el suministro de combustible está encomenda-

388


~--

/

. . .- ·---·-

/

/

do fundamentalmente a este circuito. En la práctica existe un anillo de taladros en el tubo emulsionador que está situado por encima del nivel de combustible en la cuba, rña con el objeto de provocar un retraso en el cebado del circuito principal y que cuando éste se produzca, exista una corriente de aire en el conducto de pulverización que evite el goteo. Asimismo, la pulverización se ve mejorada por existir también una verñf locidad del aire importante en el venturi cuando se alcanza el cebado del circuito principal.

3. Circuito del mínimo El sistema empleado para el suministro de la mezcla necesaria con bajos caudales de aire se denomina circuito del mínimo y responde a la teoría del carburador elemental. La figu ra 15.16 representa un carburador con este circuito. Fig. 15.15. Gasto de combustible del sistema de 1.1mpensación Solex

El circuito se compone de los siguientes elementos: - Surtidor del mínimo (Sm) que se monta en serie con el surtidor principal (Sp) pero detrás de éste. Generalmente, el circuito del mínimo aspira el combustible del poceto J compensador desde una posición qu·e corresponde aproximadamente a la altura de los taladros más bajos del tubo emulsionas a mdor. De esta forma se consigue el descebado del circuito del mínimo cuando el caudal de combustible a través de Sp es eleS mvado (pérdida de carga en Sp grande).

1

- Surtidor de aire del mínimo (Sam), que montado en derivación con el Sm permite formar una emulsión de combustible-aire en este circuito, evitándose así la aportación del combustible a la corriente de aire en forma de gotas.

3 Fig. 15.1 6. Circuito del mínimo

- Tornillo de regulación de mezcla del mínimo (3) y tornillo de marcha (4). Con estos


389

tornillos se ajustan las condiciones de ralentí del motor. El caudal de aire se regula con el tornillo de marcha, estableciendo la apertura mínima de la mariposa, y la riqueza de la mezcla, con el tornillo de regulación de mezcla del mínimo. De este modo, se obtiene la cantidad y dosado de la mezcla adecuados para el funcionamiento al ralentí del motor. - Uno o varios taladros de progresión (2). Su función es la de evitar un fallo o agujero al pasar de la marcha al ralentí a la marcha normal. En efecto, al abrir progresivamente la mariposa, aumenta el caudal de aire mientras que el de combustible emulsionado que sale por el orificio (1) del circuito de ralentí tiende a reducirse por disminuir la depresión tras la mariposa. Este empobrecimiento de la mezcla se compensa aumentando progresivamente la sección de salida del circuito del ralentí. Para ello, al ir abriendo la mariposa, el taladro o taladros de progresión se van descubriendo para quedar por debajo de aquélla. En las bruscas depresiones que se originan en las retenciones, entra aire por el taladro de progresión (2) hacia la salida del circuito del mínimo (1 ), evitando así un enriquecimiento exa'1erado de la mezcla. La señal de mando del circuito del mínimo es la depresión en el colector de admisión cuya variación con el gasto de aire puede verse en la figura 15.5. La figura 15.17 detalla el funcionamiento de este circuito a diversas aperturas de la mariposa.

Fig.15.17. Funcionamiento del circuito del mínimo y de la progresión

La figura 15.18 representa las dosificaciones del circuito del mínimo, del principal y la suma de ambas, que ya coincide con la de los requerimientos de mezcla. 4 . Circuito de sobrealimentación

En bastantes ocasiones, para elevados caudales de aire debidos, bien a la posición

390


de la mariposa, o bien al número de revoluciones, el sistema de compensación impide el suministro de una mezcla suficientemente rica. Por lo tanto, es necesario algún dispositivo que enriquezca la mezcla a los más altos caudales de aire aspirado, ya sea total o parcial la apertura de la mariposa. Dicho dispositivo es el denominado circuito de sobrealimentación. Dos soluciones corrientemente empleadas se detallan en las figuras 15.19 (al y 15.19 (bl.

Fig. 15.18. Dosados del circuito del mínimo del principal y de la superposición de ambos

3

1

En ambos casos, para que el circuito suministre combustible es necesario que el caudal de aire sea lo suficientemente elevadó como para que la depresión en el punto de descarga del combustible pueda vencer la altt,1ra hidráulica del circuito. Variando la altura y el punto de descarga se ajus-

2

J

Fig. 15.19. Circuitos de sobrealimentación

ta el instante de actuación de dicho circuito. El dosado se establece mediante surtidores de combustible ( 1), y en el caso de la figura 15.19 (a) además mediante surti dores de aire (2) y de mezcla (3).

391

Carburadores y equipos, de inyección en MEP

5. Dispositivos para obtener el dosado de plena potencia. Efecto pulsatorio En la figura 15.5 puede observarse que para un mismo caudal de aire el carburador debe estar capacitado para suministrar dos dosificaciones distintas, a saber: si el motor trabaja a carga parcial,. la correspondiente de máximo rendimiento a dicha carga y si lo hace a plena carga, la de máxima potencia. El enriquecimiento a plena carga se consigue frecuentemente aprovechando el efecto pulsatorio que se produce en el colector de admisión, debido a la aspiración intermitente del motor, que se trasmite al carburador e incluso al filtro de aire cuando la mariposa está totalmente abierta. Este efecto tiende a ser más importante cuanto menor es: - el número de cilindros del motor. - el número de cilindros alimentados por un solo conducto del carburador. - el número de revoluciones del motor. Cuando cada cilindro es alimentado por un solo carburador, el efecto pulsatorio es particularmente importante. Desde el punto de vista cuantitativo, la influencia sobre la dosificación es además función de la geometría completa del sistema de admisión, influyendo notablemente la forma y posición del filtro de aire, así como de la ventilación de la cuba del carburador, ya que las pulsaciones se transmiten hasta ésta modificando la presión existente en la misma. La geometría del sistema de alimentación determina la existencia de fenómenos de resonancias. D.L . Harrington y J.A. Bolt establecieron una ecuación empírica de enriquecimiento basada en un incremento efectivo de la depresión en la garganta del venturi expresado por

1 + 1/; =

Depresión en el difusor (aspir.ación pulsatoria) Depresión en el difusor (aspiración estacionaria)

en donde:

1/; = K (1-Ml p N

nz K - constante función de la geometría (experimental). M p N n z

-

número de Mach en la mariposa. presión en el colector de admisión. número de tiempos del motor (dos o cuatro). rpm. número de cilindros alimentados por el carburador.

Como puede observarse 1/¡, y por tanto el enriquecimiento, crece con p, con la dis-

392

M ot o res de combustión intern a alternativos

minución del régimen y asi como del número de cilindros por carburador, y es mayor para los motores de cuatro tiempos que para los de dos. Es de señalar que cuando el número de Mach en la mariposa es igual a 1, i/; resulta igual a cero debido a la presencia de una onda de choque en la misma que actúa como pantalla al paso de las pulsaciones hacia el carburador. Cuando el grado de optimización necesario de la dosificación del carburador no es de rotación, solidaria posible obtenerlo con los circuitos y el efecto pulsatorio hasta ahora descritos se hace con mariposa necesario incluir en el carburador un nueFig. 15.20. Circuito empobrecedor de vo circuito que diferencie más claramente mando mecánico ·ambas dosificaciones mencionadas anteriormente. Dicho circuito se denomina de plena potencia y resulta prácticamente imprescindible en carburadores que alimentan a más de cuatro cilindros, debido al menor efecto pulsatorio en estos casos. Los circuitos de plena potencia pueden clasificarse en enriquecedores y empobre-

4

Surtidor

5

2 Descarga

bomba

3 Surtidor plena potencia

4 Surtidor bomba 9

s

Válvula acc ionam ie nto

..

6 'Jálvula aspirac1on '7

Válvula plena potencia

8 Flotador 9 Embolo

bomba

Fig. 15.21. Circuito enriquecedor de mando mecánico

393


2

cedores y éstos a su vez pueden ser de actuación mecánica o neumática. En todos los casos se trata de circuitos que funcionan selectivamente, bien en utilización en el caso de los empobrecedores o 4 bien en plena potencia en el caso de los enriquecedores. En los cirrcuitos de actuación mecánica, la señal de gobierno es la posición de la mariposa (conexión o desconexión cuando la mariposa está completamente abierta) .

..-1

Fig. 15.22. Circuito enriquecedor de mando neumático

En los circuitos de actuación neumática, la señal de mando es la presión en el colector de admisión que como puede apreciarse en la figura 15.5 es claramente diferente en utilización o en plena potencia.

Las figuras 15.20y15.21 representan respectivamente un circuito empobrecedor y otro enriquecedor, ambos de mando mecánico. Los circuitos más comúnmente empleados son los de mando neumático. Dos esquemas típicos se detallan en las figuras 15.22 y 15.'23 siendo el primero enriquecedor y el segundo empobrecedor. Cuando la mariposa está parcialmente abierta, el vacío originado en el conducto 1 vence la resistencia del muelle calibrado 2. Al subir el diafragma 3, en el caso de la figura 15.22 pasa combustible a través de la válvula 4 (circuito enriquecedor) y, por el contrario, en el carburador de la figura 15.23. se cierra la válvula enriquecedora 4 (circuito empobrecedor).

6 . Ventilación de la cuba del carburador

Fig. 15.23. Circuito empobrecedor de mando neumático

En todas las figuras se ha representado la cuba del carburador comunicada con la atmósfera. Esta disposición presenta un grave inconveniente. El colmatado del filtro de aire incrementa la pérdida de carga en el mis-

394


mo y, en consecuencia, la depresión en el conducto del carburador, provocando un enriquecimiento de la mezcla. Por esta razón, en la práctica, la cuba está comunicada con la boca de entrada del carburador y precisamente después del filtro de aire. Con tal disposición de ventilación de la cuba, el carburador se denomina compensado pues no le afecta el estado del filtro de aire. Ahora bien, en un carburador compensado, se originan dos efectos que es necesario tener en cuenta en el diseño y puesvent1loc1ón ta a punto del mismo: interior

- La cuba queda también afectada por las pulsaciones del motor por lo que en ciertas aplicaciones es importante la posición, forma y dimensión de dicha comunicación, llegando en algunos casos a ser un elemento muy importante del calibrado del carburador.

Vólvulo y polonco1~d¡=¡;e~~==~:=J occ1onom iento Fig. 15.24.

Carburador con válvula de ventilación en la cuba

- Origina el fenómeno denominado percolación consistente en que a elevadas temperaturas del motor se produce la ebullición de la gasolina en la cuba, cuyos vapores pasan al conducto de aspiración, ahogando el motor o impidiendo su arranque en caliente, este problema obliga frecuentemente al empleo de placas aislantes entre el carburador y el colector y, en algún caso, incluso al empleo de la denominada válvula de ventilación de la cuba. Esta, descompensa el carburador durante el funcionamiento a muy bajas aperturas de mariposa, cuando los caudales aspirados son muy" bajos, y a motor parado. La figura 15.24 representa un esquema de este tipo de válvula. 7. Dispositivos para los períodos transitorios

Poceto Fig. 15.25. Sistema de arranque por carburador auxiliar

arranque

a) Dispositivos para el arranque en frío y período de calentamiento Estos dispositivos pueden clasificarse en: - Carburador auxiliar. - Mariposa de arranque.

395

Carburadores y equipq.s de inyección en MEP

A su vez, ambos sistemas pueden clasificarse por el tipo de gobierno del circuito en: - Manuales. - Automáticos.

Muelle calibrado

En el sistema manual, el gobierno del circuito lo realiza el usuario, mientras que el sistema automático es la temperatura del agua del circuito de refrigeración y/o una resistencia de calentamiento tipo PTC (Positive Temperature Coefficient) la que gobierna la inserción y desinserción progresiva del circuito, a través de una lámina bimetálica en espiral.

Mariposa de arranque

Fig. 15.26. Sistema de arranque por mariposa auxiliar

La figura 15.25 es el esquema de un sistema-de arranque por carburador auxiliar en el que, mediante un surtidor de gasolina (1 l, otro de aire de emulsión (2) y una válvula (3), se controla la cantidad de mezcla.

El sistema mayoritariamente empleado, denominado de mariposa de arranque, consiste en una mariposa de eje excéntrico localizada aguas arriba del punto de aportación de gasolina del circuito principal. A l cerrar ésta, se produce en la misma .una pérdida de carga que ceba el circuito principal. A medida que aumenta el caudal de aire, a causa de la excentricidad del eje, se abre la mariposa, la cual tiende a mantenerse cerrada por el efecto antagonista de un muelle. Membrana La figura 1}5.26 muestra un esquema elemental de este dispositivo.

Regulador

Tubo de v ac Í o

Fig. 15.27. Mariposa de arranque con desahogo neumático

Una vez que el motor arranca, la mariposa debe abrirse sensiblemente para evitar un enriquecimiento excesivo de la mezcla que ahogaría el motor. En algunas ocasiones, se emplea un desahogo ·neumático para aumentar la velocidad de apertura de la mariposa. Este dispositivo se detalla en la figura 15.27. La figura 15.28 es un esquema de un dispositivo de mariposa de arranque automático, gobernado por lámina bimetálica y resistencia de apoyo que compensa la iner-


396

de arrcnque

Vdstago empobrecedor neumático Calentador

Bimetálica

\ Diafragmo Acelerador Fig. 15.28. Carburador con dispositivo automático de mariposa de arranque

cía térmica del circuito de refrigeración del motor.

b) Dispositivos para las aceleraciones. Bomba de aceleración. Como se estableció en el estudio de los requerimientos de mezcla, durante las aceleraciones es necesaria la aportación de una cantidad adicional de combustible. Esta va a ser suministrada por la bomba de aceleración que puede ser de pistón (prácticamente en desuso) y de membrana. Esta última puede ser de mando mecánico o neumático. Las figuras 15.29 y 15.30 detallan una bomba de pistón y otra de membrana de mando

397


mecánico. En la puesta a punto es necesario definir la capacidad de la bomba y la ley de inyección mediante la dimensión de los surtidores y el perfil de la leva de mando, respectiva mente. cl Deceleraciones

Descarga

En el capítulo anterior se explicó que en ciertas aplicaciones es necesario el amortiguamiento del cierre de la mariposa durante las retenciones. Este se consigue con un dispositivo como el detallado en la figura 15.31.

8. Influencia de la presión atmosférica sobre la carburación Fig. 15.29. Bomba de aceleración de pistón La disminución de la presión atmosférica provoca un enriquecimiento de la mezcla suministrada por el carburador al reducirse la densidad del aire admitido. J.A. Bolt y M. Boerma obtuvieron la siguiente ecuación:

F.=

F~ P~o

lm pulsión

en donde F y Poo son el dosado y la presión a nivel del mar y F. y p~0 el dosado y la presión a una altura determinada. Esta ecuación está simplificada y sólo es Aspiración válida para el circuito principal y con la posición de la mariposa constante en ambas condiciones. Membrana En la práctica, el reglaje del carburador se establece a nivel de mar, con lo que para otras alturas el dosado será ligeramente rico.

Cuando el motor se va a emplear a cotas muy variables, es necesario incorporar un Fig. 15.30. Bomba de aceleración de membrana corrector barométrico. La figura 15.32 re-

398


Muelle Diafragma flexible

Válvula con

fuga calibrada

Fig. 15.31. Dispositivo de amortiguamiento del cierre de la mariposa del acelerador

Cápsula baromé-trica

Fig. 15.32. Carburador con corrector barométrico

399

Carburadores y equipos
presenta una solución que actúa sobre el surtidor principal.

9. Dimensionado del carburador. Carburador de más de un conducto. Para la definición del reglaje del carburador es necesario comenzar dimensionando el conducto, es decir los diámetros de la mariposa y del venturi. Los dos diámetros están relacionados por un valor práctico que frecuentemente es: diámetro del venturi

= diámetro del conducto

x (0,7 -:- 0,9)

El diámetro del venturi se elige en un banco motor de forma que corresponda al . valor de máxima potencia o próximo a él en la zona de venturis pequeños, ya que la curva potencia-diámetro del venturi es muy plana en dicha zona. En el ejemplo de la figura 15.33 el diámetro óptimo del venturi sería 24 mm . ya que venturis mayores producen un aumento de potencia inapreciable y los menores provocan un descenso de la misma debido a la reducción del rendimiento volumétrico. Venturis mayores de 27 mm. de diámetro dan menor potencia máxima, debido a la peor pulveriación y homogeneidad de la mezcla provocada por la escasa velocidad del aire en el carburador.

20

21

22 23

24

25 26

27

Dicimetro del Venturi (mm}

Fig . 15.33. Potencia máxima del motor en función del diámetro del venturi

Este criterio para fijar el diámetro del venturi establece números de Mach máximos de 0,5 a 0,7. Sin embargo, en motores americanos se alcanzan valores hasta de 0,9 va que el concepto de potencia máxima del motor no es tan importante como en os eu ropeos.

400


Venturis mayores de 24 mm de diámetro suponen el cebado del circuito principal a un caudal de aire importante. Por lo tanto, el suministro de mezcla al motor, hasta ese instante, debe ser encomendado al circuito del mínimo. La mezcla que forma el circuito del mínimo no es muy homogénea, especialmente cuando la presión en el colector no es muy baja, debido a que toda la aportación de gasolina se hace por un punto lateral del conducto. Estas consideraciones justifican el que a partir de ciertas cilindradas, en lugar de emplear un carburador de difusor grande, se empleen carburadores de varios cuerpos o varios carburadores de un único cuerpo.

000000 Fig . 15.34. Motor de 12 cilindros en V con carburadores de apertura sincronizada


40 1

Los carburadores de varios cuerpos (genera lmente dos) pueden clasificarse en: - Apertura simultánea o sincronizada. - Apertura diferenciada. Los primeros son esencialmente similares a los carburadores de un sólo cuerpo pern con la cuba común, alimentando cada conducto a un grupo de cilindros. En las alrns cilindradas y en las aplicaciones deportivas frecuentemente se emplea un conducto por cilindro. La figura 15.34 detalla tres soluciones de alimentación con diferentes carburadores de apertura sincronizada a un motor de 12 cilindros en V. El carburador de apertura diferenciada es una solución muy empleada en motores de media y media-alta cilindrada (1.300 + 2.300 ce.) de cuatro y seis cilindros en línea. La figura 15.35 detalla su funcionamiento. Esta disposición del carburador presenta grandes ventajas: - Rápido cebado del circuito principal por ser el conducto primario pequeño. - Buena potencia máxima debido al elevado rendimiento volumétrico. - Buen consumo en utilización debido a que el primer conducto se optimiza para ello, mientras que en el reglaje del segundo conducto se optimiza la curva de plena potencia.

1

Fig. 15.35. Funcionamiento del carburador de apertura diferenciada

l

402


22 Muelle ontcgonist

Cuerpo

12 Cuerpo Señal de depresión Acelercdor

Fig. 15.36. Carburador de apertura diferenciada con mando neumático

La apertura o gobierno del segundo conducto puede ser mecánica como en el esquema de la figura 15.35 o neumática como en la figura 15.36. Los diámetros de los conductos están normalizados y ·varían desde 28 mm hasta 46 de 2 en 2 mm. Los más empleados son 30, 3~ y 34 mm. Establecida la geometría del carburador y los diámetros de sus conductos y ventu ris, los diámetros de los surtidores se fijan mediante ensayos en el banco motor, en el banco de rodillos y en carretera de forma que: -

se consiga la potencia máxima, se adapte a los requerimientos de mezcla del motor, se respete la reglamentación anticontaminación, la conductibilidad del vehículo sea suave y fiable.

15.4. CARBURADOR DE VENTURI VARIABLE La idea básica de este tipo de carburador es la de obtener en el venturi unas depresiones apreciables y unas velocidades del aire que permitan el suministro de combustible en este punto incluso en el régimen de ralentí, así como una buena pulverización del combustible y homogeneidad de la mezcla. Para ello, la sección del venturi. se modifica mediante el desplazamiento transversal

Carburador y equipos de inyección en MEP

403

a la dirección del flujo ·de un elemento móvil accionado por la depresión existente aguas arriba de la mariposa. Dicha depresión es variable con la posición de la mariposa y con el número de revoluciones. · U na aguja cónica unida al elemento rr¡óvil, generalmente un pistón, penetra en el surtidor variando su sección y en consecuencia la cantidad de combustible suministrado. La figura 15.37 representa el esquema mecánico y de funcionamiento del carburador S.U. El accionamiento de la pieza móvil puede estar controlado por una membrana como es el caso del carburador Stromberg de la figura 15.38. Como hemos visto anteriormente, los gastos de aire y combustible valen:

rha

=

y2 ea

Ca Aa

..:lpd
Para cada posición del pistón existirán valores bien definidos de Aa, At y LlPd· Si la posición del pistón la indicamos con x, los valores de los tres parámetros citados serán funciones conocidas de x una vez fijada la geometría. En los carburadores convencionales se toma, como vimos en su momento, Pd como variable independiente para estudiar las variaciones del dosado. En dichos carburadores existe, para unas condiciones exteriores dadas, una correspondencia entre el gasto másico de aire y LlPd· En efecto: en donde Aa

= cte.

Por el contrario, en los carburadores de difusor variable, interesa tomar el gasto de aire, rila como variable independiente, ya que al ser Aa esencialmente variable no exis;e la correspondencia anteriormente apuntada. De este modo, para cada valor de -na ex iste un valor de x con el cual podemos determinar el gasto de combustible -rl, y por tanto el dosado. De acuerdo con lo anterior, para u·n diseño dado, podremos obtener la variación del dosado con el gasto de aire. El perfil de la aguja deberá ser tal que la curva de dosificación del carburador se ajuste a la de requerimientos de mezcla del motor. La dosificación de plena potencia se obtiene por efecto pulsatorio.

404


o L

0 ~

CT

e

a L..

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'º<11 l...

e o E ¡=

a

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u

l...

a

¿:

Fig. 15.37. Carburador de difusor variable S.U.

405


Elemento

calibrada Fig. 15.38. Carburador de difusor varíable Stromberg

Para enriquecer la mezcla durante la aceleración se emplea un amortiguador que disminuye la velocidad de subida del elemento móvil al abrir bruscamente la mariposa. Como consecuencia se produce un aumento temporal de la depresión en el venturi que enriquece la mezcla. El circuito de ralentí no es necesario ya que el surtidor principal está sometido a una depresión suficiente aún con bajos caudales, por reducirse la sección de paso del venturi. La marcha al ralentí se regula subiendo o bajando el surtidor.principal mediante una timonería. El arranque en frío se puede conseguir por un procedimiento similar aunque existen otros procedimientos. Este tipo de carburador presenta, entre otras, las siguientes ventajas e inconvenientes en comparación con el de difusor fijo: Ventajas: - Simplicidad mecánica. - Buena pulverización y homogeneidad de la mezcla. 1nconvenientes: - Existencia de piezas móviles (desgastes). - Pocos parámetros para optimizar la dosificación.

406


Bombo de aceleración Circuito del mínimo

Circuito principal Fig. 15.39. Carburador de venturi variable de Ford

La figura 15.39 representa una perspectiva de una solución avanzada de carburador de venturi variable. Este carburador ha sido diseñado por Ford que lo emplea actualmente. Consta de: circuito principal gobernado por una cápsula de membrana, circuito del mínimo, bomba de aceleración de mando neumático y dispositivo de arranque automático por carburador auxiliar. Existen carburadores para motores pequeños en los que se suprime la válvula de mariposa. El émbolo y su aguja se accionan mecánicamente. Lógicamente, su principio de funcionamiento es distinto, aunque la solución constructiva sea similar. Este tipo de carburador tan elemental sólo se emplea en aplicaciones donde el consumo no es importante frente al costo del motor, por ejemplo en motocicletas de pequeña ci1indrada. Antes de entrar en el estudio de la inyección de combustible en los motores de encendido provocado haremos unas consideraciones, a modo de resumen, de lo dicho hasta aquí para fijar ideas. La optimización de la mezcla que alimenta el motor mediante el carburador

Carburador~s y equipos,de inyección en ME~

requiere el empleo de diversos circuitos que se solapan en su funcionamiento, cuya definición se realiza experimentalmente sobre los medios normales de ensayo del motor y del vehículo y sobre la propia carretera.

Q09

0.08 0,07

1

0,09

---Suministrado

l /

- 1 - 1 - R~querido

\l

0,05 0,05

407

.....---. Carga 10

o

008 0.07 0,06 ,

0,05

Carga

O

0,07

1.000

0,06

\

,, 10

I

r.p~~.L:::>.

Además de satisfacer los consumos y las potencias requeridos por el motor, la mezcla suministrada debe tener una dosificación que permita respetar las leyes anticontaminación y conseguir un funcionamiento fiable y suave del vehículo. La figura 15.40 representa los requerimientos a vueltas constantes para el motor de la figura 15.1 y la dosificación suministrada por el carburador. Como p1,Jede verse coinciden en un punto que es precisamente el de utilización.

Cargo

0.05

o o

0,2

10 O,L.

0.5 0,8 (Gasto/ Gasto críticolaire

15.5.INYECCION DE COMBUSTIBLE EN LOS MEP 1.0

La idea básica de un equipo de inyección es la de regular la potencia del motor controlando el caudal de aire aspirado por el mismo mediante una válvula, generalmente de mariposa, para posteriormente inyectar una cantidad de combustible, en un punto del sistema de admisión o incluso en el propio ciNndro, que satisfaga el requerimiento del motor. Fig. 15.40. Requerimientos del motor y dosado suministrado por el carburador

Los sistemas de inyección pueden clasificarse, según el punto de aportación de combustible, en inyección directa e inyección indirecta. En los primeros, la aportación se realiza en el interior del cilindro. Su aplicación e11 serie es prácticamente nula y su futuro está en los motores de carga estratificad& 1 en los que, dirigiendo la inyección hacia los electrodos de la bujía, se consigue, e• dicha zona, una mezcla rica apta para la combustión, introduciéndose la mezcla g:o bal muy pobre. Existen diversas soluciones prácticas a esta idea que se encuentra r en fase de desarrollo. En la inyección indirecta, la aportación de combustible se realiza en el colector de y generalmente en las proximidades de la válvula de admisión. Estos siste-

~dm isión

408


mas pueden clasificarse, a su vez, en multi y monoinyectores. En los sistemas multiinyectores existe un inyector por cilindro que se sitúa junto a la válvula de admisión, montado sobre la culata del motor o bien sobre el colector para aumentar su aislamiento térmico . Este es el sistema empleado generalmente en motores de diseño europeo o japonés. En el sistema monoinyector, éste alimenta todos los cilindros y por lo tanto debe situarse en la zona común del colector de admisión, generalmente aguas arriba de la válvula de mariposa para obtener una buena mezcla . Esta solución no dispone de todas las ventajas de la anterior y presenta algunos inconvenientes similares a los de los carburadores, sin embargo es el sistema de inyección fundamentalmente empleado en los motores de diseño americano. Ello es debido a la economía que representa en motores de altas cilindradas y elevado número de cilindros, frecuentemente sometidos a normas anticontaminación muy severas. Por su configuración se le suele denominar carburador de inyección aunque en realidad se trata de un sistema de inyección. El desarrollo de los equipos de inyección comienza como aplicación a los motores de aviación. En los años 50 la experiencia adquirida se traslada a los motores deportivos, con el objeto de aumentar la potencia gracias a la mejora del rendimiento volumétrico que su utilización conlleva. En el año 1967 se lanza el primer equipo con control electrónico. Las leyes anticontaminación, cada vez más exigentes, han obligado al empleo de sistemas de inyección en los motores de elevada cilindrada, especialmente en los mercados americanos y japonés que son los de mayor severidad. En resumen, se trata de un sistema de alimentación en claro desarrollo, con grandes posibilidades técnicas y en el que su costo frente al carburador es su principal inconveniente. Pasamos a realizar un breve estudio comparativo entre inyección y carburación. En un equipo de inyección pueden distinguirse dos tipos de control del gasto de combustible, hidráulico y electrónico,siendo este último el más extendido. Las señales de entrada para dicho control se reciben en el calculador a través de sensores, y son: - Régimen del motor. - Caudal de aire, o bien presión en el colector y temperatura del aire de admisión. - Posición de la mariposa. - Temperatura del motor. - Señal de la sonda Lambda (en equipos con realimentación). Las tres primeras señales determinan la dosificación en condiciones estacionarias,


409

siendo la posición de la mariposa la que indica si el motor está a plena carga o en utilización. En períodos estacionarios las condiciones operativas del motor quedan determinadas al conocer dos parámetros independientes. Los equipos de inyección emplean generalmente los siguientes: - régimen y caudal de aire. - régimen, presión y temperatura en el colector de admisión. La presión y la temperatura en el colector son una medida indirecta del aire aspirado por ciclo por el motor. En efecto,

en donde ea es la densidad del aire en el colector de admisión, que se calcula a part ir de la presión y de la temperatura, Vr es la cilindrada del mofor y 'Ylv el rendimiento volumétrico del mismo, referido a las condiciones en el colector. Medidos dos parámetros independientes, el gasto de combustible es función de estos dos va lores según se vió al estudiar los requerimientos de mezcla del motor. Por ejemplo, en regímenes estacionarios y requerimientos de máximo rendimiento, para · cada motor existe un mapa tridimensional como el de la figura 15.41 obtenido para un sistema régimenpresión. o.> ....

i2

~

,Q

iií :::;¡ .D

Este tipo de mapa es especialmente apto para los sistemas de control con electrónica digital, en los cuales pueden almacenarse los requerimientos en una unidad de memoria.

E

8

De las consideraciones anteriqrespueden extraerse las siguientes ideas generales al comparar la inyección con la carburación: 1 . Par y potencia

r.p . m . Fig. 15.41. Requerimientos de mezcla del motor en régimen estacionario

- Con un equipo multinyector el colector de admisi0n transporta solamente aire. Es posible emplear colectores largos con objeto de obtener

410


efectos de resonancia a ciertos regímenes que aumentan el llenado y en consecuencia el par y la potencia. El empleo de colectores largos con carburador tiene efectos perjudiciales en los transitorios. - Debido a una mejor uniformidad del dosado cilindro a cilindro puede aumentarse la relación de compresión. En efecto, con el empleo de carburador se ha de prever que el cilindro que recibe la mezcla más pobre no presente detonación. - El rendimiento volúmetrico a plenos gases generalmente es mejor debido a la menor pérdida de carga en el sistema de admisión (no existe venturi) y a la posibilidad de aportar el combustible en estado líquido al cilindro en lugar de parcialmente vaporizado. En general, para un mismo motor en versiones de carburador y de inyección, con esta última se obtiene del 10 al 20% más
2. Emisiones en el escape Debido a una mayor precisión y posibilidades en el control del dosado, la inyección permite respetar las normas o leyes anticontaminación con menor número o complejidad de los equipos de tratamiento de los gases de escape. Actualmente las normas más severas pueden respetarse con un equipo de inyección y un catalizador de gases de escape, aire secundario (de oxidación) y catalizador de oxidación. Por ello, la solución más económica desde un punto de vista global podría ser la inyección a pesar de un mayor costo de este equipo frente al carburador.

3. Consumo de combustible Con la inyección, generalmente, se consiguen mejores consumos debido a que la mezcla suministrada puede ajustarse más y en mayor número de condici9nes a los requerimientos de máximo rendimiento del motor. El valor de la disminución del consumo depende de las condiciones de funcionamiento del motor, y es mayor cuanto mayor es el porcentaje de regímenes transitorios (arranque, calentamiento, aceleración), por ejemplo en el tráfico urbano. La inyección permite además la supresión total del suministre de combustible durante el período de deceleración, mientras que en los motores con carburador esto presenta algunas dificultades de conductibilidad debido al secado del colector. Combinando estas posibilidades puede esperarse del 5 al 10% de reducción de consumo al sustituir un carburador por •Jn equipo de inyección.

Carburadores y equipos, de inyección en MEP

411

4. Conductibilidad En general, la conductibilidad es algo mejor con inyección, especialmente en los transitorios.

5. Costo La diferencia en costo del carburador frente a un equipo multiinyección puede estir.oarse en la relación .1 a 10. Sin embargo, el costo global del vehículo puede presentar diferente signo en los casos donde las leyes anticontaminación son muy severas (EE.UU. y Japón). El equipo monoinyector supone una solución intermedia entre las dos anteriores tanto e-rílás ven'tájas funCionales como en el coste. Sin embargo, su aplicación sólo se justifica en los motores americanos por las razones señaladas anteriormente. 6. Fiabilidad Aunque ambos sistemas son bastante fiables actualmente, la complejidad del equ ioo de inyección así como la gran experiencia que existe en la fabricación y diseño de carburadores, hace que el carburador siga siendo preferible en este aspecto. 7. Costo de mantenimiento Por las mismas razones que en el apartado anterior así como por el menor costo del equipo, la ventaja en este punto es claramente favorable al carburador.

15.6. EQUIPOS DE INYECCION INDIRECTA Como ya se ha razonado, este sistema es el más en'ipleado actualmerite·y existen dos tipos fundamentalmente: el multi y el mono inyector. El primero de ellos, em:Jleado en Europa y Japón, se diseña y fabrica principalmente por la sociedad alema"'ª Robert Bosch y sus modelos principales se describirán a continuación. El sistema ..,..,onoinyector se emplea solamente en U.S.A. (Ford, G.M. y Chrysler) junto con un s stema de realimentación con sonda Lambda, y un catalizador de tres vías. 1. Multiinyector a) Equipo Bosch D-Jetronic

-ªprimera realización de sistemas de inyección electrónica de combustible (EFI) de 3osch fue denominada D-Jetronic, donde D representa la palabra alemana Druck Jue significa presión. Este nombre se deriva del hecho de que la principal señal de ~nt rada a !a unidad de control es la presión en el colector de admisión.


412

Es un sistema régimen-densidad cuyo esquema general se detalla en la figura 15.42. La unidad electrónica de control es analógica y las señales de entrada a la misma son: -

Presión en el colector de admisión. Temperatura del aire de admisión. Régimen del motor desde el distribuidor de encendido. Temperatura del agua de refrigeración (período de calentamiento). Interruptor de plena apertura de la mariposa.

1---

· . . - ·- - ~ ---- --

·-2

-..........3 ~rotura

- ----

1

Sensor

rtfn<¡e rante

2

UnidOd control tlect rórnca

9

lny~c tor

arran que H 1 frío

10 St'nsor temperatura de c1rt: 11

S

Vólvulo

12 Filtro combusttble

6

Control posic16n mariposa

7

Regulador de presión

e

tn~tor

auxiliar de aire

rtegulodor

pr~o;1ón

ó-4/Termonterruptor

13 Bo:'nbo combustible

Fig. 15.42. Equipo de inyección Bosch D-Jetronic

__J


413

La señal de salida es el tiempo de apertu ra del inyector electromagnético, que se alimenta a presión constante a través de una bomba eléctrica de alimentación y un regulador de presión.

Resorte retorno

Para el arranque en frío y el período de calentamiento se emplea un inyector auxiliar aguas abajo de la mariposa y un by-pass, que cortocircuita la mariposa, gobernado por una válvula termostática controlada por la temperatura del agua de refrigeración del motor. La figura 15.43 es una sección del inyector empleado por Bosch desde 1967 para todos sus equipos. Es electromagnético y la parte eléctrica se encuentra aislada totalmente del combustible.

bJ Equipo L-Jetronic de Bosch. =•g. 15.43. Inyector alectromagnético Bosch

La letra L de su denominación representa la palabra alemana Luftmengemessung que

significa medición del caudal de aire. Varía del anterior principalmente por el empleo de un medidor de cauda l de. aire en uga r de los captadores de presión y temperatura del aire. Este medidor consiste en una trampilla giratoria que se posiciona en función del caudal aire aspirado . La información sobre la posición de dicha trampilla está dada por -'1a señal de corriente contínua producida en un potenciómetro muy·sofisticado pa~ ·a evitar los rozamientos y el desgaste. je

El equipo electrónico es más simple por disponer directamente de una señal del caudal ::e aire. La figura 15.44 representa el esquema general de este equipo. t:I circuito de combustible básicamente es el mismo que el del sistema D-Jetronic, sxcepto que el regulador de presión está conectado mediante un tubo al colector :e admisión. De esta manera, la presión de inyección del combustible es función de .a presión en el colector de admisión y, en consecuencia, la caída de presión a través :;:?I inyector permanece constante. · :

Equipo K-Jetronic.

Se trata de un sistema mecánico, con medida del caudal de aire

a través de una

414

Motores de combustión Interne eltemetlvos

1

!

~ µ____.._

rtt:·- ·-

Urlidad control electrónu:a

8

Inyector arranque

L Inter ruptor arranque

9

VÓlvulc ovx1liar

~

..e·1sor temperatura

1C Regula&or presión

4

:ermonterruptor

11 Bombo

S Medidor coudol ort !'-

1::

en frío

aire

combustible

Filtro corrbustiblt

.:-ntrol pos1c1Ón mariposa

7 ln/ector

Fig. 15.44. Equipo de inyección Bosch L-Jetronic

trampilla circular que se eleva por el aire aspirado por el motor. El gasto de combustible se controla mediante la presión de alimentación a los inyectores. la cual se establece en función de la posición del medidor de caudal.

Carburadores y equipos-de inyección en MEP

415

La figura 15.45 representa un esquema de este tipo . El K-Jetronic inyecta combustible continuamente frente a las válvulas de admisión; así, las tres cuartás ·partes del combustible requerido para un ciclo del motor se almacenan temporalmente sobre la válvula de -admisión mientras que el resto se inyecta durante la carrera de admisión. En los sistemas de control electrónico, el combustible se inyecta intermitentemente. En el 0-Jetronic los inyectores forman dos grupos, dentro de los cuales se conectan en paralelo de forma que los cilindros adyacentes, según el orden de encendido,

5

1

Depósito de combustible

2 Bomba

combustible

7

Tra"'11llo de medido

8

Inyector de ar ronque · Inyector

3

Acumulador combustible

9

4

Filtro

10 Vdlvulo

combustible

S Regulador de

calentomíento

oux~iar

de aire

11 Termo¡,terNPtor .

6 Medidor coudcl aire • distribuidor combustible

Fig. 15.45. Equipo de inyección Bosch K-Jetronic

416


se agrupan juntos. Así, un inyector de cada grupo inyecta en una válvula abierta, mientras que el combustible de los otros se almacena temporalmente sobre sus respectivas válvulas de admisión. En el sistema L-Jetronic, independientemente del número de cilindros, todos los inyectores se conectan en paralelo e inyectan simultáneamente, dos veces por ciclo, es decir el combustible suministrado por ciclo del motor es inyectado en dos etapas, separadas 360 grados. De este modo, la mitad del combustible de dos cilindros se inyecta durante sus respectivas carreras de admisión , siendo la otra mitad temporalmente almacenada. Con esta disposición se simplifica la señal de vueltas del motor ya que ésta se puede tomar directamente del distribuidor sin importar el orden de encendido o la identificación del cilindro número uno, lo que sería necesario en un sistema de inyección durante la carrera de admisión de cada cilindro. 2. Monoinyector Estos equipos, que como ya se mencionó se emplean sobre motores diseñados y fabricados por G.M., Chrysler y Ford en U.S.A., disponen de una central electrónica que realiza un control integral del motor, incluyendo, además de la dosificación de la mezcla, el avance del encendido, el régimen del mínimo o ralentí y en su caso el cambio automático del vehículo. Una señal importante de entrada a esta unidad (Computer Command Control) es la procedente de un sensor de oxígeno en los gases de escape (Sonda Lambda), cu yo objeto es conseguir una mezcla estequíométrica, que es la que da mayor rendimiento en el catalizador de oxidación-reducción (tres vías) con que se equipa el escape de estos motores. La sonda Lambda se estudia en el capítulo 18. La figura 15.46 es un esquema del cuerpo porta-inyector y de la válvula de la G.M. El control de la cantidad de combustible se realiza variando el tiempo de apertura del inyector, el cual recibe el combustible a presión constante. También puede verse en dicha figura la válvula de regulación del régimen del ralentí. Cuando se trata de un motor de ocho cilindros se emplean dos conjuntos, uno para cada grupo de cuatro cilindros. Este equipo es del tipo régimen-densidad. Las figuras 15.47 y 15.48 son los esquemas del medidor de caudal de aire y del conjunto inyector-válvula del equipo Chrysler. El medidor de caudal de aíre funciona a través de un transductor de presión diferencial que detecta la diferencia de presión entre dos puntos de una sección del paso de aire como consecuencia del vórtice generado por los álabes de la sección de entrada . El dosado se establece en función de la señal de la sonda Lambda, (contenido de oxígeno en los gases de escape), emplea inyección continua y el gasto de combustí-

417


Válvula

control ralentí 6

2 Entrada de aire

Retorno de combustible

Terminales electricos

7 Inyector

3 Entrada de combustible 4

1

al deposito

. ' de combustible 5 Regulador de pres1on

8

Filtro

9 Tobera

Fig. 15.46. Sistema monoinyector de la G.M.

ble se controla mediante la presión de alimentación a los inyectores, de los cuales uno funciona solamente para altos caudales de combustible. El equipo Ford es similar al G.M. 3. Desarrollos futuros Las actividades para el desarrollo de los equipos de inyección pueden clasificarse

418


Alabes arremolinadores

Transductor de

¿

presión diferencial

~

SENSOR DE CAUDAL DE AIRE

\Precesión de torbellinos

Fig. 15.47. Medidor de caudal de aire del equipo de inyección Chrysler

en tres grupos: - Adaptación y mejora de los sistemas actuales. - Reducción de costos. - Desarrollo de sistemas integrados. En la primera actividad podemos señalar los trabajos que se realizan para mejorar la precisión y fiabilidad de los componentes y conjuntos. Uno de los elementos críticos es el medidor del caudal de aire. ·Los medidores con piezas móviles están sujetos a desgastes y errores de medida por histéresis del aparato. La figura 15.49 es una sección del nuevo medidor de caudal de aire desarrollado por Bosch e lsuzu basado en la anemometría de hilo caliente. La cantidad de aire que pasa por el medidor es sólo el 3% del flujo total con objeto de minimizar el ensuciamiento del medidor por el polvo que transporta el aire. El hilo caliente trabaja según el principio de temperatura constante. Como medida del flujo de aire se emplea la corriente de calentamiento. La espira fría sirve para detectar y compensar las variaciones de la temperatura del aire de admisión. Para la reducción de costos se están estudiando sistemas de alimentación de combustible de baja presión (los equipos actuales trabajan alrededor de 2,5 a 3 bar, excepto el G.M.). Las presiones altas son consecuencia de la necesidad de evitar la formación de vapor en las tuberías de alimentación y requieren bomba y reguladores de alta presión y, por lo tanto, costo elevado.


419

Combustible

1 2 3 4 5 6

Toberas de inyección Defledor que genera una película de combustible Deflector de mezcla Rebaje rompedor de la película de combustible Deflector para homogeneizar la mezcla cilindro a Colector de admisión

cilindro

Fig. 15.48. Conjunto inyector-válvula del equipo de inyección Chrysler

El sistema de baja presión requiere el rediseñado del inyector teniendo en cuenta la recircu lación de gasolina en los inyectores para recoger el vapor formado durante los períodos más calientes. El desarrollo de sistemas integrados supone el empleo de un microprocesador que, además de operaciones de cálculo y control del sistema de inyección, controla y gobierna otros parámetros del motor, dando incluso información al conductor del vehículo. Con el empleo de la inyección electrónica ha sido posible el desarrollo del dispositivo conocido con el nombre de Sonda- Lambda (ver capítulo 18. La contaminación de los motores) que permite un control exacto del dosado, que junto con la utilización de reactores catalíticos de tres vías, consigue reducir la contaminación de forma muy importante. ·


420

Circuito de control

frío caliente

A la válvula de mariposa

Al filtro de aíre

Bobina cerámica

Fig. 15.49. Medidor de caudal de aire desarrollado por Bosch e lsuzu

15. 7 . SISTEMAS AUXILIARES PARA LA FORMACION DE LA MEZCLA Actua lmente se está desarrollando, e incluso aplicando en serie en algunos casos, diversos dispositivos que tienen por objeto reducir el consumo especialmente en los transitorios (calentamiento y aceleraciones). Su aplicación está justificada cuando el ahorro energético que consigue amortiza su coste. Debido al creciente coste de la energía su aplicación será mayor de cara al futuro. Entre estos dispositivos podemos citar: 1 . Control termostático del aire de admisión El aire se aspira de las proximidades del colector de escape de donde recibe calor con objeto de poder emplear mezclas más pobres durante el período de calentamiento, por vaporizarse mejor la mezcla como consecuencia de la mayor temperatura del


421

aire. Cuando la temperatura del motor es la de régimen, se cambia el punto de aspiración del aire para no penalizar la potencia máxima. El cambio se gobierna mediante una lámina bimetálica o una cápsula de vacío controlada por un termointerruptor. 2. Evaporación de la gasolina en el colector La sociedad Texas tiene en desarrollo, y en algún caso en producción, un sistema denominado Early Fue/ Evaporation (evaporación rápida del combustible) consistente en la aportación de calor a la mezcla durante el período de calentamiento del motor colocando una rejilla aguas abajo de la mariposa o una superficie caliente ~ebajo del carburador, en la zona de decantación del combustible. El calentamiento de estas superficies está gobernado por una resistencia P.T.C. (Positive Temperature Coeficient) en la cual la resistencia aumenta con la temperatura que adquiere/de forma que cuando la temperatura del motor es la de régimen el consu mo de energía es despreciable; en cambio, cuando el motor está frío aporta un calor a la mezcla que se emplea en evaporar el combustible, siendo posible reducir la riqueza de la mezcla y el consumo. En los carburadores de doble cuerpo de apertura diferenciada, es más útil colocar la rejilla en el primer conducto, que es el que suministra la mezcla durante los regímenes de baja carga (los que lógicamente deben emplearse durante el calentamiento), y dimensionar el segundo cuerpo de forma que no se penalice la potencia por las pérdidas de carga que se producen en la rejilla. La superficie de calefacción debajo del carburador evapora la gasolina decantada y no presenta problemas de pérdida de potencia, pero requiere el diseño adecuado del colector para el montaje de este dispositivo. 3. Control temostático de la capacidad de la bomba La cantidad de combustible necesario durante la aceleración es mayor cuanto menor es la temperatura del motor. Con objeto de optimizar la capacidad de la bomba de aceleración del motor, a veces se emplea un elemento que controla éste en función de la temperatura del motor. El sistema más sencillo es utilizar una bomba m~ cá nica que trabaja siempre y una bomba de aceleración de mando neumático que solamente se emplea durante el arranque en frío y el período de calentamiento. La desinserción de esta bomba se realiza desconectando la toma de señal del colector de admisión mediante un termointerruptor que capta la temperatura del motor. 4. Supresión del suministro de combustible durante las retenciones Esta práctica resulta fácil en los equipos de inyección indirecta multiinyectores con control electrónico y no plantea ningún problema de conductibilidad. Ahora bien, cuando el colector transporta mezcla es difícil su empleo debido a que el colector se seca completamente durante la retención, debiendo mojarse durante la aceleración siguiente, con lo que se produce un empobrecimiento de la mezcla y un fallo

422


en la conducción del vehículo. Con el empleo de una unidad electróniC(a que gobierne con precisión el momento de la aportación del combustible es posible también esta supresión en los equipos monoinyector y en los carburadores. Su empleo en este último caso se encuentra en fase de desarrollo .

..

BIBLIOGRAFIA BECCARI, A.: Sul1unzonamiento del carburatore con compensazione ad aria antagonista. A.T.A. Julio 1966. BOLT, J .A. and BOERMA, M.: The lnfluence of lnlet Air Conditions on Carburetor Mete· ring. SAE paper 660119. 1966. BOWLER, L.: Throttle Fuel lnjection (TFll. An lntegrated Engine Control System. SAE paper

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CAPITULO 16

FORMACION DE LA MEZCLA EN LOS MEC. INYECCION DE COMBUSTIBLE

16.1. Introducción 16.2. Sistemas de inyección. Elementos que lo constituyen 16.3. Comportamiento del sistema de inyección 16.4. Rendimiento hidráulico de una bomba de inyección 16.5. Inyectores. Formación del chorro 16.6. Influencia de los distintos parámetros sobre el diámetro medio y .1 penetración


16.1. INTRODUCCION La formación de mezcla y la combustión en los motores de encendido por corripresión están estrechamente relacionadas y en- parte se producen simultáneamente, por lo que resulta difícil encontrar la frontera que separa los dos procesos. En las secciones siguientes se estudian los procesos relativos a la formación de la mezcla hasta el momento en el que el combustible se introduce en la cámara de combustión, haciendo abstracción del proceso de vaporización y mezcla con el aire, proceso previo a· la combustión. Desde un punto de vista general la formación de la mezcla en los MEC se realiza en el interior del cilindro al inyectarse una determinada cantidad de combustible en las proxi'midades del PMS después de la carrera de compresión. En algunos casos, aunque resulta una excepción, el fluido admitido por el motor es una mezcla de aire y combustible con un dosado bajo, y que generalmente aparece en estado gaseoso. Normalmente se trata de hidrocarburos de bajo peso molecular, gas natural, metano, etc. , que pueden comprimirse con elevadas relaciones de compresión sin que aparezca autoencendido de la mezcla, iniciándose la combustión al inyectarse el combustible en fase líquida. Exceptuando este caso, ya decimos poco común, de los motores policombustibles, el único sistema de· formación de mezcla empleado en los motores Diesel es la inyección de combustible. En resumen puede decirse que el proceso de formación de la mezcla en un MEC está caracterizado por las siguientes circunstancias: - La inyección debe comenzar en un punto perfectamente definido y con una ley definida, de forma que el proceso de combustión se desarrolle con un rendimiento elevado, acotándose los gradientes y los picos de combustión. - Debido a que la combustión se inicia por autoencendido, no es necesario mantener el dosado entre límites estrechos, como ocurre en los motores de encen, dido provocado. La regulación del motor se realiza modificando la cantidad de combustible inyectado, es decir el dosado. Este tipo de regulación recibe el nombre de regulación cualitativa , frente a la regulación cuantitativa característica de los MEP cuyo parámetro de control es el rendimiento volumétrico, permaneciendo el dosado sensiblemente constante para variaciones importantes de la pme.

426


- El poco tiempo disponible para formar la mezcla impone limitaciones importantes al motor, así como exigencias al sistema de inyección. Así, el régimen de giro de los MEC está limitado entre otras razones por el tiempo necesario para la inyección, gasificación, mezcla y combustión del combustible, estando limitado el dosado máximo a valores relativos del orden de O, 7, por esta misma razón. En consecuencia el sistema de inyección debe ser capaz de conseguir unas características físicas del combustible que favorezcan la combustión completa.

16.2. SISTEMAS DE INYECCION. ELEMENTOS QUE LO CONSTITUYEN Los sistemas de inyección pueden clasificarse en la forma siguiente:

1 . Inyección neumática 2. Inyección sólida 1 . Inyección neumática El fundamento de la inyección neumática, actualmente abandonada, consiste en la pulverización del combustible con la ayuda de aire comprimido. El combustible, dosificado por una bomba de émbolo, se introduce en el inyector venciendo la presión del aire existente en el mismo. Al levantarse la aguja del inyector, accionada mecánicamente por una leva, el aire arrastra el combustible depositado en el inyector pulverizándolo finamente en el interior del cilindro. El consumo de aire con destino a la inyección obliga a equipar el motor con U8 compresor de émbolo. El aire comprimido se almacena en botellas con destino a la.inyección y en su caso al arranque. Este tipo de sistemas de inyección tiene las siguientes características: - Mayor consumo de energía ·para la inyección que el necesario para los sistemas de inyección sólida. - Necesidad del empleo de un compresor. - Características físicas (atomización) del chorro favorables, con reducidas pre.sienes de inyección (80 bar aproximadamente l. - Los sistemas de inyección sólida resultan más económicos y sencillos que los de inyección neumática.

2. Inyección sólida En estos sistemas, la elevada presión que alcanza el combustible generada por la bomba permite la atomización del mismo a su paso por el orificio del inyector. La inyección sólida, atendiendo a la causa que produce el levantamiento de la aguja

Formación de la mezcla en los MEC. Inyección de combustible

427

del inyector (los inyectores cerrados son los únicos utilizados en la actualidad) la podemos clasificar en: a) Inyección sóÍida de mando mecánico b) Inyección sólida de mando hidráulico Pasamos a continuación al estudio de los dos sistemas de inyección sólida señalados. a) Inyección sólida de mando mecánico En este sistema de inyección, una bomba, que puede ser de engranajes, mantiene la presión constante en una tubería en conexión con los distintos inyectores. Las agujas de los mismos, accionadas mecánicamente por un árbol de levas, comprimen el combustible hasta la presión de inyección. La cantidad de combustible inyectado por ciclo, aplicando la ecuación de la continuidad, vale:

en donde: C01 - coeficiente de flujo del orificio del inyector. A 1 - sección del orificio del inyector. Qf - densidad del combustible. c1 - velocidad de descarga del combustible. p, - presión de inyección {se desprecia la de descarga). a - ángulo de inyección en radianes. n - número de revoluciones de la bomba. Como se pone claramente de manifiesto en la ecuación anterior, cuando aumenta el número de revoluciones, la cantidad de combustible inyectada disminuye, lo que representa un grave inconveniente para aquellas aplicaciones en las cuales, por la naturaleza del servicio, no se puede mantener el régimen constante. Aunque se pueden emplear dispositivos mecánicos, que actuando sobre a y A , compensen la variación den, manteniendo la constancia de m1, la complicación mecánica de los mismos aconseja su empleo en motores diseñados para trabajar a número de revoluciones constante. Un caso particular de la inyección sólida de mando mecánico lo constituye el sistema de inyección Cummins, utilizado en los motores Diesel de esta marca. Consta de una bomba-inyector por cilindro, alimentada por una tubería común, en la que la presión variable con el número de revoluciones del motor y con la posición del acelerador, permite regular el ~uministro de combustible a la bomba-inyector.

428


La inyección sólida de mando mecánico se utiliza en motores marinos, donde el régimen es esencialmente constante.

b) lnyecc(ón sólida de mando hidráulico En la inyección sólida de mando hidráulico, la presión generada por el movimiento del pistón de la bomba permite elevar la aguja del inyector (figura 16.1), venciendo la acción de un muelle antagonista, pulverizándose a continuación el combustible al pasar por el orificio u orificios del inyector. En este caso la cantidad inyectada es, salvo pequeñas pérdidas, el volumen desplazado por la bomba, independiente del régimen de giro. ·

O)

rttorno dt

IGI fugca¡__

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c0tnbu1ti bit

Fig. 16.1. Inyector. a) Tobera de espiga. b) Tobera de orificios múltiples

En el sistema de inyección, (de ahora en adelante nos referimos a los sistemas tradicionales de inyección sólida de mando hidráulico), conviene considerar los tres elementos siguientes: bomba de' inyección, inyector y tuberías de unión. En algunos sistemas la tubería de unión es inexistente, integrándose los dos elementos restantes


429

en lo que llamamos una bomba-inyector. Las bombas de inyección que se emplean en la actualidad son de los tipos siguientes: 1 . Bombas en línea 2. Bombas rotativas 1 . Bombas en línea

Las bombas en línea tienen tantos émbolos para la impulsión del combustible como cilindros tiene el motor. En ellas se puede variar la cantidad de combustible inyectadó, modificando la carrera de impulsión respecto de la carrera total del pistón que es constante, por medio de ranuras helicoidales (Figura 16.2).

válvula de retorno

orificio de e arga-destarga

t

e rema\ lera ac,derador

Rorada

f media cargf!.

P.lena cargQ

Fig. 16.2. Sistema de regulación en bombas en línea

2. Bombas rotativas

En la bomba rotativa, el sistema de impulsión, formado por dos émbolos opuestos, es común para los diferentes cilindros. Un distribuidor rotativo se encarga de enviar el combustible a los distintos cilindros según el orden de inyección prefijado. En este


430

1-2-1-4-5-(6) salidas a los inyector es de los diíerentts cilindros

leva

cilindros dt la bomba dt inyeccidn rodillos Fig. 16.3. Esquema de una bomba rotativa

tipo de bomba una válvula dosificadora, accionada por el mando del acelerador o por el regulador, se encarga de modificar el sumin istro de combustible al elemento de bombeo. (Figura 16.3) La bomba rotativa resulta más económica que la bomba en línea por lo que su uso se ha extendido en los motores pequeños y medianos de automoción . Tiene los inconvenientes de ~er muy ruidosa, y tener presiones de inyección más reducidas que la bomba en línea. El sistema de inyección de los motores Diesel se completa con el regulador de la bomba de inyección, siendo las funciones que tiene encomendadas las siguientes: · - Regular la marcha al ralentí, ya que como con secuencia de la pequeña variación de las pérdidas mecánicas con el número de revoluciones, el régimen resulta poco estable. La regulación de mínima consiste en reducir la inyección ºcuando aumenta el número de revoluciones y viceversa. - Regular la marcha del motor para las diferentes cargas de forma que para una posición del mando del acelerador, el número de revoluciones se mantenga constante dentro del margen que tenga el estatismo de la regulación. - Cortar la inyección cuando el número de revoluciones sobrepasa un valor prefijado, con el fin de evitar sobrecargas mecánicas peligrosas. Esta regulación recibe el nombre de regulación de máxima . Las funciones del regulador mencionadas aparecen en función del tipo de aplica-

431


eje motor

ción, siendo usual en automoción el empleo de reguladores de mínima y máxima, mientras que en aplicaciones que exijan un régimen constante emplean también el segundo tipo.

Aunque los reguladores en general son de tipo mecánico, existe la posibilidad de sengrado inyecci6n sibilizar el regulador al número de revolude lo bombo ciones del motor por vía hidraúlica o neumática. En las figuras 16.4 y 16.5 se representan dos gsquemasde regulación de máFig. 16.4. Regulador mecánico de xima denominados respectivamente de ac" acción directa ción directa y de acción indirecta.

+--

16.3. COMPORTAMIENTO DEL SISTEMA DE INYECCION

+--~mando acelera4o

grad•o de inyección

+

-

Fig. 16.5. Regulador mecánico de acción indirecta

Pasamos a continuación a analizar el comportamiento del sistema de inyección de forma simplificada. Consideremos el e~que ma de la figura 16.6 en el que aparece la bomba con su émbol9, la lumbrera de carga, la válvula unidireccional, la tubería de inyección y el inyector con su aguja. Para simplificar el análisis se supone que la velocidad del émbolo es constante y consideramos cuatro fases sucesivas. 1 . Primera fase

Comienza la carrera de compresión del émbolo con la lumbrera de carga todavía abierta. Aplicando la ecuación de continuidad; obtenemos:

(16.1l s endo: c8 - velocidad del émbolo, constante por hipótesis. A 8 - sección de la bomba. cd - velocidad de descarga en la lumbrera función de la presión en la bomba.


432

bomba

inyector

Fig . 16.6. Esquema del sistema de inyección

Ad - sección de lumbrera descubierta, variable en función del tiempo. C0 d - coeficiente de descarga de la lumbrera que toma valores del orden de

0,7.

V8

-

E

-

volumen de la bomba. modulo de compresibilidad del combustible, que depende de la presión y la temperatura y oscila entre 15.000 y 18.000 N/ cm 2 para el gas-oil.

Por otra parte, si aplicamos la ecuación de Bernoulli entre la bomba y la descarga obtenemos:

p - Po

= e (c~- c~ ) : : : e 2

2

ca [16.21

donde Po es la presión de descarga y e es una densidad media que puede considerarse como constante. Debido a la diferencia de secciones, en una primera aproximación puede despreciarse la velocidad del émbolo frente a la velocidad del combustible en la descarga, y combinando las ecuaciones [16.11 y [16.21 tenemos:

P - Po

=

Q

c A - Ve dp) 2 ( B B E dt [16.31

que permite calcular la presión en función de la velocidad del émbolo y de la sección de lumbrera descubierta. Cuando esta última es muy grande, la presión no se modifica y el término en diferencial de presión es despreciable. A medida que se restringe el paso de fluido hacia la descarga, la presión se incrementa de forma más rápida.

Formación de la mezcla en los M EC. Inyección de combustible

4 33

2. Segunda fase Al alcanzarse una cierta presión, la válvula unidireccional se abre comunicando el cuerpo de la bomba con los conductos y el inyector, con lo que en la tubería aparece una perturbación de presión y de velocidad que avanza por la misma con la velocidad del sonido,a. Al ser alcanzado por la perturbación, el fluido adquiere una velocidad igual a:

[16.41 mientras que el incremento de presión que sufre debido a la perturbación viene dado por la ecuación de Allievi, que postula: [1 6.5. l qu e se obtiene a partir del teorema de la cantidad de movimiento. En las ecuaciones (16.4] y (16.5] se ha supuesto que el caudal por la lumbrera es nulo o despreciable. Siendo la longitud del tubo igual a L, la perturbación tarda Llt = L/a en alcanzar el extremo del inyector. Si la presión no es suficiente para levantar la aguja del inyector, se refleja una perturbación de presión de la misma magnitud que la incidente, que viaja hacia la bomba, dejando el fluido en reposo a su paso, pero incrementando su presión en Llp. El seguimiento del proceso puede hacerse sobre un gráfico de De Juhasz que relaciona la presión con la velocidad en el extremo del inyector y que aparece en la figura 16.7. La presión p 1 es la presión residual en el tubo de inyección. Al abrirse la válvula unidireccional aparece un frente que viaja hasta el extremo del inyector y que sitúa al fluido en las condiciones del punto 8, es decir con una velocidad dada por a ecuación [16.41 y con una presión dada por la ecuación (16.51. La línea que une os puntos A y B es una recta puesto que tag(;I es constante e igual al producto de la. velocidad del sonido por la densidad como se desprende de la ecuación (16.51. Al ser la presión en 8 menor que Pv presión de apertura de la aguja del inyector, ins•antáneamente se refleja una perturbación de presión que incrementa la presión del 'u ido en Llp y lo deja en reposo. Las condiciones del fluido en el extremo del inyector están dadas entonces por el punto C, para el tiempo t = L/a. La perturbación reflejada viaja hasta el extremo de la bomba, donde se refleja como . ma nueva perturbación de velocidad y de presión igual a la inicial, teniendo en cuen·a que la velocidad del émbolo es constante y que se superpone al estado del fluido. =:sta nueva perturbación reflejada alcanza el extremo del inyector situando al fluido en las condiciones D.

434


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Fig. 16.7. Diagrama presión-velocidad del sistema de inyección referido a un punto del tubo inmediatamente anterior al inyector

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o

fo rmación de la mezcla en los MEC. Inyección de combustible

435

3 . Tercera fase A hora la presión es suficiente para levantar la aguja del inyector, por lo que comien za la inyección. La curva de suministro del inyector es de la forma:

-f

c, -

(p,- Pcl Q

o bien, ref.erida al tubo:

Si el caudal que da la bomba es igua l al caudal que suministra el inyector se alcanza el equilibrio. Sin embargo esto normalmente no ocurre, como es el caso de la figura 16. 7, por lo que se refleja en el extremo del inyector una perturbación definida por e punto E, intersección de la curva de suministro del inyector con la recta con pendiente tgO que pasa por el punto D. A partir de este momento, las condiciones de contorno del sistema serán la curva de suministro para el inyector y la condición c9 = cte para la bomba, alcanzándose los puntos F, G, H, etc. El proceso continúa riasta que se alcanza el equilibrio en el punto Z, donde el caudal que suministra la oomba es igual al caudal que suministra el inyector.

4 . Cuarta fase Cuando el émbolo se detiene y comienza su carrera descendente disminuye rápida'"'1ente la presión en el sistema con lo que el inyector se cierra . Durante algún tiempo ..,ay oscilaciones de presión importantes que en algún caso pueden provocar nuevas aoerturas de aguja con inyecciones tardías nada deseables.

16.4. RENDIMIENTO HIDRAULICO DE UNA BOMBA DE INYECCION En el motor real los fenómenos difieren de los teóricos expuestos en el apartado a'lterior, debido a circunstancias e imperfecciones no previstas en las explicaciones anteriores. Así el volumen de combustible inyectado por el émbolo de una bomba vale:

'='1 donde:

436

Motoras de combustión interna alternativos

Vt - volumen inyectado en el cilindro del motor. A 8 - sección del émbolo de la bomba . s - carrera de impulsión útil, variable según el grado de carga. 1lv - rendimiento hidráulico o volumétrico de la bomba. Los factores que más afectan al valor del rendimiento hidraúlico son:

1. Fugas Las pérdidas de combustible entre cilindro y émbolo, a pesar de las tolerancias estrechas empleadas, son siempre inevitables, aunque poco importantes. Las fugas aumentan lógicamente con el desgaste producido por el uso, sobre todo en las proximidades de los orificios de admisión y descarga.

2. Formación de vapor La elevación de la temperatura del combustible en su camino a través del sistema de alimentación de combustible, incluida la propia bomba, y las relativas bajas presiones de alimentación (de 2 a 7 bar) favorecen la formación de vapor. La depresión que se produce en la carrera de admisión de la bomba cuando, como es frecuente, no se emplea válvula de admisión, es otra causa importante tendente a la formación de vapor.

3. Reflujo de combustible Aunque las bombas de inyección, para evitar este fenómeno, están equipadas con válvulas de retención, es imposible evitar totalmente el retorno de combustible al cuerpo de la bomba. La cantidad de combustible que retrocede depende del diseño de la válvula (forma geométrica, peso, tensión del muelle, etc.) y del comportamiento de1 resto del sistema de inyección (tuberías e inyector). El diseño de esta válvula debe estar encaminado a producir un cierre lo más rápido posible.

4 . Compresibilidad del combustible y deformabilidad de las paredes del sistema de inyección Estos dos fenómenos reducen el rendimiento volumétrico de la bomba siendo su influencia bastante importante. La compresibilidad se puede atenuar reduciendo el volumen de combu'stible en tuberías e inyector. La reducción máxima se consigue con el empleo del inyector-bomba. La disminución de la deformabilidad de las paredes se consigue aumentando el grueso, y, por tanto, la rigidez de las mismas, que debe ser ful)ción de la presión de inyección utilizada.

Formación de la mezcla en los M EC. Inyección de combustible

437

16.5. INYECTORES. FORMACION DEL CHORRO Los inyectores que normalmente se utilizan en la actualidad son de tipo cerrado. En ellos la aguja que cierra el paso del combustible a los orificios o toberas se levanta por lo propia presión del combustible. (fig. 16.1). La tensión del muelle antagonista, que es regulable, fija la presión mínima de inyección por debajo de ta cual ta formación correcta del chorro no está garantizada. Las presiones mínimas de inyección oscilan de 250 a 350 bar para motores de inyección directa y de 100 a 200 bar para los motores de cámara dividida. La calidad de la formación de la mezcla la podemos evaluar por la calidad de la macromezcla, reparto de combustible en el seno del aire, y por_la calidad de la micromezcla o finura media de las gotas del chorro. Como la penetración de una gota de combustible disminuye con su tamaño, es necesario buscar soluciones de compromiso para -hacer frente a estas exigencias en parte contrapuestas. En los motores de inyección directa, en los que es el inyector el que fundamentalmente se encarga de la formación de la mezcla, se hace necesario repartir uniformemente el combustible con la ayuda de toberas de orificios múltiples; de esta forma se consigue una buena macromezcla. Por otro lado, es también necesario que el inyector de una buena micromezcla, lo que se consigue con elevadas presiones de inyección y orificios finos que permiten atomizar finamente el combustible. La penetración de los chorros debe ser tal que se evite el que la llama castigue peligrosamente las superficies internas del motor. En los motores de cámara dividida, en los que se emplean inyectores de orificio único (tipo espiga en automoción), la turbulencia y el efecto de pared caliente mejoran a calidad de la macromezcla y de la micromezcla respectivamente. En este tipo de motores las características del chorro son menos críticas que en los de inyección directa. La formación del chorro, que juega un papel muy importante en el proceso de comoustión, ha sido extensamente estudiada por numerosos investigadores. El combus~ ble, que sale a gran velocidad por la tobera del inyector, forma lo que se conoce como chorro. El combustible que se encuentra en el contorno del mismo se disgrega en pequeñas partículas alrededor de la zona central denominada núcleo (figura 16.8). El núcleo, por su parte está formado por hilos o partículas de mayor tamaño y veloc dad que las del contorno, si bien a medida que el chorro penetra en el seno del a re éstas se disgregan en partículas más finas reduciéndose paralelamente su veloci-· oad a causa del rozamiento. -ª atomizac ión del chorro en pequeñas gotas es consecuencia de un proceso comeio. c uyas circunstancias y mecanismos no están suficientemente aclarados. Lo :Je_ parece evidente es que sobre el chorro actúan fuerzas internas y externas que a. final producen la atomizació n.

:J

438

Motores de cpmbustión interna alternativos

....----- ----s

Fig. 16.8. Esquema del chorro inyectado

El chorro inyectado en una cámara de combustión está en primer lugar bajo la influencia de fuerzas aerodinámicas. La resistencia del aire arranca pequeñas partículas de la superficie del fluido y distorsiona la sección frontal del mismo. La tensión superficial del combustible así como la cohesión de las distintas partes del fluido se opone a estas fuerzas externas. Junto a las fuerzas aerodinámicas, coexisten fuerzas internas, debidas fundamentalmente al flujo turbulento. El flujo turbulento es tal que la velocidad tiene una componente transversal a las líneas de corriente que colabora en la atomización. El chorro se disgrega debido a las partículas que se encuentran en movimiento turbulento pulsante, lo que produce su esparcimiento a la salida. Cuanto mayor sea la velocidad de pulsación, mayor será el ángulo cónico del chorro. Los parámetros más característicos de un chorro inyectado son fundamentalmente el ángulo cónico que adopta éste, su penetración en la cámara y el tamaño de las gotas, caracterizado por el diámetro medio y la distribución de diámetros. El ángulo cónico depende fundamentalmente de parámetros geométricos de la tobera del inyector, rugosidad, radios de acuerdo, etc., así como de la presión de inyección, en el sentido de incrementarse el ángulo al incrementarse esta última, ya que las fuerzas internas debidas a la componente pulsatoria de la velocidad se incrementan, haciendo que elfluido se esparza más en el espacio al salir del inyector. Pasemos a estudiar más detenidamente los otros dos parámetros característicos. 1 . Diámetro medio de las gotas Al inyectar el fluido, éste se disgrega en un gran número de gotas de diferente tamaño. El tamaño de las gotas se caracteriza por el diámetro medio de la distribución, mientras que la dispersión respecto de este diámetro medio se caracteriza por las curvas de distribución. Respecto al diámetro medio pueden utilizarse,en general,las siguientes definiciones:

Formación de .la mezcla en los MEC . Inyección de combustible

439

- diámetro medio aritmético: E d¡ n¡ En; . - diámetro medio volumétrico, que es el diámetro de la gota con el volumen medio de la distribución:

d mv --

VE d~

1

n·1

En¡

- diámetro de Sauter, que es el diámetro de la gota con la relación volumen/superficie media de la distribución: dms

=

E

dr n¡

E

df n;

La utilización de estos diámetros como característicos de la distribución es variable de unos investigadores a otros, siendo los más usuales el primero y el último. Togas ellos dependen de las mismas variables adimensionales, difiriendo únicamente el ajuste de las constantes. En consecuencia, efectos de la exposición que sigue, es indistinto el referirse a cualquiera de ellos.

a

Para gotas completamente homogéneas es evidente que dma = dmv = dms· Para gotas heterogéneas dma < dmv < dm5 , siendo la diferencia tanto menor cuanto más centrada esté la distribución. · Pa ra caracterizar la distribución del número de gotas de igual diámetro, existen diversos parámetros, uno de los cuales es el propuesto por Sitkei. La función de distribución de las gotas, según el mencionado autor, puede representarse por medio de a ecuación:

donde: V - volumen total ocupado por la fracción de gotas cuyo diámetro es inferior a d. d 0 - diámetro característico para el cual el volumen adopta el valor 0,632. n - característica de la distribución que determina la dispersión de la~ gotas respecto de un valor medio. Su valor oscila entre 2 y 4. · La ecuación anterior puede representarse gráficamente como aparece en la figura 16.9. Se observa que a medida que crece el valor del parámetro n, más centrada está a distribución del diámetro de las gotas. El diámetro medio de las gotas es una función de diversos parámetros constructi-

440


100

volumen [ •¡. ]

6.12

so /

/ /

,, ,,

,, /

/

2 Fig. 16.9. Distribución del volumen ocupado por las gotas con _diámetro menor que d

vos, de funcionamiento y relativos al combustible empleado. La dependencia respecto a estos parámetros puede realizarse por medio de ecuaciones planteadas a la luz del análisis dimensional y ajustadas posteriormente por vía experimental. Así, siguiendo a diversos autores, el diámetro medio debe ser una función de los parámetros que aparecen en la siguiente ecuación:

donde: d, - diámetro de la tobera de inyección (U. c, - velocidad del chorro en la tobera (L/T). Ct'.f - tensión superficial del combustible (M / T2 ). µ 1 - viscosidad dinámica del combustible (M I LT). et - densidad del combustible (M / L3 l. ec - densidad del aire en el cilindro (M / L3 ). m/m10 - cantidad inyectada respecto de la cantidad nominal. Según el teorema 7r de Buckingham, tenemos una función de 8 variables, en la qu~ aparecen 3 magnitudes básicas independientes, en consecuencia puede encontrarse una función de cinco grupos adimensionales de la forma, (71",, 7!"2, 11"3, 11"4, 11"5) =

o

De los diversos grupos adimensionales que pueden elegirse, consideramos los

Formación de la mezcla en los MEC. Inyección de éombustible

441

siguientes: 7r 1

=

dm l d 1, cociente entre las dos magnitudes geométricas de la función.

7r2 = m¡/m 10, que ya aparecía como grupo adimensional en la expresión anterior. 7r3

=

Qcl Qf,

cociente entre las densidades.

7r4

=

1/ Wé

=

, inversa del número de Weber que relaciona las

fuerzas de tensión superficia l con las fuerzas de inercia.

7r5

= 1/ Re =

, inversa del número de Reynolds y que relaciona

las fuerzas de inercia con las fuerzas viscosas. El ajuste final se debe hacer de forma experiment~ y aparecen distintas ecuaciones como las de Schweitzer, Nukiyama y Tanasawa, Sitkei, etc. Todas estas ecuaciones son similares y de la forma:

variando el ajuste de la constante y los exponentes en función del tipo y tamaño de motor.

2. Penetración del chorro Para analizar la ecuación que relaciona la penetración del chorro con diversos pará'iletros, el sistema a emplear es similar al caso del diámetro medio. Sig uiendo a Schweitzer, que analizó la influencia de diversos parámetros sobre la ::ienetración , ésta puede expresarse como: S

=

f (p,, d 1, Qc, t)

siendo: p 1 - presión de inyección, (M / LT2). d 1 - diámetro de la tobera del inyector, (L) .

442


ec - densidad t

del aire en el cilindro, (M / L3 ). - tiempo a partir del inicio de la inyección, (T).

Teniendo en cuenta que hay cinco variables en la función y tres magnitudes fundamentales, puede construirse una función de la forma:

donde los dos números adimensionales elegidos puedlen ser varios, como por ejemplo: 7!" 1

=

s/ d 1, cocientE'. entre los dos parámetros geométricos. t d,

vp,

Yec

, parámetro que

relaciona el resto de las variables que inter -

.

vienen en la ecuación. De las diversas ecuaciones propuestas y ajustadas por via experimental, puede considerarse la de Sitkei que es de la forma:

donde el ajuste de las constantes K y a es función del tamaño y tipo de motor.

16.6. INFLUENCIA DE LOS DISTINTOS PARAMETROS SOBRE EL DIAMETRO MEDIO Y LA PENETRACION 1 . Influencia de los números de Reynolds y Weber Tanto el número de Reynolds como el de Weber dependen fundamentalmente de la velocidad del chorro, -o lo que es lo mismo de la presión de inyección, ya que la viscosidad, la tensión superficial y la densidad son prácticamente constantes para un determinado. combustible. i ncrementando la presión de.inyección, se reduce el tamaño de las gotas, tal como muestra la figura 16.10, mientras que aumenta la penetración, como aparece en la figura 16.11.

2. Influencia de ec; La influencia de la densidad del aire, función de la presión en el interior del cilindro,

443


30

400 bar

..

ui

ti

o

20

.,,.,

C1I

., ......

-"... ti

e:

10

u

oQ,

día.metro de lo.s goto.s

mm

Fig. 16.10. Tamaño de las gotas en función de la presión de· inyección E

E 150

".,...

~125

.,

~

so

.S!

g o

~ 25 ~

t itmpo ms

o

4

'

12

16

20

24

28

. 32

Fig. 16.11. Penetración del chorro en función de la presión de inyección

~·:eta fundamentalmente a la penetración, tal como se observa en la figura 16.12 :.:i:enida por Schweitzer.


e

E

e

Jo

-

'-

90 ~ istancia dt la puntadtl e.horro

.2

e :::> a.

60 .s!

30

dt

'8

._~~--.-~~~~~~---.~~~,-~~~r-~~--¡ Q

'

12

16

20 titmpo

24 ms

Fig. 16.12. Influencia de la presión en el interior del cilindro

3. Influencia de los parámetros de forma Entre los parámetros de forma, cabe destacar el diámetro del orificio de la tobera, que afecta fundamentalmente al diámetro de las gotas, disminuyendo éstas con diámetros de tobera decrecientes.

BIBLIOGRAFIA BRUN, R.: Science et technique du moteur Diesel industrie! et de transport. (Tomo 1). Technip. 1976. DE JUHASZ, K.J.: Bibliography on Sprays. Texas Company. 1948. LICHTY, L.: Procesos de los motores de combustión. Ediciones del Castillo. 1970. OBERT, E. F.: Motores de combustión interna. CECSA. 1971. POUNDER, C.C.: Marine Diesel Engines. Butterworths. 1972. ROUD IL, R.: Moteurs Diesel. Dunod. 1970. SCHWEITZER , P.H.: Penetration of Oil Sprays. Penn. State. College. 1837. SITKEI, G.: Kraftstoffaufbereitung und Verbrennung bei Dieselmotoren. Springer. 1964.

CAPITULO 17

ENCENDIDO ELECTRICO DE LA MEZCLA

17. 1. Teoría del encendido 17.2. Sistemas clásicos empleados para el encendido eléctrico: principio de funcionamiento 17.3. Diagramas tensión-tiempo en primario y secundario 17.4. Encendido electrónico 17.5. Las bujías

F. PAYRI Dr. lng. Industrial J.M. DESANTES ·Dr. lng. Industrial F. BOADA Dr. lng. Industrial

17. 1 TE O RIA DEL ENCENDIDO El provocar el encendido de la mezcla en un MEP es obligado como consecuencia de su principio de funcionamiento, y es precisamente de ahí de donde le viene el nombre de motor de encendido provocado. El encendido de una mezcla inflamable puede realiza rse de formas muy diversas. como son: provocarlo introduc iendo una masa de gases calientes, o sumergiendo un cuerpo sólido con energía suficiente que provoque el autoencendido de la mezcla, o como es habitual actualmente, haciendo saltar una chispa eléctriqi en la mezcla inflamable. Si bien como curiosidad histórica se puede cit'ar el empleo de la llama de gas y del tubo incandescente, en los primeros tiempos de los motores, estos sistemas se aban donaron rápidamente, empleándose desde entonces el encendido eléctrico, ya que es el único sistema capaz de cumplir las exigencias de los motores actua les. Antes de pasar a analizar la fuente de encend ido, así como los distintos sistemas eléctricos que se emplean, veamos en que se basa la teoría del encendido, teniendo en cuenta los factores inherentes a la naturaleza de la mezcla. El encendido de una mezcla inflamable por medio de una chispa se basa en la hipóiesis de que es necesario suministrar una energía eléctrica que se transforme en energía ;érmica en un tiempo muy corto. Precisando más, deberán concurrir simu ltáneamente las siguientes circunstancias: - Que la energía suministrada lo sea en un volumen superior a uno mínimo , que llamaremos volumen crítico. ·_ Que la cantidad de energía suministrada sea suficiente para llevar a la masa de ese volumen crítico a un estado térmico en el que se produzca el encendido. - Que se suministre en un tiempo suficientemente corto .

448

M ot ores de combustió n interna altern ativos

1 . Vo lumen crítico necesario La necesidad de un volumen crítico, para que se produzca el encendido, es consecuencia del propio proceso de propagactón de la llama, ya que para que una llama progrese es necesario que en las sucesivas capas de mezcla que van entrando en combustión se produzca, desde la capa que se encuentra en combustión, un proceso de aportación térmica y de radicales libres. El balance de este intercambio debe ser positivo para que la llama siga progresando, y éste solo se da si el volumen de mezcla encendida es por lo menos el volumen crítico. Analicemos el valor de este volumen crítico. En el proceso de combustión normal de los motores se suele hacer la hipótesis de que la presión a ambos lados del frente de llama coincide, mientras que la temperatura de los productos quemados es muy superior a la de los productos sin quemar. Con estos supuestos, la densidad de los productos quemados es inferior a la de los productos sin quemar, teniendo una densidad intermedia los productos que ocupan e el frente de llama, tal y como aparece reT presentado en la figura 17.1 .

Pq

Psg

p

Si la llama está progresando, existirá un aporte de energía térmica desde los gases quemados a los gases en reacción. Para que este aporte de energía desde una zona a otra sea posible durante todo el proceso de combustión, será necesario que la variación con el tiempo de la energía sensible de los gases quemados sea mayor o igua l que la variación de energía sensible de los gas~s en reacción, ya que en caso contrario los gases quemados irían perdiendo tempe ratura hasta la interrupción de la reacción en el frente de llama.

Fig. 17. l. Esquema de la variación de o, p y T en un proceso de combustión normal

Supongamos el frente de llama de la figura 17.1 cuyo espesor es e; en un instante determinado las energías sensibles de los gases quemados y en reacción valen respectivamente:

Surioniendo la igualdad de los calores específicos a presión constante. En virtud de la ecuación de los gases· perfectos tenemos:

449

Encendido eléctrico de la mezcla

Cp

Oq

R QR

=

Cp

R

Pq Vq

PR VR

La condición para que la llama progrese se expresa de la forma: dQq 2:

dQR

--

dt

dt

Dado que la relación entre el tiempo y el desplazamiento del frente de llama es unívoca y del mismo sentido, esto es, para un incremento de tiempo positivo existirá siempre un desplazamiento positivo, la desigualdad anterior se puede expresar de la forma: dQq

dl

dl

Teniendo en cuenta la igualdad de presiones en las diferentes zonas, obtenemos:

Veamos cuáles son est_as variaciones,suponiendo que la combustión progresa en forma de esfera, que es hacer la hipótesis de que la chispa es puntual. El volumen ocupado por los gases quemados vale:

4 -

r3

7í

3 siendo r el radio de la esfera. Si el espesor del frente de llama es e, el volumen de los gases en reacción es:

VR

-

4

3

7í

(r

+

3

e) - -

4

3

-1

7í r-


450

y las variaciones de volumen en función del radio son:

.dv..s.

- 4?T e (2r + el

dr De acuerdo con lo apuntado sobre las variaciones de volumen, podemos escribir:

dVq dr

dr

es decir:

o lo que es lo mismo:

r2 - 2er - e2

2:

O

con lo que el radio correspondiente al volumen crítico es:

re

e

2:

(1

+ V2 )

Si se hace la hipótesis de que la llama progresa en forma de cilindro de altura constante, el mismo razonamiento conduce a un valor del radio crítico, cuya expresión es:

2. Energía mínima necesaria El valor de la energía mínima necesaria para encender el volumen crítico Ve, es: Omín

=

V e Q Cp

Ll T

que en el caso de una esfera vale :

4

Omín.e

= -

3

1T

e3

y en el de un cilindro de longitud L:

(1

+ V2 l3

Q Cp

(Tf - T i)


1 bar

~

......

451

siendo:

0,5 bar

Q - la densidad de la mezcla. cp · el calor específico de la mezcla a presión constante. T 1 • la temperatura de combustión. T¡ - la temperatura inicial de la mezcla .

E

o

10

"'O

"'O

e: QI

5

..... e: Q/

QI

Hay que hacer notar que la temperatura de combustión T 1 no es la de autoencendido de la mezcla. sino que. de acuerdo con la hipótesis del encendido eléctrico. corresponde a la que tienen los productos de combustión.

2

"'O

·d

c:n c...

QI

~ 0,5

0,2 0,3

0,5

d(

cm)

Fig. 17.2. Energía mínima de encendido en función de la distancia entre electrodos

.En la figura 17.2 aparece la energía mínima de encendido de una mezcla estequiométrica de metano y aire, tomando como variable la distancia entre electrodos y como

oarámetro la presión de la mezcla. Obsérvese que por debajo de un cierto valor de la distancia entre electrodos. la enerqía mínima de encendido crece sin que se produzca el encendido. Esta distancia mínima corresponde al volumen crítico. Si la distancia entre electrodos crece. se observa en orimer lu gar que la energía mínima se mantiene constante, para luego comenzar a crecer . Este fenómeno se justifica porque se puede suponer un encendido puntual cuando los electrodos están relativamente próximos y en este caso la energía mínima sólo depende del espesor de la llama, mientras que cuando los electrodos están más separados, suponiendo la fuente de encendido lineal . hemos visto que la energía mí11ima depende de la longitud entre los electrodos. Por fin hay que ind:car que esta energía mínima es función del dosado en unas determinadas condiciones de presión y temperatura. El mínimo de esta energ ía aproximadamente corresponde. seg(m se aprecia en la figura 17.3 , al dosado estequiométrico.

....., E

o "'O

~ QJ

2

u

e: QJ

~ 0,5

3 . Tiempo de encendido

-~ 0,3

E' 0,2 QJ

eQ/

o' 1 0,5

=q

1.5

17.3. Energía mínima de encendido en función del dosado

La expresión de la energía mínima de encendido sólo es válida en el supuesto de que sea liberada en un tiempo muy corto y de forma homogéna en todo el volumen crítico.


452

Si la duración de la chispa es importante, parte de su energía se transmite por conducción térmica fuera del volumen crítico, con lo que no se alcanza en éste la temperatura de encendido,

-·-~

En la figura 17-4 aparece la fracción útil de energía liberada por la chispa en función del tiempo .

e

'O u u

d

'.......

º· so 100 150 200 250 dur11ción de la chispa{µs) Fig, 17.4. Fracción útil de energía en función del t iempo

Hay que hacer notar que la turbulencia influye notablemente sobre el va lor de la energía mínima, y la razón no hay que buscarla únicamente en que el espesor del frente de llama crece, sino que además hay que tener en cuenta que la conductividad térmica aumenta, con lo que la fracción útil de energía liberada se reduce.

En la f igura 17.5 aparece la energía mínima de encendido pa ra una mezcla de propano y aire en función de la distancia entre electrodos, tomando como parámetro la intensidad de la turbulencia medida en cm/s.

1 7 .2. SISTEMAS CLASICOS EMPLEADOS PARA EL ENCENDIDO ELECTRICO: PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO El encendido de la mezcla se consigue haciendo saltar una chispa eléctrica entre dos electrodos,,,con el aire como dieléctrico.

o "O "O

eQJ

4

La tensión necesaria viene dada por la ley de Paschen, cuya expresión es:

u

~ 3

Tensión de ruptura del dieléctrico

QJ

"O

.~

...º '

2

=

K

eL

siendo:

QJ

; 1

0.2 d i stancia entre electrodos (cm) Fig. 17.5. Energía mínima de encendido en función de la distancia entre electrodos

K - factor que depende' del diseño y estado del electrodo, as} como de la naturaleza del medio. e - densidad del medio. L - distancia entre electrodos. con esta ecuación se llega a la conclusión de que tomando como dieléctrico el aire, se hacen necesarias tensiones del orden de

453


E

T

Fig. 17.6. Esquema del encendido clásico

e

1.000 V por mm., a la presión atmosférica, ahora bien, si tenemos en cuenta que la cámara de combustión no se encuentra a la presión atmosférica, sino que al final de la carrera de compresión hay una presión de 15 e incluso de 20 bar en los modernos motores, comprenderemos que la tensión anteriormente citada será insuficiente para producir el encendido; por esto y dada la distancia de los electrodos de la bujía, se requiere una tensión que en la práctica oscila de 15.000 a 30.000 V.

Se comprende que es imposible disponer de una fuente de energía eléctrica directa a esta tensión. Teniendo en cuenta la tensión necesaria, ésta se consigue mediante un transformador o bobina de inducción, con dos arrollamientos, primario y secundario, de dimensiones apropiadas a la tensión disponible en la fuente de energía con que se cuenta, v a la de 15.000 a 30.000 V necesaria en el secundario. Podemos utilizar como esquema general de funcionamiento el de la figura 17 .6 en el que E representa los electrodos colocados en la cámara de combustión, entre los que debe saltar la chispa; G es la fuente de energía de baja tensión; 1 el interruptor, C un condensador y T un transformador. A l interrumpirse la corriente en el circuito primario (línea de trazo grueso), se produce una variación brusca de tensión que induce en el secundario (línea de trazo fino) una tensión función de la relación de transformación, que debe ser suficiente para .,acer saltar la chispa entre los electrodos. La autoinducción del primario origina una extracorriente de ruptura, que hace que a interrupción de la corriente principal sea más lenta; con el fin de evitar este fenó""1eno,que conduce a que la tensión inducida en el secundario sea menor, se coloca -n condensador en paralelo con el interruptor. E condensador, en el momento de verificarse la interrupción, se carga rápidamente -on la corriente de autoinducción, evitando el problema de la extracorriente de rup-.... ra e impidiendo que salte una chispa entre los contactos del interruptor, que en tal :aso se deteriorarían rápidamente. Finalmente el condesador se descarga rápidamente -"'ª vez absorbida la extracorriente de ruptura, dando lugar a una corriente de senti.::.o contrario a través del primario, que hace que la variación de flujo sea todavía más -·..isca , por lo que incluso refuerza la tensión en el secundario.


454

El interruptor es el que, como hemos visto, provoca el salto de la chispa y por lo tanto debe actuar en el preciso momento en el que se requiere el encendido, por lo que está sincronizado con el giro del motor. · Los sistemas de encendido eléctrico son:

- Encendido por magneto. Actualmente abandonado, sólo se utiliza una variante suya (en las motocicletas) llamada plato magnético.

- Encendido por batería . Es sin lugar a dudas el sistema más generalizado actualmente en los motores.

- Encendido electrónico . Se basa en la utilización de componentes electrónicos para sustituir en parte o por completo los elementos del encendido clásico. Su utilización cada día es mayor en los motores.

1. Encendido por magneto: Plato magnético Con objeto de hacer independiente de toda· fuente exte'rior el funcionamiento del motor, e independizarle también del acumulador, se estudió un alternador en el que el flujo magnético se mantiene por imanes de herradura entre los cuales gira una bobina devanada sobre un núcleo de hierro, cuya sección tiene forma de H, figura 17.7. Según se ve en la mencionada figura, a través del devanado del inducido pasará casi la totalidad del flujo magnético, o una parte de éste, según la posición de la bobina, por cuyo motivo al variar el flujo se inducirá en ella (suponiéndola cerrada) una corriente.

Fig. 17.7. Esquema de la magneto

Esta corriente será máxima cuando la variación del flujo sea máxima (razón por la que interesa una elevada velocidad de giro). Si estudiamos las diferentes posiciones, veremos que cuando el brazo interior de la H está paralelo a la posición de los imanes es cuando se verifica la máxima variación


e:

'O

VI

e:

magneto

.... QI

régimen

455

del flujo , ex istiendo dos posiciones simétricas para cada revolución del inducido que cumplen esta condición, siendo las que se aprovechan para en dicho moment o abrir el circuito primario del encendido, para que se induzca en el secundario la tensión necesaria para hacer saltar la chispa . Como consecuencia del problema que presenta la fuerza centrífuga sobre el inducido y gracias al desarrollo de los imanes permanentes, las últimas ap licaciones de magnetos han sido con inducido fijo e imán móvil.

Fig. 17.8. Comparación entre el encendido por batería y por magneto

·El plato magnético, que es ur:ia magneto de imán móvil, además de la bobina de encendido, suele llevar otra para la generación de corriente de los equipos eléctricos del vehículo.

Además de la independencia de la magneto respecto a una fuente exterior, circunstancia fundamental para su empleo en motocicletas, su única ventaja, respecto al encendido por batería , es que la tensión que suministra crece con el régimen de giro del motor, figura 17.8.

2. Encendido por batería Teniendo en cuenta que en gran número de los motores de explosión hoy en día empleados, las necesidades de los servicios auxiliares de las instalaciones para las que está destinada la energía del motor, requieren mantener una fuente de energía . "'léctrica permanente y que este problema está perfectamente solucionado mediante ..ina batería de tipo apropiado combinada con un generador de carga, móvido por el motor, el empleo del encendido por batería es el más extendido en la actua lidad. ~

Una representación esquemática de un encendido por batería para un motor de cuatro líndros aparece en la figura 17.9.

El principio de funcionamiento de este sistema ya se ha explicado , siendo la termi....,ología normalmente utilizada para los distintos eleme ntos que lo componen la que aoarece en dicha figura. En este sistema no existen otros elementos que deban estar sincronizados con el ro del motor, que el movimiento del ruptor y el giro d el d istribuidor, por lo que or-


456

bobina

cabeza de l delrn o distribuidor

j

batería

y'------!

ruptoro platinos

/ delco

1

1

4

1

3 2 bujías

condensador

Fig. 17 .9. Encendido por bateria. Motor de cuatro cilindros

gánicamente se montan en un mismo conjunto, que es lo que vulgarmente se conoce como delco. El tranformador, corrientemente llamado bobina, se encuentra separado del delco, mientras que el condensador suele ir colocado en él, pero fijo. Analicemos a continuación cada uno de los componentes de este sistema, que como ya hemos dicho es el más usual en los motores. a) Ruptor (Platinos)

Es el encargado de cortar periódicamente la corriente. Está constitu ido por dos contactos de platino iridiado o de wolframio, estando accionado uno de los contactos por una leva. El ángulo que permanecen juntos los platinos es el ángulo de cierre o ángulo de dwel/. El ángulo de apertura suele ser más pequeño que el de cierre, razón que cabe buscar en la necesidad de dar tiempo suficiente para que la corriente se estabilice en la bobina. Para evitar que salte un arco entre los contactos no sólo hay que montar un condensador en paralelo, si no que hay que separar suficientemente los contactos. Para consegu ir una gran apertura en un ángulo reducido, el contacto móvil (ma rtillo) se ve obligado a moverse con grandes aceleraciones, lo que puede provocar rebotes. Estos rebotes, particularmente en el cierre, llevan a que el ángu lo de dwell disminuya (figura 17.10),con los consiguientes inconvenientes. Para evitar los rebotes hay que aumentar la fuerza del muelle, lo que lleva a un aumento del desgaste.

457


Otro inconveniente .que presenta el ruptor es su aumento de resistencia, como consecuencia de óxidos o cráteres en los contactos, lo que lleva a que la intensidad que circula en el primario no sea la apropiada.

~

de apertura real

Ruptor

Rebotes

Levo

Af9Jlos Ant111lo de aper1\Jro

Angulo de cierre ( Dwell )

Fig. 17.10. Desplazamiento del martillo del ruptor en función del perfil de leva.

b J Bobina (TransformadorJ. Las funciones de la bobina son: - Transformar la corriente de baja en alta tensión . - Enviar esta alta tensión sin retraso respecto al instante preestablecido por la apertura del ruptor. - Crear una chispa con energía suficiente para- provocar el encendido. - Funcionar de forma regular al variar el régimen del motor y con el paso del t iempo. - Capacidad para resistir la intensidad de corriente que circula por el ruptor cuando éste queda un cierto tiempo con los contactos unidos. Los componentes esenciales de la bobina son tres: - Arrollamiento primario,compuesto generalmente de 200 a 300 espiras de hilo de cobre esmaltado de 0,4-0,8 mm. - Arrollamiento secundario, con 18.000-25.000 espiras de hilo de cobre esmaltado muy delgado (0,06':·0,08 mm.) y arrollado en sentido inverso a como está arrollado el primario.


458

- Circuito magnético constituido por un núcleo de láminas de acero al silicio y la armadura exterior de acero dulce. e) Distribuidor (Cabeza de delco) En los motores policilíndricos el distribuidor está encargado de repartir a las diversas bujías según un orden preestablecido la corriente de alta tensión. Pueden distinguirse dos partes: - Una fija llamada tapa en donde se encuentran los terminales y que suel·e estar compuesta por resinas alquílicas y epoxílicas. - Otra móvil denominada pipa que distribuye la corriente eléctrica a los distintos terminales. Dado que la cabeza del delco está integrada en el circuito de alta tensión, debe estar siempre garantizado el que no existan derivaciones. dJ Avance centrifugo y por depresión o neumático Dado que al variar el régimen del motor y el grado de carga, el ángu lo que fija el punto de encendido óptimo varía, según se indicó al estudiar el proceso de combustión, existen dos dispositivos para modifica'. el ángulo de avance, que son: - Avance centrífugo. Está basado en dos ma$as solidarias al eje del delco, que producen un decalaje de la leva que actúa sobre el ruptor, debido a la fuerza centrífuga. - Avance neumático. Realiza la misma función que el anterior, pero el decalaje se produce al variar la depresión en el colector de admisión.

17.3. DIAGRAMAS SECUNDARIO

TENSION-TIEMPO

EN

PRIMARIO

Y

Para el análisis electrotécnico del proceso de encendido se ha utilizado el circuito' que aparece en la figura 17 .11. Las bobinas del primario y secundario se arrollan y conectan de tal forma que los flujos inducidos por ellas se oponen. De esta forma, y como veremos más adelante al ana)izar los diagramas tensión-tiempo, el electrodo central de la bujía será el polo negativo, lo cual presenta la ventaja de que al ser el electrodo más caliente tiene mayor facilidad para emitir electrones. Para el planteamiento de las ecuaciones se han empleado los siguientes símbolos: V0

•

tensión de la batería, que supondremos constante.


459

R1 - resistencia de la bobina del devanado primario. R2 - resistencia de la bobina del devanado secundario. R3 - resistencia entre los electrodos de la bujía cuando el arco está cebado. C - capacidad del condensador. L1 - autoinducción del devanado primario. L2 - autoinducción del devanado secundario. M - acoplamiento magnético entre primario y secundario. i 1(t)- corriente que circula por el circuito primario. i2 (t)- corriente que circula por el circuito secun dario. ull (t) - tensión en bornes de la bobina primaria. que consideramos ideal. ul2(t) - tensión en bornes de la bobina secundaria.considerada así mismo ideal. uA(t) - tensión en el primario respecto de masa. u 8 (t) - tensión en el secundario respecto de masa. V 1 - tensión necesaria para que salte la chispa en la bujía. V 2 - tensión necesaria para mantener la chispa en la bujía. Así mismo se han admitido las simplificaciones siguientes: a) El comportamiento de los componentes del circuito es lineal. b ) La resistencia que ofrece el arco eléctrico en los electrodos de la bujía es constante e independiente de la tensión durante el período en el que el arco está cebado. Los diagramas de intensidad y tensión en primario y secundario en función del tiempo aparecen representados en la figura 17.12, correspondiendo las tensiones a los puntos A y B del cir.cuito de la figura 17.11 . Pasamos seguidamente a plantear las ecuaciones que riger. el proceso en cada uno de los tramos indicados en la figura 17.12.

,, rr=---_....---=Jl '2 R2

+

1. Tramo 1-2 Este tramo comprende el período duran te el cual el ruptor está cem1do. El circuito primario es, en este caso, un circuito L-R, por lo que la intensidad que circula tenderá exponencialmente al valor

Vol R1.

=g . 17. 11

Circuito p ara realizar el análisis electrotécnico.

La constante del circu ito es L1/ R1; dado que este circuito es inductivo esta constan te será alta , por lo que la variac ión de intensidad será lenta.

Motores de combustión interna

vº~~~~~~~~~-:::11..... R

1 ·I Vol--~~~~~~~~~.L_l-J..~~.¡.....:i---.,,c:.~~.....~~~~~--

U9 Vol--..:::::=,,,,_~~~~~--4..--_!_~_.!..._~l--.),,,...._.,,,,,,""'-I~~~~~--

Fig. 17.12. Diagrama de tensión e intensidad en primario y secundario

alternativo~


461

Al analizar el primario podemos plantear la siguiente ecuación:

derivando:

El polinomio característico de esta ecuación es: r2

R1

+

r == O

L1 cuyas raices son:

Por lo tanto la solución de la ecuación planteada es: R1 -- !

L1

+ B

Pa ra determinar las constantes A y B consideramos las siguientes condiciones de : ontorno: para t

=O

para t

00

i,(O) ==

o

luego:

O- A + B luego:

V0 / R1

B

Sustituyendo en la ecuación anterior llegamos a la expresión

.1 (t) = 1

V0 ( 1 - e RI

-ª tensión en el primario será nula al estar el ruptor cerrado, luego:

M ot ores de combustión interna alternativos

462

Así mismo la corriente del secundario será nula, ya que al no existir una tensión suficiente para que se cebe el arco entre los electrodos de la bujía el circuito estará abierto, luego:

La tensión del secundario depende de la derivada de la intensidad en el primario, por lo que su variación será lenta. El valor de la tensión entre los bornes de la bobina del secundario vale: UL2(t)

= - M ? i1(t) dt

Por otro lado:

Operando:

Ecuación que permite determinar la tensión en el secunda rio en función del tiempo. La duración del tramo 1-2 es del orden de 3 ms.

2. Tramo 2-3 Este t ramo abarca desde el momento en que se abre el ruptor hasta que salta la , chispa entre los electrodos de la bujía. Cuando se abre el ruptor, el circuito primario se convierte en un circuito serie R-LC. Por tanto la ecuación para este circuito es:

derivando y dividiendo por L1, obtenemos la siguiente expresión:

463


R1

o=

1 i;(t) + i;'(t) + - - i,(t)

L,

CL,

El polinomio característico de esta ecuación diferencial es:

r2 +

R,

=o

+

r

L,

CL,

luego:

CL,

1

CL, A dmitiendo que se cumple la siguiente desigualdad:

R1

-

<

2L,

CL1

s· llamamos:

R1

a =

2L1 Wo

=

vCL 1 Wa

=

YWo - a2

egamos a la conclusión de que la expresión de la intensidad en el primario es del tipo: (-a

i,(t ) = Ae

+ iwa) +

(-a - iw ,) t

t

Be

ecuación que expresada en fu_nción de senos y cosenos se transforma en: -a t

i,(t) = e

(A . cos w8 t + B' sen w 8 t)

464


Para determinar las constantes A. y s· aplicaremos las condiciones de contorno. Con el fin de simplificar las expresiones matemáticas trasladaremos el origen (instante cero) al punto 2. Así:

para t para t

o o

i,(Ol

=

V0 / R1

La tensión en el primario es:

siendo: i;(t)

·a -a e

= ·a

+ e

t

t

•

(A cos wat

•

(-A Wa sen Wat

+

•

B sen W 8 t)

+

•

+ B w 8 cos Watl

Particularizando para el instante inicial e igualando a cero obtenemos:

luego la expresión de i,(t) es:

i,(t)

=

V0

·a

e

t

a

{cos Wat + -

R1

·sen w 8 t)

W8

Operando convenientemente en la expresión de la tensión en primario se obtiene:

V0 (1-e

-a t

(cos w 8 t

a

+ {-

Wa

L

- -1

ª2 + wz

----ª )sen

Watll

R,

La corriente en el secundario seguirá siendo nula al igual que en el tramo 1-2, por lo que podemos afirmar que:

La tensión en el secundario estará afectada por la tensión inducida en la bobina,

465

Encendido eléct rico de la mezcla

oor lo que al igual que en el tramo 1-2 podemos plantear la ecuación :

U 8 (t)

= V0 + M

di,(t) dt

Operando se obtiene la expresión:

u8 (t)

=

V0 (1 -

M

R1

a

2

+Wa

e

·0t t

sen Watl

Wa

Estas expresiones serán válidas hasta el punto 3, momento en que la tensión del sec undario alcanza el valor V 1, tensión para la que salta la chispa, con lo que co'Tlienza a circular corriente por el secundario, lo que hace que se modifiquen los : rcuitos. Como consecuencia de la rápida caída de i1(t), en la primera subida de onda de la ·ensión en el circuito secundario se alcanza el valor V 1, con lo que, como ya se ha ... cho, el circuito secundario queda modificado al cerrarse a través del arco entre los :l ectrodos de la bujía, lo que equivale a una gran resistencia en serie. !:ste tramo dura un tiempo de alrededor de 5µs.

3. Tram o 3-4 =:ste tramo ocupa el intervalo durante el cual está saltando la chispa entre los elecod os de la bujía. Dado que en el secundario existirá una cierta corriente, el primario captará tensioinducidas.

~s

=>or otro lado la tensión en la bobina del secundario ul2(t) variará en función de la i2 (t), fenómeno que se extenderá hasta el instante 4 en que la tensión u8 {t) - 'laga igual a la tensión de apagado de la chispa V 2 •

:~·rie nte

S~ñale mos que la tensión de apagado V2 será, en general, menor que la tensión

... e encendido. -"s ecuaciones que rigen el fenómeno para este tramo son:

466


ul2(t) = L2

di2(t)

di,(t) - M -dt

dt

V0 - uu (t) - Uc(t) ·-- - - - -

i,(t)

R,

Uu (t) = L,

di¡(t)

di2(t)

-M

dt

dt

.2e- }

Uc(t)

(t) dt

1 .

La resistencia entre los electrodos de la bujía R8 será variable con el tiempo, sin embargo y de cara a simplificar el problema, la consideraremos constante como ya hemos apuntado con anterioridad. Sustituyendo en las ecuaciones anteriores, obtendremos las expresiones siguientes:

V0

= R,

i 1(tl

+ L1

di,(t) -

dt

di2(t) 1 M · - - + ·-

e

dt

f

11 (t)

dt

Derivando las dos ecuaciones y llamando R' a la resistencia tota l del circuito secundario, es decir:

llegamos a:

1

e

i,

=o

Dividiendo la primera ecuación por R7 y la segunda por R' y llamando:

467

· Encendido eléctrico de la mezcla

L, R,

A

B =

CR 1

L2 R'

D =

M

F

R,

M

R'

E =

legamos a:

i; +

i;' - E ¡;• . =

O

O

Derivando la primera ecuación dos veces obtendremos:

Despejando la derivada segunda de la intensidad del primario i;' en la segunda :cuación del sistema y hallando las sucesivas derivadas, obtenemos las expresiones:

i; + o i;' E

i~"

= E

·1 v

1,

=

E

Sustituyendo, llegamos finalmente a:

( A O - Fl i~v + A +

E

E

o .,,, + 12

80+1 E

B .,

i;' + E

12

=o

=iesolviendo el polinomio característico de esta ecuación, se obtienen cuatro raíces, ..= orimera de las cuales será: r1

=

O

PN lo que existirá una segunda raíz r2 real; en función de que las raíces r3 y r4 sean

468

Motores de combustión interna alt ernativos

reales, complejas conjugadas, o una raíz doble, obtendremos distintas soluciones para la intensidad en el secundario i2 (tl. En el caso de que las raíces sean simples tenemos:

Suponiendo que la raíz sea doble (r3 = r4 ) , obtenemos:

Para aplicar las condiciones de contorno necesarias trasladaremos el origen de coordenadas al punto 3, con lo que las cuatro condiciones necesarias serán:

Para obtener i1(t) sólo hay que sustituir en la ecuación correspondiente las derivadas de i2 (t) e integrar. Esta ecuación precisa de los valores numéricos de los componentes para ser resuelta . No obstante se puede ver cualitativamente que va a producirse una amortiguación grande de intensidad y tensión debido a la gran cantidad de energía disipada en el arco eléctrico de la bujía. En este tramo se pueden distinguir dos intervalos: el A, que corresponde a una descarga capacitiva que origina un descenso brusco de intensidad que dura unos 5µs, y el B, de descarga inductiva donde la corriente desciende más lentamente y que dura alrededor de O, 1 ms. Cuando u 8 (t) llegue al valor V 2 el arco se extingue y el circuito vuelve a comportarse como en el tramo 2-3.

4. Tramo 4-5 Este tramo comprende desde el momento en que se extingue la chispa hasta el cierre del ruptor. En este período el comportamiento de los circuitos será el mismo que en el tramo 2-3, por lo que podemos aplicar las ecuaciones obtenidas en aquel caso sin más que variar las condiciones de contorno. La ecuación para la intensidad del primario era: . 11 (t) =

~crt

e

*

(A cos

W8t

+ B* sen w 8 t)


469

Las condiciones de contorno serán en este caso: para t

= O

para t

= O

i,(01

=

12

;

luego A.

donde el origen de coordenadas ha sido trasladado al punto 4. 12 representa la intensidad en el primario para el punto 4 del diagrama (momento en que se apaga la chispa). Esta intensidad puede conocerse calculándola por medio de las ecuaciones deducidas hasta el momento. El valor de la tensión en el secundario es, como ya sabíamos:

Operando convenientemente y despejando

s·

obtenemos:

s· = luego podemos escribir: . 11(t)

= e-a t

(1 2 cos Wa t

+

V2

·

V0 + ex 12 M

M Wa

sen w 3 t)

Sustituyendo en la ecuación de la tensión en el secundario tenemos:

La intensidad en el secundario será nula ya que el arco no está cebado, luego:

470


Por último el valor de la tensión en el primario vale:

Operando convenientemente tenemos: UA(t)

=

1

Vo + e"ª [( -R, 12 + L, (a 12 + Wa s·¡¡ cos Wat +

+ (-B· R, + L,

(a

s· - 12 Wall

sen Wat]

1 7 .4. ENCENDIDO ELECTRONICO 1 . Razones que justifican su empleo Los sistemas de encendido convencionales presentan ciertos inconvenientes, que se ponen más claramente de manifiesto con el aumento del régimen y de la pme de los motores actuales. Los problemas se pueden resumir en los siguientes:

a) Problemas de mantenimiento - El movimiento del ruptor se hace crítico al aumentar el régimen del motor, como consecuencia de la fue ria de inercia. - La temperatura de los contactos del ruptor crece con el régimen del motor, agravándose el problema al tener que aumentar la tensión del muelle que cierra los contactos. - El inconveniente más importante en relación con el aumento de la pme, es el que son necesarias mayores tensiones entre los electrodos de las bujías y por consiguiente intensidades más elevadas en el primario.

b) Problemas relativos a sus prestaciones - Tal y como se justificó al estudiar los diagramas tensión-tiempo, el circuito primario se comporta como un circuito L-R durante el tiempo en el que el ruptor está cerrado, por lo que la constante de tiempo es alta. Este hecho, unido al crítico movimiento del ruptor a alto régimen, limita la intensidad alcanzada en el primario en el momento de abrirse el ruptor, por lo que la tensión en el secundario disminuye con el régimen de giro. - Los ángulos de avance al encendido están sujetos a la imprecisión de sistemas

\

.

471

Encendido eléctlico de1a mezcla

mecánicos. Sistemas que por otro lado varían sus condiciones de funcionamiento con el uso. - El rendimiento del circuito es m.alQ, ya que durante todo el tiempo en que el ruptor permanece cerrado se está disipando energía. Para subsanar estos inconvenientes, aparece_n los encendidos electrónicos. Encendidos cada vez más extendidos a pesar de tener un costo superior al encendido convencional y que pasamos a estudiar brevemente.

2. Tipos de encendidos electrónicos a) Encendidos que descargan o eliminan alguno de los elementos del sistema clásico - Encendidos electrónicos transistorizados.

Constituyen la primera tentativa de aplicar la electrónica al encendido. En este tipo ::ie encendidos se monta un transistor en el primario que hace las veces de interrup-or rápido para abrir o cerrar el circuito. El transistor es controlado a su vez por medio del ruptor. De esta forma se consigue que la intensidad del primario sea del orden Je 6A (superior a la de un encendido clásico), siendo solamente del orden de O,SA a intensidad a través del ruptor. Un esquema de este tipo de encendido aparece en a figura 17.13. En los encendidos transistorizados queda descargado el trabajo del ruptor, alargan:o su vida, presentando además la ventaja de proporcionar tensiones en secundario ""1á S elevadas para elevados regímenes de giro, ya que al ser superior la corriente en :;·imario, la energía almacenada en la bobina en el momento de la apertura del primario es mayor que en el encendido clásico. - Encendido sin ruptor (breakerless)

::::. •erí a

!~ condensador

bujía,....

1

Fig. 17.13. Encendido transistorizado.

En estos encendidos se emplean captadores de ángulo de giro de cigüeñal que transmiten la señal de accionamiento del encendido, oportunamente amplificada, al tran-· sistor correspondiente. Aunque se han experimentado captadores ópticos, finalmente se han impuesto casi universalmente los captadores de tipo magnético por su mayor fiabilidad y prácticamente nulo entretenimiento. El principio de funcionamiento es el mismo que el de los encendidos transistoriza-


472

dos. El sistema de avance puede ser o bien mecánico, esto es decalando la rueda enfrentada con el captador, o bien electrónico. En el segundo caso existen dos captadores, uno de ellos está enfrentado generalmente con los dientes del volante de inercia, mientras que el segundo se monta perpendicularmente al volante y de tal forma que se vea enfrentado con un diente existente en la cara lateral del volante para un determinado ángulo de giro de cigüeñal. El primer captador tiene como misión determinar el régimen de giro del motor, mientras que el segundo proporciona la señal de referencia. Además de los captadores magnéticos se suele disponer un transductor de presión en el colector de admisión. b) Encendidos con principios de funcionamiento diferentes al clásico. - Encendido por descarga de condensador .

El principio de funcionamiento consiste en almacenar la energía en un condensador situado en el primario en lugar de hacerlo en el primario de la bobina. El condensador se carga a partir de una fuente de alimentación a una cierta tensión, y se descarga sobre el primario de la bobina que actúa, por lo tanto, solamente como transformador elevador de la tensión cuando se cierra el circuito primario. El esquema de la instalación es el de la figura 17.14.' Para que la energía almacenada en el condensador sea suficiente, la tensión a la salida del convertidor oscila entre 350 y 450 V. Con este sistema, y suponiendo que la impedancia de la fuente sea baja, es posible almacenar la energía necesaria en el condensador para disponer de una alta tensión en el secundario incluso a altos regímenes de giro y para motores policilíndricos, lo cual es una ventaja con respecto a los encendidos estudiados con anterioridad. Como principal inconveniente presentan el hecho de que la duración de la chispa es inferior, por lo que para regímenes de giro y grados de carga bajos pueden presentar inconvenientes,al ser baja la turbu.condensador

\ convertidor c c-c e

I ,

bate ria

ruptor

bujía Fig . 17 .14. Esquema de encendido por descarga1de condensador

bob i na

~-~ n dido eléctrico de la m ezcla

473

_-da en la cámara de com bustión. Para resolver este problema se emplean encendi:s de tipo multichispa.

_os encendidos multichispa son básicamente encendidos por descarga de conden .,or que no entregan una ún ica chispa al cerrarse el primario, sino un tren de soasa una frecuencia relativamente elevada. De esta forma a régimen de ralentí - :::;roducen dos o tres chispas por cilindro, mientras que a alto régimen de giro solo -= :::;roduce una .

- Encendidos con convertidores de impulsos ~-e ste t ipo de encendidos y por medio de circuitos electrónicos se produce un im-

;o de baja tensión en el primario en el momento en que deba sa ltar la ch ispa, sien-·ansformado por medio de un convertidor de impulsos. Encendidos de est e tipo en ser controlados por un microprocesador que recibe señales de velocidad de - v depresión en la admisión, así como grado de apertura de la mariposa y tempe...... ra del agua y aceite en algunos casos .

=

• - 5 . LAS BUJIAS Constit ución de las bujías

-= oujía es el elemento que se encarga de hacer saltar la chispa en la cámara de ....... bustión. Está compuesta fundamentalmente de /as siguientes partes:

ai s l ante

-

Aislante. Cuerpo metálico. Electrodos . Selladores .

- El aislante tiene como misión que la corriente de alta tensión circule a lo largo del electrodo centra l. Además debe tener: una alta resistencia mecánica, ser un buen conductor del flujo de calor y resistir rápidos y extremados cambios de temperatura. Antiguamente se fabricaban con bases silícicas. En la actualidad se tiende a los óxidos de aluminio (corindón).

Fig . 17.15. Partes de una bujía

- El cuerpo metálico se fabrica por embutición o deformación en frío, con lo que se


474

emplean aceros muy du lces. - Los electrodos deben poseer unas propiedades eléctricas óptimas y además deben ser capaces de resistir altas temperaturas, no corroerse y no tener erosiones producidas por la corriente eléctrica.

fría

taliente

Antiguamente se fabricaban de wolframio. En la actualidad está extendido el uso del níquel puro para el electrodo central, o bien de aleaciones base níquel (inconell para ambos electrodos.

- Los selladores son los que unen las diferéntes piezas entre sí. Son nec€sarios dos selladores, uno entre el electrodo central y el aislante, y otro entre el aislante y el cuerpo metálico. Estos selladores deben ser insensibles a la oxidación y corrosión, deben poseer una alta resistencia eléctrica y no deben reaccionar con ningún otro componente de la bujía .

Fig. 17 .16. Recorrido del calor en bujías frías y calientes

2 . Grado térmico de una bujía El grado térmico se refiere a la clasificación de las bujías en base a la capacidad que las mismas tienen para transmitir el calor desde la zona de encendido a la cu l.a ta y, por lo tanto, al circuito de refrigeración. La cantidad de calor transmitida depende principalmente de la distanc ia que debe recorrer el mismo para alcanzar la cu lata del motor, y por tanto, el circu ito de refrigeración. Se llama bujía fría la que, en relación con otras de la m isma conformació n, tiene la punta del aislante relativamente corta y transmit e el calor al circuito de refrigera. ción del motor muy rápidamente. Este tipo de bujía se usa para evitar el sobrecalentamiento en los motores destinados a trabajos duros o con funcionamiento continuo a regímenes elevados. En cambio, se llama bujía caliente la que t iene la punta del aislante mucho más larga y t ransm ite el ca lor al exterior más lentamente. Esta bujía alcanza una temperatura más elevada y, por tanto, quema mejor los depósitos de la combustión, que podrían de otro modo ensuciar la bujía dura nte el funcionamiento prolongado a ra lentí o regímenes bajos. Puesto que las temperaturas de funcionamiento de las bujías varian según los motores y las correspondientes condiciones de uso, las oujías se fabrican con diversos

Encendido eléctrico de fa mezcla

475

grados térmicos para satisfacer estos requisitos y obtener las mejores prestaciones del motor. Existen diversos métodos de medida para- la determinación del grado térmico de una bujía, entre los que cabe destacar el del organismo americano SAE. Una de las técnicas más avanzadas actualmente se basa en el empleo de termopares colocados en el electrodo central, que se encuentra hueco. Hay que resaltar que una correcta temperatura de los electrodos es un factor primordial en el buen funcionamiento del motor. Temperaturas demasiado bajas (550ºC), favorecen la deposición de carbonilla, y temperaturas demasiado elevadas no sólo llevan a un rápido deterioro de la misma,sino que provocan el encendido superficial. El estado de los electrodos es un fiel reflejo de los posibles problemas que existen en el motor, como son: dosado incorrecto, preencendido, detonación, consumo de aceite, etc. ·

3. Factores que afectan al rendimiento de una bujía Además de la temperatura y de la tensión entre electrodos caben destacar los siguientes./actores: -

Polaridad de los electrodos. Tipo de carburante. Estado de los electrodos. Otros.

- Se observa al variar la polaridad de los electrodos que la tensión necesaria para un correcto funcionamiento se reduce cuando el electrodo central tiene la polaridad negativa. ' La razón cabe buscarla en el hecho de que cuando el electrodo se calienta mucho, emite electrones que fluyen del polo negativo al positivo. Este flujo de electrones favorece la formación de la chispa,como ya se apuntó en el apartado 17.3. - Al cambiar el tipo de carburante no suele ser usual el modificar el tipo de bujía, sin embargo existen directrices que es aconsejable seguir cuando se emplea un carburante distinto del usual. . En general las tendencias a seguir cuando aumenta el índice de octano del combustible son: emplear bujías más frías, disminuir la distancia entre electrodos y aumentar la tensión entre los electrodos. - Con el uso, los electrodos de las bujías se deterioran, por lo que se deben tener en cuenta las siguientes circunstancias:.


476

La tensión necesaria para hacer saltar la chispa crece cuando los electrodos se encuentran usados. Debido al funcionamiento los electrodos se desgastan, con lo que la distancia entre los mismos crece, lo que conduce a una tensión necesaria para el salto de la chispa sup~rior. Es aconsejable mantener la distancia de los electrodos en la cota fijada por el fabricante. - Otros factores a tener en cuenta son: - Perfecto sellado. - Ausencia de depósitos de compuestos de plomo, aceite y carbonilla.

BIBLIOGRAFIA BONNIN, F.: Aplicaciones'del Tiristor BT 100A. Compañia de productos electrónicos Copresa. 1972. GIACOSA, D.: Motores endotérmicos. Hoepli. 1970. GORY, G.: Encendido eléctrico de los automóviles. Editorial Blume. 1970. KIMBARA, Y.: Spark Plug Design Can Minimize Fouling. SAE 800832. 1980. SOETE, G.: Aspects fondamentaux de la combustion en phase gazeuse. Editions Technip. 1976. VARIOS: Enciclopedia Salvat del automóvil. Ediciones Salvat. 1974. WEISSMANN, J.: Carburants et combustibles pour moteurs a combustion interne. Editions Technip. 1970.

CAPITULO 18

LA CONTAMINACION DE LOS MOTORES

18.1. Introducción 18.2. Fuentes de emisión en el vehículo 18.3. Principales productos contaminantes de los gases de escape 18.4. Nomenclatura y unidades usuales 18.5. Emisiones contaminantes e inmisiones correspondientes 18.6. Reglamentación anticontaminante 18.7. Soluciones

F. PAYRI Dr. lng. Industrial J.M. DESANTES Dr. lng. Industrial G. WOLFF Dr. lng. Industrial

18. 1. INTRODUCCION Desde su aparición a finales del siglo pasado, el motor térmico de combustión interna alternativo, y concretamente el motor térmico de automoción, ha tenido que superar una serie de problemas y nuevas exigencias, que con el paso del tiempo se le han ido presentando. Los dos condicionantes más importantes actualmente son sin duda la emisión de contaminantes y el consumo. En el presente capítulo vamos a centrar la atención sobre el primero de ellos. Hasta hace relativamente pocos años la contaminación atmosférica no era objeto de preocupación. Posteriormente, sin embargo, la situación dió un giro de ciento ochenta grados y la atención, tanto de la opinión pública como de los técnicos, ha incidido de forma importante sobre este · tema. Aunque la evaluación cuantitativa de cada una de las fuentes de emisión de contaminantes es muy difícil y los datos contradictorios, puede afirmarse en principio, que el automóvil es responsable de un 10-15% de la contaminación atmosférica, dependiendo siempre del grado de motorización del país. Esta situación se agrava en las grandes aglomeraciones humanas, donde el tanto por ciento imputable al automóvil asciende, aunque su valor rara vez se acerca al 50%. Un caso especial es el de la ciudad de Los Angeles (California), donde una serie de circunstancias geográficas y climatológicas hacen que los efectos de la contaminación sean más patentes. Por otra parte, debido a la carencia casi total de industria y a las pocas calefacciones existentes en esa zona, son los automóviles los causantes de un 60% del total de la emisión de contaminantes. Precisamente, fue éste el origen de una serie de estrictas reglamentaciones a partir de los años 60, para reducir el nivel de emisiones de los motores de los vehículos, que han represéntado enorme.s costos a los fabricantes. Posteriormente fueron otros países los que comenzaron a redactar normas para reducir y controlar estas emisiones. En. la figura 18.1 se representa la evolución histórica de las reglamentaciones anticontaminantes.

480


o----- oL. ___________ o-e - --

limi taci ón de gases de sop l ado

+

O-•-•-• 1

O• N EE UU

e

California

O

Europa

A

Japón

•

·-·-· ··-· 1

1

1950

1960

1970

conservación de la atmósfe r a ( en general )

11 mitación de

HC

li mi taci ón de

co

l1 m1tac i ón

de

NOx

limitación de humos

·-

l 1mi tac1ón de partículas

19 80

Fig. 18.1 . Reglamentaciones sobre emisiones gaseosas en vehículos

18.2. FUENTES DE EMISION EN EL VEHICULO En un vehículo automóvil podemos distinguir tres fuentes diferentes de emisiones. a) Combustible evaporado del depósito y del carburador Responsable, aproximadamente, de un 20% de los hidrocarburos sin quemar que emite el motor. Para evitar la emisión de estos vapores, se comunican a motor parado el carburador y el depósito de combustible, a un recipiente lleno de carbón activado, que absorbe y retiene los vapores de combustible. Este combustible absorbido por el carbón activado se recupera posteriormente al poner el motor en marcha haciendo pasar una corriente de aire a través del recipiente. b) Gases procedentes del cárter del motor Que fluyen al exterior por el respiradero de éste. Están compuestos fundamentalmente de hidrocarburos, aunque dependiendo del estado del motor pueden contener también productos procedentes de la combustión. Son responsables de otro 25% del total de hidrocarburos emitidos por el vehículo. Esta fuente de emisiones puede eliminarse también fácilmente, recirculando estos vapores hacia la admisión. La solución práctica más habitual es introducirlos en la caja del filtro de aire.

La contaminación de los motores

481

e) Gases de escape

Los gases procedentes de la combustión aportan prácticamente el 100% de productos contaminantes tales como el monóxido de carbono, óxido de nitrógeno, etc. y el 55% de los hidrocarburos sin quemar (HC). Las dos primeras fuentes son cuantitativamente menos importantes que la última, y como hemos visto por otra parte, la forma de eliminarlas es relativamente sencilla,

por ello vamos a centrarnos en la tercera de las fuentes de emisión por ser la que más problemas presenta.

18.3. PRINCIPALES PRODUCTOS CONTAMINANTES DE LOS GASES DE ESCAPE En el caso de la combustión de un combustible formado únicamente por hidrocarburos y oxígeno se producen solamente dos productos no contaminantes C02 y H2 0. En los gases de escape de los motores existen adicionalmente como consecuencia de una combustión incompleta H2 (no contaminante) y CO, así como hidrocarburos sin quemar o parcialmente quemados, entre los que cabe destacar: Hidrocarburos no quemados: ( parafinas, olefinas, materias aromáticas) Hidrocarburos parcialmente quemados: CnHmCHO

(aldehídos)

CnHmCO

(cetonas)

CnHmCOOH

(ácidos carbónicos)

A esto se ha de añadir los productos de la oxidación del nitrógeno del aire atmosférico, NO y N02 • Los motores Diesel producen además humos. Teniendo en cuenta por otro lado los contaminantes procedentes del azufre queposeen los combustibles, así como los aditivos antidetonantes añadidos, los cuatro contam inantes más importantes son el monóxido de carbono (CQ), los óxidos de nitrógeno (NOxl, los hidrocarburos sin quemar (HCl y los humos. En la figura 18.2 se puede observar para el caso de un MEP, que estos productos contaminantes suponen el 1% de los gases totales emitidos por el escape. Las concentraciones de estos compuestos dependen fundamentalmente del dosado. La dependencia del CO, NOx y HC con FA se muestra para el caso de un MEP en a figura 18.3.

482


o

2

- gases nobles 0,7 % sustanc ias sólidas 0,005%

Fig. 18.2. Composición de los gases de escape en MEP según el ciclo Europa (% másicos)

4000

200 0

q1NOx

111

4

He

"'e o NOx

3000

3

ppm

%VOl.

2000

2

o

'--~~~~~~~-'-~~~-- O

0.60

0,80

\ 00

FR

\20

Fig. 18.3. Componentes contaminantes de un MEP

NOx

opa%

HC

0,05%

co

0,85%


483

Podemos observar que la concentración de CO es pequeña en la zona de mezclas pobres, mientras que en la de mezclas ricas sufre un incrremento notable. La concentración de óxidos de nitrógeno (NO fundamentalmente) posee un máximo para FR = 0,91 disminuyendo notablemente tanto para mezclas ricas como pobres. La concentración de HC presenta un mínimo para FR = 0,84. La dependencia de la concentración de los contaminantes con FRpara un MEC con inyección directa se muestra en la figura 18.4. La contaminación máxima de NOx es menor que en los MEP, siendo el dosado relativo correspondiente menor (en este caso se puede medir sin dificultades el N02 ).

6

. u u

:e x o z

15 00

0,15

ppm

g

vol

~

1000

0,10

111

111

QI

o E

e: o

:J

.e

u

c:s

1.-

500

0,05

e:

QI

u

e:

....o

o 0.20

0,30

0,40

0,50

Fig. 18.4. Componentes de los gases de escape en un MEC con inyección directa

La concentración de CO es muy baja y crece mucho únicamente en las proximidades del límite de humos. La concentración de HC es prácticamente constante en la zona de mezclas pobres, descendiendo su valor para dosados relativos correspondientes a plena carga. La concentración de humos es muy baja para FR < 0,5 pero crece rápidamente para FR mayores. Analizaremos a continuación los distintos productos contaminantes:

1. Monóxido de carbono (CO) MEP: El monóxido de carbono es un producto intermedio de la combustión de un "lidrocarburo. Para dosados relativos próximos a la unidad, la formación de CO en a combustión se debe fundamentalmente a la disociación del C0 2 •

484


Cuando la presión y la temperatura dentro de la cámara de combustión son elevadas, el equilibrio de la ecuación:

está desplazado hacia la derecha. Al disminuir la presión y la temperatura en el proceso de expansión y posteriormente en el proceso de escape, el equilibrio se desplaza hacia la izquierda. Sin embargo, si el dosado relativo es mayor que la unidad, hay escasez de oxígeno, por lo que no puede llevarse a cabo la recombinación total. Para mezclas pobres siempre hay una pequeña cantidad de CO puesto que el proceso de recombinación tiene una cierta inercia, y no da tiempo a que la totalidad del CO se oxide a C0 2 , dado que los procesos de expansión y escape son relativamente rápidos. MEC: Cuantitativamente la concentración de CO es despreciable, puesto que estos motores funcionan con dosados relativos menores que la unidad, del orden de 0,70 como máximo.

2. Oxidos de nitrógeno (NOx) MEP: Las altas temperaturas tienen una gran influenc.ia en la formación de óxido de nitrógeno; pero en un MEP el valor máximo de la concentración de NOx no se encuentra para dosados con máxima temperatura de combustión (FR == 1,05), sino que se halla en la zona de mezclas pobres (FR == 0,91) ya que en la formación de NOx se requiere tanto de una temperatura elevada como de una concentración suficiente de oxígeno. Las reacciones de formación del CO y NOx se diferencian notablemente por su velocidad (cinética). El mecanismo más aceptado actualmente para la formación de NO es el conocido como mecanismo generalizado de Zeldovich, que postula las siguientes reacciones:

0 2 +:! 20

+ O +:! NO + N 0 2 + N +:! NO + O OH + N +:! NO + H

N2

Las reacciones discurren tan lentamente, que incluso con temperaturas elevadas de los gases reaccionantes no se llega a un estado de equilibrio. MEC: Los óxidos de nitrógeno aparecen en menor cantidad que en los MEP debido a los dosados de funcionamiento que poseen, pero si comparamos los valores para dosados iguales, su importancia es mayor, debido a las más elevadas temperaturas y presiones de trabajo. En estos motores el monóxido de nitrógeno se oxida poste-

La contaminación de los moto~es

485

riormente para formar N02 •

3. Hidrocarburos sin quemar (HC) MEP: Los hidrocarburos sin quemar pueden formarse por las siguientes razones: - Combustión incompleta (flame quenching). - Efecto pared (wall quenching) . - Cortocircuito de la carga fresca. En la figura 18.3 veíamos la dependencia de la cantidad de hidrocarburos sin quemar con el dosado relativo para un MEP. Para mezclas ricas y mezclas pobres, aumenta dicha cantidad, debido a que el proceso de combustión no se desarrolla en buenas condiciones, y se puede dar el apagado de la llama (combustión incompleta). Para mezclas ligeramente pobres, donde existe exceso de oxígeno y la temperatura todavía es elevada, la aparición de HC en el escape es mínima, puesto que éstos se oxidan, aunque sólo sea parcialmente (formación de CO), en el colector y tubo de escape. El efecto pared tiene una gran importancia en la generación de hidrocarburos sin quemar. La mezcla de aire y combustible que está en las proximidades de la superficie de la culata, pistón y cilindro, tiene una gran facilidad para ceder calor, por lo que no alcanza una temperatura suficiente, y la llama no progresa, deteniéndose a una cierta distancia de la superficie. El huelgo entre la pared y el frente de llama es una función de la presión y temperatura en la cámara de combustión y de la capacidad de evacuar calor de la mezcla en contacto con la pared. También en el huelgo radial existente entre el pistón y el cilindro ocurre un fenómeanálogo al anterior, ya que debido al pequeño espesor de la película de aire y comoustible, no se alcanzan las condiciones necesarias para que se efectúe la combustión.

10

La mezcla sin quemar es arrastrada durante el proceso de escape, pudiendo reacc:ionar y quemarse parte de los HC. El cortocircuito de la carga fresca es apreciable en los MEP de 4T con un gran cruce de válvulas. Pero es en los MEP de 2T donde adquiere una gran importancia, debido a la fuga de carga fresca que hay en el proceso de barrido con diagramas de distribu:ión simétricos. Aunque se han propuesto soluciones, esta circunstancia hace que el futuro del motor 2T sea bastante incierto. _as emisiones de HC en un MEP se componen fundamentalmente de: - Alcanos (parafinas): Metano, etano.

486

Mot o res de combustión interna alternativos

- Alquenos (olefinas): Eteno, propeno . . - Aromáticos: Benzol, toluol, etil-benzol, aldehídos, aromáticos polinuclea res. De todos ellos están considerados como mayores contaminantes el benzol y los aromáticos polinucleares, al ser cancerígenos. MEC: La emisión de HC tiene una importancia similar al caso de los M EP.

4. Emisiones de plomo E~ plomo tetraetilo ( PbC8 H20 ) empezó a utilizarse como aditivo para la gasolina en 1920 en los Estados Unidos, y desde entonces prácticamente todas las gasolinas lo contienen en mayor o menor proporción para aumentar su número de octa no.

Durante el proceso de combustión el plomo tetraetilo reacciona dando, ent re otros compuestos, óxidos de plomo que se depositan en válvulas, bujías y paredes de la cámara de combustión, afectando al buen funcionamiento del motor debido fundamentalmente a la aparición de puntos calientes. Con el fin de evitar la formación de estos depósitos, junto con el plomo tetraetilo se añaden compuestos, entre los que cabe destacar el dibromuro de etilo (Br2 C2 H4 ) que se combinan durante el proceso de combustión dando productos volátiles (bromuro de plomo), que son los que aparecen en los gases de escape del motor.

5. Oxidos de azufre ($0 2 ) Provienen de la oxidación del azufre que contiene el combustible. La cantidad emitida es, evidentemente, función de la cantidad de azufre que posea el combustible. Mientras que el contenido de azufre de las gasolinas es muy bajo (generalmente menor que O, 1%) y por tanto las emisiones de S02 en los MEP tienen poca imporºtancia, en los gasóleos (en automoción hasta 0,5%) estas emisiones si son importantes.

6. Partículas sólidas (humo) Aunque los motores de combustión interna alternativos producen varios t ipos de partículas sólidas, vamos a centrarnos en la emisión de humos (partículas de carbón) que tiene especial importancia en los MEC. Si durante el proceso de combustión existen zonas con dosados muy ricos, al alcanzarse elevadas presiones y temperaturas con falta de oxígeno, puede suceder que la cadena del hidrocarburo comience a fracturarse y deshidrogenarse, pudiendo quedar fácilmente convertida en carbón. Este fenómeno suele darse, bien en la zona interior del chorro de combustible que proviene del inyector, donde es muy rico el dosado y por tanto hay falta de oxígeno, o bien en el combustible depositado en las


487

paredes. Afortunadamente la mayor parte de estas partículas se oxidan posteriormente para formar dióxido de carbono, con lo que no aparecen en el escape. Fundamentalmente, podemos decir que las emisiones de humo crecen con la cantidad de combustible inyectada después del tiempo de retraso. O dicho de otra forma, dada una cantidad de combustible inyectada fija, las emisiones de humo crecen con todos aquellos parámetros que tiendan a disminuir el tiempo de retraso, como pueden ser aumento de la relación de compresión, aumento del número de cetano del combustible, disminución del avance a la inyección, etc.

7. Aldehídos (R-COHI Son productos formados como consecuencia de la oxidación parcia l de los HC. En los MEC aparecen debido a la oxidación parcial del combustible durante las prerreacciones que tienen lugar a baja temperatura. Entre los productos de escape aparecen fundamentalmente el formaldehido y la acroleína. El olor característico de los gases de escape de los motores Diesel y sus propiedades irritantes son debidas a estos compuestos.

18.4. NOMENCLATURA Y UNIDADES USUALES Los equipos analizadores de gases de escape en general proporcionan la fracción molar (concentración) ¡/;¡, definida como el número de kilomoles de una determinada especie contaminante respecto al número total de kilomoles de los gases de escape, es decir: ¡/;¡

n·1

siendo: n¡ - número de kilomoles del contamin'ante i. nes - número total de kilomoles de los gases de escape. EÍ valor se suele dar en porcentaje(%) o en partes por millon (ppm, 1% =10.000 ppm), y se ha de tener en cuenta si el gas medido es húmedo o seco, ya que existe alrededor de un 10% de agua en los gases de escape. De la fracción molar ¡/;¡ y de la masa de gases de escape mes• se puede calcular la total m¡ de la especie i, en efecto:

emi~ ón


488

i/;¡

n¡

=

= m¡

=

M

i/;¡ - - ' mes Mes [18. 1]

Así mismo la emisión de una especie i se puede expresar en función del dosado y de la masa de combustible, si se supone que la masa de gases de escape es la suma de la masa de aire y d'e combustible, en efecto:

mes siendo FA =

F

=

=

mm

ma + mf

=

1 mf (- + 1 ) F

resulta:

y sustiyendo en (18.1], queda la expresión:

m¡

=

M 1 i/;¡ - -' mt ( - - + 1) Mes FR Fe [18.2]

Para evaluar la contaminación ambiental producida por un motor, las emisiones se suelen referir a la potencia suministrada por el motor, a la distancia .recorrida por el vehículo o al combustible empleado, siendo las respectivas expresiones, obtenidas de [18.2], las siguientes: - Contaminación en función de la potencia del motor:

m¡

=

M 1 i/;¡ ~ gef ( - - + 1l Mes FA Fe

- Contaminación en función de la distancia recorrida:

m¡

=

i/;¡

M¡

la contaminación de los motores

489

- Contaminación respecto al combustible empleado:

18.5. EMISIONES CONTAMINANTES E INMISIONES CORRESPONDIENTES Las emisiones contaminantes son las impurezas expulsadas hacia la atmósfera por una instalación. La dilución de éstas en la atmósfera, a través de unos mecanismos todavía no conocidos completamente, da lugar a las inmisiones que repercuten sobre los hombres, animales, plantas y objetos. El grado contaminante de esta~ inmisiones dependerá fundamentalmente de las emisiones. A esto se le ha de añadir las influencias climatológicas de propagación como son la fuerza y dirección de los vientos, así como las reacciones químicas posteriores, que en el caso de producirse sobre grandes ciudades y complejos industriales, pueden conducir a brumas que se conocen con el nombre de smog. Actualmente se dan dos tipos característicos de smog (palabra inglesa formada por la fusión de smoke (humo) y fog (niebla)), el smog tipo londinense, que se produce en invierno y se debe sobre todo a las emisiones sulfurosas de las calefacciones y de la industria y el smog tipo de Los Angeles, procedente de los HC y NOx de los vehículos, que bajo la radiación solar reaccionan fotoquímicamente formando los oxidantes (ozono y peróxidos orgánicos), que provocan fuertes irritaciones oculares, nasales y bucales. Debido a toda esta cantidad de influencias es por lo que en el prim er apartado del capítulo planteábamos la dificultad de la evaluación cuarntitativa de cada una de las fuentes de emisión.

18.6. REGLAMENTACION ANTICONTAMINANTE 1 . Influencia del proceso de trabajo El comportamiento de las emisiones gaseosas de escape difiere mucho según que éstas se realicen en régimen estacionario o transitorio.

a) Régimen estacionario El funcionamiento estacionario de un motor implica régimen y carga constantes, ;)()r lo que el motor experimenta un estado de equilibrio. Las emisiones de los gases


490

de escape se miden en un banco de pruebas, pudiéndose determinar el punto de trabajo óptimo de todo el campo de utilización (figura 18.5).

pme

11

10 bar 8

150 6

4

2 /

o

1000

2000

3000

100 4000

n

5000 min-

6000

Fig. 18.5. Mapa de utilización de un MEP de 1600 c .. c. con las líneas de equi- CO

Como se puede observar en la figura, la solución más satisfactoria sería mantener mediante una caja de cambios el menor régimen de giro posible para una potencia determinada. b) Régimen transitorio En este caso varían continuamente la carga y régimen de giro, así como la presión y temperatura en la cámara de combustión en los sucesivos ciclos de trabajo. Todo esto hace que las emisiones contaminantes medidas en régimen estacionario no sean, por lo general, representativas de las existentes en el funcionamiento de un vehículo. A continuación estudiaremos las influencias de los estados transitorios típicos, como son el arranque en frío, la aceleración y la deceleración. - Arranque en frío Como ya sabemos, al arrancar un motor suelen estar las paredes del colector y la cámara de combustión frías. La mezcla rica y mal gasificada suministrada en ese mo-

491


mento por el carburador en un MEP implica una alta concentración de CO en los gases de escape. El combustible líquido, que en parte se evapora después de la combustión y durante el escape, produce también una alta concentración de HC. A su vez, debido a las bajas temperaturas y a la riqueza de la mezcla, las concentraciones de NOx son pequeñas. Después, a medida que se va calentando el motor, las concentraciones de HC y CO disminuyen paulatinamente. En el arranque en frío de los MEC también parte del combustible inyectado alcanza as paredes de la cámara de combustión en forma líquida. Si durante las primeras compresiones no se alcanzan las condiciones de autoinflamación, el combustible abandona el escape en forma de emisiones de HC.

- Aceleración Cuando se acelera un MEP, entra en funcionamiento la bomba de aceleración del ca rburador. El gran enriquecimiento de la mezcla que se producía con los carburado·es de concepción antigua , daba lugar a una consiguiente eleváda concentración de CO en los gases de escape. En los MEP con inyección no es necesario tal enriqueciiliento de la mezcla por lo que prácticamente no existe un aumento de la concen:ración de CO. Tal circunstancia se puede observar en la f igura 18.6.

10 0 /o

carburaé!or ant i guo

ºª w

ClJ

~

\e:

6

o

u

E4 ..... e:

i nyecc i ón

ClJ

u

e

o2 u

o o

2

3

tiempo s

4

Fig. 18.6. Emisiones de CO en un MEP en fase de aceleración

- aumento de CO en un motor con carburador implica un aumento de HC y dismi-

- ~ció n de NOx.

Motores d e combustión interna alternativos

492

En los MEC atmosféricos no suele existir en general una diferencia notable entre las emisiones en régimen estacionario y en las aceleraciones. En los turboalimentados, como el turbocompresor necesita de un tiempo determinado para alcanzar el régimen de giro y conseguir la presión necesaria para el aumento de carga, si la cantidad de combustible inyectada no se limita en función de la presión, pueden producirse humos negros por falta de aire. - Deceleración

En lo~ MEP al desacelerar se cierra la mariposa. Debido a la elevada depresión producida en el colector de adm isión, el combustible depositado en sus paredes se evapora, produciéndose una mezcla extremadamente rica, que junto con los restos de los gases de escape conduce primero a fallos de encendido y después a una combustión rica con las emisiones correspond ientes de HC y CO (figu ra 18.7). En los MEP con inyección indirecta se puede dejar de suministrar totalmente combustible, no produciéndose, por tanto, combustión, y emitiéndose sólo pequeñas cantidades de HC procedentes de la evaporación de los restos ~e combustible.

'O d 'O u

o

Qj

80

desembragar

km/h

1

40

>

2 . Tipos de ensayos

- - --4. mar eh a-----

Se han desarrollado diversos tipos de ensayos, sobre todo para vehículos ligeros (turismos), con vistas a la comprobación de los contaminantes emitidos por término medio en una zona urbana congestionada. En estos ensayos el vehículo se coloca en un banco dinamométrico provisto de freno, para simular el par resistente, y un volante de inercia normalizado en función del peso del v€hículo, para simu lar su propia inercia. Los ensayos más importantes son:

l..J

:e cu

"O

e: -o ü

el

l: e:

cu ...,

e: o

u

10

o

w

º/o

cu

"O

e:

-o

En los MEC no se producen emisiones especiales en la deceleración al inyecta rse muy poco combustible.

5

a) Ciclo Europa

;:¡ el

~

c. cu ..., e: o

u

10

20

s

tiempo Fig . 18.7. Emisiones de HC y CO en un MEP en fase de deceleración

Es el ciclo vigente en la Comunidad Económica Europea y está elaborado por la ECE ( Economic Commission for Europe) con el nombre de prueba tipo 1. Se efectúa sin interrupción un ensayo de


493

13 minutos de duración total, compuesto de cuatro ciclos iguales. Uno de estos ciclos, similar al antiguo ciclo California de 1966, aparece representado en la figura 18.8.

60 km

h "C

d "C

30

....

-o

(IJ

>

o

I

1 o

porcentaje

15 o

100

50

rep etir el ciclo distancia

I

4 veces

195

s

tiempo

total · 4 k·m de

ralentí : 31 %

Fig. 18.8. Ciclo Europa

La totalidad de los gases de escape se almacena directamente en una bolsa, de la cua l se analiza una muestra. bolsa colecto ra

1 = 15 m3 l temperatura

de

gases de escape

enfriador

de

presión de entrada del contador de gas freno

Fig. 18.9. Instalación de control para el ciclo Europa

gas

494


Para la medición del volumen de los gases de escape se aspira el contenido de esta bolsa a·través de un medidor volumétrico. Del volumen de gases de escape (corregido a las condiciones normales), de la concentración y de la densidad de las especies contaminantes, pueden calcularse las respectivas masas expulsadas en el ciclo. Para el CO y NOx se emplean analizadores no dispersivos de absorción por infrarrojos; para el HC el detector de ionización por llamas (FIDl, calibrándose dicho analizador respecto al n-hexano. Las masas de CO, HC y NOx obtenidas en los ensayos deberán ser inferiores a unos valores normalizados en función del peso del vehículo.

b) Ciclo CVS (EE.UU.) La figura 18.10 muestra el ciclo CVS (Constant Volume Samplingl que ha sustituído en EE.UU. al ciclo California.

km

!~ ¡r::=:\ L._ ~ ~I o zoo o 3 ~ f(\/\ ~ ó Al 3 O

100

h 6

300

1 ~ ~60

di stancia

total : 17,84 km.

porcent a·je de

ralentí: 17%

~3~~~1

tras 13 mi nutos

~

repe ti r

~

60

3

700

800

900

1000

~ ~/\L\ AL\.L\ A 1050

1150

125 o

---s

el ci clo

de

descanso

ha!.ta

SOS

1

1350 1371

tiempo

Fig. 18.10. Ciclo CVS (EE.UU .)

El ensayo completo consta de una sola ejecución del ciclo después de arrancar en frío y tras una breve pausa arrancar en caliente y repetir los primeros 505 segundos. En el ciclo CVS los gases de escape se diluyen con aire ambiental no depurado an tes de almacenar una parte de ellos en unas bolsas.

La contaminación de los moto res

4 95

bo lsa co l e etora filtro de ai re

( : 100 l.)

(IJ

a.

o

..... Vl (IJ

-

(IJ

o

diluyente

.....

o

..e

de émbo los

enfriador rota tivos

inerte temperatura

tren o

Fig . 18.11. Instalación de control para ciclo CVS

Conocida la masa total de los gases extraída, así como el valor de las concentraciones de los contaminantes contenidos en las bolsas, se calcula la masa contaminante emitida en el ensayo. Debido a que las concentraciones son muy pequeñas, hacen falta unos aparatos de medida muy precisos, empleándose para el CO el analizador de absorción por infrarrojos, para los HC el detector de ionización por llamas (FID) y pa ra los NOx un analizador que funciona por el procedimiento de quimio'uminiscencia. 100

xa

%

75

a u

o

e ~

e

e

e

E

o

e QI

25

e} Ciclo de 13 escalones

e

e;'\

l5. Q/

Mientras que en Europa para vehículos pesados sólo existen ensayos que se efectúan en aceleración libre, en los EE.UU . se realiza desde 1973 el denominado ciclo de 13 escalones para vehículos con un peso superior a 2.7 t (generalmente MEC).

OI

QI

QI

L.

L.

, Consta de una serie de mediciones estacionarias para dos regímenes de giro y dis2 tintos porcentajes de carga partiendo del 20 40 GO 80 100 120 mi n funcionamiento en vací~ Mediante el meTiempo didor de humos se controla la opacidad d~ los mismos. Fig. 18.12. Ciclo de 13 escalones para camiones (Diesel)

496

Motores de combust ión interna alternativos

3 . Valores máximos admitidos a) Europa

La ECE (Economic Commission far Europe) limita desde 1970, por la prueba tipo 11, las emisior¡es contaminantes en ralentí, con un valor en la actualidad del 3,5% para la concentración de CO. Los valores máximos admitidos de los distintos contaminantes en el ciclo Europa, en función del peso del vehículo, eran en 1981: 750 ........ . . 2150 kg 65 .......... 143 g/ ensayo 6 . ... ... ... 9,6 g/ ensayo 8,5 .. .. ..... . 13,6 g/ ensayo

Peso de referen9ia

co

HC NOx

Se prevé una reducción de los límites máximos admitidos de CO y HC. HC%

~

b) EE.UU.

-28

-

20 .

10

En la figura 18. 13. se representa gráficamente la reducción en % de los valores máx imos de las emisiones de escape en EE.UU. desde 1970, partiendo del 100% antes de 1968.

3

CO%

Esto supone en 1981 en valores absolutos medidos según el ciclo CVS:

-38 - 31

~ 70

antes del 68

17

8

CO ............... 3,4 g/ milla HC ............... 0,41 g/milla NOx ............... 1,0 g/ milla

4

Estos valores han llegado ya a unos límites tan extremos, que dificultades tecno, lógicas y económicas no hacen previsible ninguna nueva reducción. 1

so 1

75 año de

33 80

17 1985

eons t ruccid n

Fig. 18.13. Reducción de los valores .máximos en las emisiones de escape en EE.UU.

Para vehículos pesados sirven los siguientes valores máximos según el ciclo de 1.3 escalones:

La "contaminación de los motores

497

CO ....................................... 25 g / CVh HC + NO . ....... .. ......... ........... 5 g / CVh Humos (opacidad) ................... 20% (Año 1977)

18. 7. SOLUCIONES Una vez conocidas las especies contaminantes, vamos a estudiar las posibles sóluc1ones, con el fin de lograr minimizarlas. Para efectuar el estudio consideraremos por separado ros MEP y los MEC, puesto que los contaminantes más importantes en cada uno de los dos tipos son esencia lmente distintos, y por otra parte la forma de evi:arlos puede diferir en virtud del principio de funcionamiento de cada motor.

1 . Motores de encendido provocado Las soluciones para reducir la contaminación son extraordinariamente variadas. La _,tilización de alguna de ellas está totalmente generalizada en la actualidad, mientras qu e otras están todavía en fase de desarrollo. Para estructura rlas de alguna forma, se ha n dividido en seis grupos atendiendo al lugar sobre el que se actúa en el motor: a) Soluciones que actúan sobre el combustible. b) Soluciones que actúan sobre el proceso de formación de la mezcla. c) Soluciones que actúan sobre el diseño del motor. d) Soluciones que actúan sobre el encendido. e) SolJ.Jciones que actúan sobre el proceso de combustión. f) Soluciones que actúan sobre los gases de escape.

a Soluciones que actúan sobre el combustible. '.1a nteniendo siempre el combustible usua l para los MEP, es decir, la mezcla de hi·ocarburos que conocemos con el nombre genérico de gasolina, podemos actuar ::'Jbre las em isiones del vehícu lo de dos formas: reduciendo el contenido de azufre • ·educiendo el contenido de plomo. - Reduciendo el contenido de azufre. _os hidrocarburos que forman las gasolinas son en su mayor parte volátiles, por - que aparecen en la primera etapa de la destilación del petróleo . Normalmente el ... "'"ltenido de azufre es muy bajo, por lo que este tipo de contaminante no adquiere . ·a'1 importancia en los MEP. Sin embargo, con procesos de destilación más perfec- s ouede reducirse el contenido en azufre, y por lo tanto la emisión de óxidos de azufre.

498


- Reduciendo el contenido de plomo tetraet1Yo. Así como el azufre es un compuesto totalmente indeseable en la gasolina, los aditi-

vos antidetonantes a base de plomo presentan la gran ventaja de elevar el número de octano del combustible, con un costo relativamente bajo. La utilización de combustibles con número de octano alto, permite diseñar motores con alta relación de compresión, lo que lleva, por una parte a aumentos de la potencia específica de los motores y por otra a incrementos en el rendimiento del motor. Esto equivale a una mejor utilización del combustible. Debido a la demanda actual de plantas motrices con elevada potencia específi<,:a y bajo consumo específico, no es posible pensar en la disminución del número de octano de las gasolinas. Sin embargo, de la inspección de la tabla siguiente podemos concluir la marcada tendencia de las distintas administraciones a reducir el contenido máximo de plomo de las gasolinas.

MAXIMO CONTENIDO DE PLOMO ADMISIBLE gramos de Pb/I

Nº de octano

Alemania Rep. Federal

O, 15

98

Argentina

0.53

94

Austria

0,40

98

España

0.40

97

Estados Unidos

Q, 16

96

Francia

0,55

97

Grecia

0,84

96

Israel

0,42

94

Italia

0,635

98

Ja pon

0,06

97

Noruega

0,40

98

Yugoslavia

0,60

98

NOTA: Los valores tabulados son los correspondientes al tipo de gasolina de uso más frecuente en cada país. El número de octano corresponde al medido según el método RESEARCH.

Si queremos mantener las cualidades antidetonantes del combustible reduciendo el contenido en plomo, hemos de actuar sobre el proceso de destilación, es decir aumentar el contenido de hidrocarburos ligeros. Esto presenta una serie de problemas, tanto económicos, como técnicos, puesto que las propiedades fisicoquímicas del combustible varían. Así, por ejemplo, la volatilidad aumenta y esta característica puede afectar de una forma important e a las prestaciones del motor.


499

b) Soluciones que actúan sobre el proceso de formación de la mezcla. En el proceso de formación de la mezcla, las mejoras se centran en la obtención de un dosado correcto, una buena atomización del combustible y finalmente una mezcla homogénea. Como pudimos observar en la figura 18.3, no se puede utilizar la dependencia de

FR sobre los componentes de CO , HC y NOx para que los tres desciendan simultáneamente, ya que en la zona de concef"!tración mínima de HC y pequeña de CO , el NOx presenta su valor máximo. Existe la tendencia a trabajar con una mezcla ligeramente pobre (FR :::: 0,95) donde las concentraciones de CO y HC son aceptables, mientras que los altos valores de NOx se combaten actuando sobre otros parámetros. Debido a que para FR < 0,85 se observan dificultades por acercamiento al límite de fallos de encendido, y para FR > 1 las emisiones de CO y HC aumentan fuertemente, es necesario controlar muy estrechamente los valores de FR. En este sentido pueden destacarse los esfuerzos por lograr una menor dispersión en las tolerancias de fabricación del carburador y el contínuo ajuste en los surtidores ya sea de 'alentí, progresión, bomba de aceleración, etc. Refiriéndose a la atomizadón,hay que resaltar que la disgregación del combustible en gotas de pequeño diámetro favorece este proceso y facilita la homogeneización de la micromezcla. Comparando mezclas bien atomizadas (diámetro de las gotas comprendido entre 10 y 20µml con mezclas mal atomizadas (400-700 µrnl, funcionando en un mismo 'Tlotor, se comprueba la disminución de las emisiones de HC para todo el rango de dosados. Las emisiones de CO sólo aumentan para dosados relativos superiores a 0, 85 y por último, las emisiones de NO aumentan para dosados próximos al estequ iométrico, para disminuir con dosados relativos menores que la unidad. Otras ca·acterísticas de las mezclas bien atomizadas son un consumo específico aproximada 11ente igual que en las mezclas mal atomizadas, pero con incrementos de potencja, , un .aumento de la inflamabilidad en la zona de mezclas pobres. Una solución alternativa a la atomización del combustible es la gasificación del mis-no, con lo que se pueden conseguir mezclas aún más homogéneas y procesos de :ombustión más perfectos. Existen dos soluciones para formar mezclas gaseosas de aire y combustible cuando último es líquido a la presión y temperatura ambientales. Consiste la primera en . aporizarlo antes de la mezcla con el aire, y la segunda en evaporarlo después de ·eal izada la mezc"la, cuando ésta circula por los conductos de admisión. En ambos :asos puede utilizarse el agua de refrigeración del motor como foco caliente, aunque "="1 ocasiones se han utilizado resistencias eléctricas. Con estos sistemas se consi~o.1 en reducciones importantes en las emisiones de HC, CO y NOx, así como dismi~ste

500

Motores de combustión interna altern ativos

nuciones del consumo específico. Sin embargo, el motor pierde potencia como consecuencia de una disminución del rendimiento volumétrico. Para lograr mezclas muy homogéneas no basta únicamente con disgregar el combustible en pequeñas gotas, aunque éste sea un requisito imprescindible; también hay que prestar atención al diseño de los colectores de admisión, longitud, curvatura, etc. , para que la carga fresca se reparta uniformente en los cilindros, y el dosado se mantenga constante para cada uno de ellos. Otra de las medidas para reducir la contaminación es la inyección de combustible. En un principio, al equipar un motor de combustión i nterna alternativo con un sistema de inyección, se buscaba 'un aumento de potencia específica. Los automóviles que equipaban estos dispositivos solían ser los de mayor precio dentro de la gama de cada fabricante. En los últimos años los fabricantes se han planteado la extensión de la inyección a veh ículos de inferior categoría para dar respuesta a las reglamentaciones sobre contaminación. Los sistemas de inyección suministran en todo momento la cantidad de combustible según las necesidades del motor, solucionando el problema de la distribución de la mezcla en los cilindros y el de la aceleración. La utilización del control electrónico para regular el dosado del motor plantea en la actualidad una cierta controversia. Los defensores de esta solución destacan la reducción en las emisiones de HC y CO. Sin embargo, el consumo específico es similar al ofrecido por un carburador convencional, y en cambio su utilización plantea el grave problema del costo. La extensión de su utilización está condicionada a la severidad de las leyes anticontaminación y a una eventual reducción de precio. En su favor hay que decir que en un informe de la Oficina Federal Americana del Medio Am biente elaborado en 1976, en algunos vehículos, equipados precisamente con el sistema L-Jetronic, la emisión de contaminantes se encontraba por debajo de los estrictos límites que se aplicarían en 1982, y eso sin utilizar ningún dispositivo adicional como cata lizador de escape o bomba de inyección de aire en el escape.

c) Soluciones que actúan sobre el diseño del motor. Los parámetros de d iseño del motor también juegan un papel importante en la emisión de contaminantes:

- Relación área-volumen de la cámara de combustión. La forma de la cámara de combustión tiene una g ran importancia sobre el efecto pared y por tanto sobre la emisión de hidrocarburos sin quemar. Lo ideal es que la cá mara de combustión sea compacta con una relación superficie-volumen pequeña.


501

La concentración de CO es independiente de la relación superficie-volumen. En cuanto a los óxidos de nitrógeno, aumentan cuando disminuye la relación superficie-volumen, dado que el motor es más adiabático y las temperaturas en la cámara de combustión son mayores.

- Relación carrera-diámetro. La relación carrera-diámetro del motor está muy ligada a la relación superficie-volumen de la cámara de combustión, de tal forma que relaciones S/ D elevadas hacen que .la relación superficie-volumen sea reducida, con lo que también lo será la emisión de contaminantes. Durante mucho tiempo, la reducción del parámetro S/ D ha sido una tendencia manifiesta en el campo de los motores de automoción para conseguir elevados regímenes de rotación, disminución de la fricción y aumento de la potencia; sin embargo, hoy se nota un estancamiento e incluso una ligera elevación de este parámetro de diseño por problemas de emisión de HC. Finalmente señalaremos que tanto el CO como el NOx son independientes de este parámetro.

- Relación de compresión . La relación de compresión del motor altera la relación superficie-volumen de la camára de combustión y por -tanto influye sobre la emisión de HC. En general un aumento de la relación de compresión implica una disminución de HC. En cuanto a la cantidad de NOx, disminuye cuando disminuye la relación de compresión, dado que las presiones y temperaturas medias del cilindro son más bajas. 8-unque desde el punto de vista de la emisión de contaminantes la reducción de la ·elación de compresión es deseable, no hay que olvidar que tanto la potencia como el rendimiento del motor quedan afectados por esta disminución, con lo que el consumo específico aumenta.

- Número de cilindros. Para una cilindrada determinada, una relación de compresión dada y la misma rel9:::ión S/ D, si aumenta el número de cilindros, el diámetro de éstos disminuye. De acuerdo con la teoría de semejanza de motores esto hace al motor menos adiabático, con lo que crece el espesor de la capa en la que la llama no puede progresar, : además la relación superficie-volumen aumenta. Por estas dos circunstancias, la em isión de hidrocarburos se ve incrementada. También por la teoría de semejanza, se sabe que el aumento de las cilindradas unitarias disminuye la potencia por litro :Jara una misma velocidad lineal media del pistón, por tanto volvemos a encontrar-ios con la disyuntiva, a la hora de fijar este parámetro, entre buscar elevada poten;: a específica o baja emisión de HC.

- Diagrama de distribución. ::1 cruce de válvulas tiene una gran influencia sobre la emisión de HC y NOx, pero

502


prácticamente ninguna sobre la emisión de CO. Para empezar podría afirmarse que aumentando el ángulo de cruce aumenta la emisión de contaminantes, fundamentalmente HC, debido al cortocircuito de la mezcla. Sin embargo, esto no es cierto en todos los casos, y el comportamiento en cuanto a emisión de contaminantes para un ángulo de cruce dado, está estrictamente ligado al comportamiento del sistema de escape. Así con un diseño adecuado de este último podemos obtener un retroceso de los gases quemados hacia el interior del cilindro en la última etapa del cruce, con lo que se elimina el cortocircuito y con ello la emisión de HC, y por otra parte disminuye la emisión de NOx, puesto que los productos quemados son inhibidores de la reacción y, por tanto, disminuyen las presiones y temperaturas medias en el interior del cilindro. Por otra parte, suponiendo qµe las pulsaciones del escape no tienen gran influencia en el periodo de cruce, al aumentar éste (dentro de ciertos límites), se eleva el valor del rendimiento volumétrico y con ello aumentan las emisiones de NOx debido a la mayor pme, que como es sabido es directamente proporcional al rendimiento volumétrico.

d) Soluciones que afectan al encendido . El encendido de la mezcla dentro del cilindro por medio de una chispa generada entre dos electrodos, tiene una notable influencia sobre la emisión de contaminantes. Esta influencia podemos descomponerla en dos: las características de la chispa y el punto de encendido.

- Características de la chispa. Prácticamente todos los esfuerzos·de los fabricantes de sistemas de encendido se orientan a la obtención de unas buenas características de la chispa para encender mezclas pobres, con el fin de eliminar al máximo las emisiones de CO y HC. Los resultados obtenidos, hasta el momento, muestran que hacen falta grandes distancias entre electrodos para aumentar la masa de mezcla afectada por el arco, y descargas de larga duración, es decir predominantemente inductivas. Según la relación de Paschen, la tensión de ruptura del dieléctrico entre dos electrodos es directamente proporciona! a la separación de éstos. Sin embargo, los incrementos de tensión en el secundario del circuito del encendido necesarios para hacer saltar la chispa entre electrodos con separaciones relativamente grandes, del orden de 1 mm, hacen prohibitivo el empleo de sistemas de encendido convencionales con ruptor, puesto que las intensidades d~I primario se dében elevar por encima de los 4-5 A que hoy son los máximos admisibles para asegurar una vida aceptable del ruptor. El encendido electrónico es, en consecuencia, la solución.

- Punto de encendido. Retrasando el punto de encendido del motor, es decir, acer~ándolo más al PMS ,


503

se obtiene una marcada reducción de las emisiones de HC y NOx. En cuaiquier caso no hay que olvidar que esta marcada reducción de emisiones va acompañada de una importante reducción en el rendimiento del motor, es decir una fuerte elevación del consumo específico. Er. la figura 18.14 se puede observar tal tendencia para el NOx, debido a una reducción de las temperaturas máximas, apreciando que en la zona de mezclas muy pobres sería apropiado utilizar el punto de encendido óptimo (50º de giro de cigüeñal). Debido a un aumento de la temperatura durante la fase de expansión y consiguientemente de los gases de escape, la sucesión de post-reacciones de los HC se ve fa vorecida, disminuyendo tales emisiones. Esta tendencia cambia hacia el comienzo de fallos de encendido (figura 18.15). e) Soluciones que actúan sobre el proceso de combustión. Los esfuerzos para reducir el nivel de contaminantes actuando sobre la combustión, se dirigen en dos direcciones claramente definidas. Por una parte la combus
504


660 9ef

580

a

g kWh

Pt- 20ºgc

0,7

0,9

1,1

1,3

0,7

0,9

1,1

Fig. 18.14. Influencia del punto de encendido sobre g..., y NO ..

HC 12

g kWh 8

4

o

0,7

0,9

1,1

Fig. 18.15. Influencia del punto de encendido sobre lo& HC.

1, 3


505

miento de un motor de mezcla pobre. Sin embargo, hay un tercer parámetro que tiene un efecto importante sobre la combustión de mezclas pobres, que es la turbulencia de la carga dentro del cilindro. La turbulencia actúa acelerando el proceso de combustión por una parte, y homogeneizando más la carga por otra. Con esta idea han surgido algunas patentes en los últimos años. Cabe destacar el motor desarrollado por T oyota Motor Co. La culata del motor dispone de una cámara lateral encargada de crear una elevada turbulencia de la mezcla fresca (figura 18.16). Al saltar la chispa entre los electrodos de la bujía, que tras largas pruebas se instaló ;;19. 18.16. Cámara de combustión TOYOTA en las cercanías de la tobera, se crea un frente de llama que se traslada a gran velocidad e irrumpe en el volumen muerto, produciendo gradientes de presión y veloci dad que incrementan aún más la turbulencia en este espacio.

- Motores de carga estratificada El motor de carga estratificada quema mezclas globalmente pobres, pero estratifi:ando la carga de tal forma que exista una zona,en la cual se inicia la combustión :::>or medio de una chispa, que contiene mezcla rica, y otra z.ona con mezcla pobre. El motor de carga estratificada no constituye realmente un hallazgo reciente. Ya en ·922 H.R. Ricardo dió a conocer y patentó un motor que funcionaba con este princi:::iio. A esta primera realización siguieron otras como las de C.E. Summers, N.A. Niov, etc. Durante muchos años estos motores no tuvieron ninguna difusión, puesto :;1.1e entre las exigencias que se le presentaban al motor térmico alternativo, no esta:).3 incluída la contaminación y ni siquiera el consumo específico. Cuando los investi;;adores y diseñadores, presionados por las leyes anticontaminantes, y agotadas las "'10dificaciones sobre los motores convencionales, se plantearon la adopción de nueas soluciones, volvieron a sacar a la luz, con mínimas variantes, la idea de Ricardo. A.u nque existen dos variantes, motores con precámara y motores sin precámara, ·anto por las realizaciones efectuadas hasta el momento, como por los resultados

506


obtenidos, los primeros son sin duda los más importantes. Como representante más destacado de los segundos, podemos mencionar el motor TCCS, desarrollado por Texaco, lnc. Este motor es de cámara abierta con inyección de combustible, y está diseñado para conseguir una gran turbulencia. Los conductos de admisión inducen una turbulencia del aire en la cámara de combustión, de forma que las gotas de combustible suministradas por un inyector se concentran en el centro de la cámara, en las proximidades de la bujía. Este motor permite utilizar elevadas relaciones de compresión, del orden de 11: 1, debido a que en la última etapa de la combustión ésta se realiza con mezclas pobres y no aparece el fenómeno de la detonación. Evidentemente, este aumento de la relación de compresión mejora el rendimiento del motor. La regulación del motor se realiza variando la cantidad de combustible inyectada, por lo que, al no estrangularse el conducto de admisión, se eliminan las pérdidas de bombeo características de los MEP a baja carga. Los motores con precámara pueden subdividirse a su vez en dos grupos: con inyección de combustible y con tercera válvula, que descarga mezcla rica en la precámara. El funcionamiento de este tipo de motor, esencialmente el mismo para las dos subvariantes, es como sigue: La carrera de compresión comienza con una mezcla rica en la precámara y una mezcla pobre en el volumen muerto. Mientras el pistón asciende, la mezcla pobre es forzada a entrar en la precámara por la tobera de comunicación, empobreciendo ésta y creando un flujo turbulento en su interior. En el momento de producirse la chispa en la precámara la mezcla todavía es considerablemente rica; debido a la elevada turbu lencia, su combustión se verifica rápidamente. En expansión, los gases quemados y productos intermedios entran en el volumen muerto, creando fuertes gradientes de velocidad generadores de turbulencia. Debido a la elevada turbulencia y temperatura de los gases, la combustión sigue pro· gresando en el volumen muerto, aún cuando la mecla sea muy pobre.

Fig. 18.17. Motor CVCC de HONDA

Realizaciones siguiendo este esquema sor los motores PCI y PCV d_e Volkswagen, cor inyección y tercera válvula respectivamen te, así como el motor CVCC de Honda

507


etc. (figura 18.17). PRES ION

----MOTOR CONVENCIONAL - - MOTOR CVCC

Las ventajas de los motores de carga estratificada, fundamentalmente los que equipan precámara, son las reducciones de emisiones de NOx y CO con un ligero aumento en el consumo específico. La emisión de HC se mantiene en los mismos niveles que en los motores convencionales, e incluso aumenta debido al incremento de relación superficie-volumen como consecuencia de la inclusión de la precámara.

La disminución de emisiones de NOx se justifica por el hecho de que las dos etapas de la combustión se realizan con mezPMS PMI tí clas muy ricas y muy pobres, respectivaFig. 18.18. Variación de la presión con el mente, que generan pocas emisiones de ángulo de giro del cigüeñal NOx. Además las presiones y temperaturas máximas que se alcanzan en el cilindro son más reducidas que en motores convencionales. En las figuras .18.18 y 18.19 se representa la presión y la temperatura en función del ángulo de giro del cigüeñal para el motor CVCC de Honda, comparándolo con un motor semejante de diseño convencional. Por otra parte, se observa que la temperatura de los gases de escape es mayor que en el motor convencional, por lo que es posible una posterior oxidación de los TEMPERATURA resíduos de HC y CO en el escape. ---- MOTOR CONVENCIQNAL -

MOTOR

La reducción de las emisiones de CO, que es función prácticamente del dosado, es explicable por el ·hecho de que la mezcla es pobre en su conjunto.

CVCC

('\ I1 1

1 1

11

I

I

I I

I

'\ \

'

'

- Recircu/ación de gases de escape.

'

1

' PMS

PHI

=ig . 18.19. Variación de la temperatura con el ángulo de giro del cigüeñal

oG

La recirculación de gases de escape es otro de los sistemas que pueden emplearse para disminuir la emisión de NOx. Los gases de escape son inhibidores de las reaccienes químicas de la combustión,por lo que reducen las presiones y temperaturas máximas durante el proceso.

508


La utilización de este sistema también afecta al punto de encendido, que debe ajustarse para obtener el mínimo consumo específico. Las emisiones de CO no quedan afectadas, mientras que las emisiones de HC crecen ligeramente, debido a que el espesor próximo a las paredes es mayor, por ser menores las presiones y temperaturas medias del cilindro. La recirculación de los gases de escape sólo se utiliza a cargas parciales, ya que a plena carga no es deseable la disminución de potencia que se produciría al llenarse el cilindro con una cantidad menor de carga fresca, y en vacío existirían fallos de encendido debido a la disminución de la velocidad de combustión. El accionamiento de la válvula de recirculación <:fe los gases de escape puede ser electrónico o neumático.

- Inyección de agua. La inyección de agua en la carrera de compresión del motor tiene la misma finalidad que la recirculación de gases de escape, es decir, disminuir la presión y la temperatura en el interior del cilindro. Con esto, como ya hemos visto, disminuye la emisión de NOx. Sin embargo, en general, aumentan las emisiones de HC y CO debido a que el agua dificulta la combustión. Aunque los rendimientos se mantienen aproximadamente constantes actuando sobre el avance del encendido, las disminuciones de potencia son acusadas.

f) Soluciones que actúan sobre los gases de e·scape.

Finalmente, haremos referencia a las distintas soluciones que se han propuesto para eliminar los compuestos contaminantes una vez formados y antes que el motor los expulse a la atmósfera. Esta solución está muy extendida en EE.UU., ya que allí la reglamentación anticontaminante no tiene en cuenta el tamaño del motor y éste cuanto mayor es, necesita más energía, contaminando por tanto en mayor cantidad. A continuación pasamos a estudiar los procedimientos más importantes:

- Filtros para eliminar las emisiones de plomo. Partiendo de la base que eliminar, o simplemente disminuir, el contenido de plomo de las gasolinas va, o bien en detrimento del costo del combustible, o bien en detrimento del rendimiento del motor, una solución interesante es dotar al sistema del escape de un filtro adecuado que sea capaz de retener el plomo. Las realizaciones prácticas que se han llevado a cabo por Ethyl Corporation y Texaco Oil CO., entre otras. se basan en sustituir el siienciador del motor por otro silenciador de similares características, con lana de acero inoxidable recubierta de alúmina en su interior. Los resultados obtenidos en diferentes pruebas han sido satisfactorios encontrándose disminuciones en las emisiones de plomo que oscilan entre el 50 y el 75%. La ventaja de utilizar este sistema está prácticamente en que no afecta al funcionamiento del


509

motor,manteniéndose el consumo específico.

- Reactores térmicos Una forma de eliminar el CO y HC no oxidado en la cámara de combustión, es oxidarlo en el sistema de escape. Desde este punto de vista, el reactor térmico es similar a una cámara de combustión, donde se oxidan completamente las trazas de CO y HC que puedan quedar después de la combustión en el cilindro del motor. Los parámetros que afectan a este proceso de oxidación son por una parte, la cantidad de 0 2 que existe en el escape, por otra la temperatura a la que opera el reactor, que debe ser suficientemente elevada para que se verifique la reacción, y fina lmente el tiempo de residencia de los productos reactantes en el reactor térmico. Respecto del primer parámetro, es evidente la necesidad de introducir 0 2 en una cantidad suficiente. Atendiendo a la forma de introducir el 0 2 en el reactor, existen dos tipos de reactores, según el dosado de funcionamiento del motor. Los que funcionan con mezclas pobres,que contienen en los propios gases de escape oxígeno libre suficiente, o bien los que funcionan con mezclas ricas, donde no hay oxígeno libre y por tanto éste debe inyectarse en el reactor, tomándolo del exterior mediante una bomba accionada por el propio motor (figura 18.20). Para mantener la temperatura suficientemente elevada hay que procurar evitar al máximo las pérdidas de calor del fluido desde la válvula de escape hasta el reactor. La conservación del calor es particularmente importante en los reactores térmicos de mezcla pobre por dos razones: por una parte para mezclas muy pobres, del orden de FA = 0,80, la temperatura de los gases de escape disminuye considerablemente frente al caso de funcionamiento con doaire secundario sacios estequ iométricos; por otra parte la energía química de estos gases es muy reducida, por lo que el calor aportado al sistema por el proceso de oxidación es pequeño. Para optimizar el funcionamiento de este tipo de reactores, hay que actuar sobre los distintos parámetros de diseño que afectan a la transmisión de calor, como spn: tamaño y geometría del colector de escape, recubrimiento del mismo con materiales refractarios, geometría de la válvula, etc. La temperatura en el reactor se mantiene por té rmico la propia energía disipada en el proceso de oxidación. Fig. 18.20. Catalizador térmico

La ventaja fundamental que ofrece este sís-

510


tema es la elevada reducción de CO y HC, mientras que los inconven ientes estriban en su elevado coste y volumen, así como el aumento de emisiones de NOx, debido al 0 2 en exceso presente en el reactor.

- Reactores catalíticos de oxidación Una alternativa a los reactores térmicos para eliminar el CO y HC es la utilización de los reactores catalíticos de oxidación. Estos consisten en un depósito intercalado en el tubo de escape, donde se encuentra el catalizador, por el que se hacen pasar los gase·s. Los catalizadores son sustancias heterogéneas,· que normalmente incluyen meta les tales como platino, iridio, paladio, etc. Un parámetro importante, que influye notablemente sobre el rendimiento del catalizador, es la superficie expuesta al contacto de los gases de escape. Para elevar esta superficie, se prefieren los reactores con el catalizador formando gránulos de pequeño tamaño, frente a los catalizadores monolíticos. Mediante materiales catalíticos apropiados se puede conseguir que las reacciones de oxidación del CO y HC en el escape puedan realizarse a bajas temperaturas . Estas reacciones son más rápidas que en los reactores térmicos y no están tan influenciadas por la temperatura y el tiempo de residencia . Pueden operar con o sin inyección de aire, dependiendo del dosado con que funcione el motor. Los inconvenientes más importantes son el aumento en la emisión de NOx y la progresiva pérdida de rendimiento del reactor por envenenamiento con el plomo que lleva la gasolina.

- Reactores catalíticos de reducción Los reactores catalíticos de reducción son los encargados de eliminar después de la cámara de combustión el NOx, reduciéndolo a N2 • Se han empleado distintos tipos de catalizadores, pero los más utilizados en la actualidad, por sus buenas características, son los que contienen rodio o bien rutenio, por ser más barato y más fácil de obtener. Para que el reactor catalítico de reducción trabaje con buenos rendimientos, es fundamental que en su interior haya ausencia prácticamente total de oxígeno. Para ello, o bien se hace trabajar el motor con mezclas ricas, lo que además de reducir el rendimiento aumenta el procentaje de HC y sobre todo de CO, o bien con mezclas pobres, pero eliminando el oxígeno antes de entrar en el reactor de reducción. Esto puede hacerse intercalando entre el motor y el reactor de reducción, o un reactor de oxidación o un reactor térmico, que disminuye la cantidad de oxígeno hasta valores del orden del O, 1% .


511

En los gases de escape se han de encontrar componentes reductores como por ejemplo hidrógeno y monóxido de carbono, produciéndose las siguientes reacciones: NO

+ CO = C02 + 1/ 2 N 2

El material del catalizador elegido será tal que solamente se vean favorecidas las reacciones anteriores, quedando con menos importancia la siguiente reacción no deseada, que conduce a la formación del venenoso amoníaco:_

Si se quieren eliminar los tres componentes contaminantes (CO, HC y NO) con postreacciones en el escape,se puede utilizar un sistema doble de catalizadores. Para ello se hace funcionar el motor con mezcla rica, colocándose en primer lugar el reactor catalítico de reducción. Despué~ se suministra aire del exterior, reaccionando en el reactor catalítico de oxidación el CO y HC todavía existentes en los gases de escape. El amoníaco formado en el reactor anterior reacciona con el 0 2 generando NO y H2 0. 10

co

g k\./h

- Reactores catalíticos mixtos o de tres vías.

400

8

g k\Jh 6

4

2

100

0,7

º·ª 1,25

0,9 1, o 1,1 1,0

1, 2 1, 3 1,4 ~ 0,8 0,7 FR

anterior al catalizador posterior al catalizador Fig. 18.21. Efecto del catalizador de tres vías

Cuando el motor trabaja con mezc1as estequiométricas, pueden utilizarse reactores catalíticos que actúen simultáneamente sobre los tres contaminantes HC, CO y NOx, de tal forma, que el NOx se reduce y cede su oxígeno para oxidar el HC y CO. El rendimiento de este tipo de reactores está muy condicionado a la exactitud del dosado, exactitud que hoy por hoy no puede dar ningún carburador, ni siquiera avanzado, a no ser que tenga, por medio de una señal eléctrica, información instantánea del proceso de combustión en función de los productos resultantes de éste. Este tipo de reactores se conoce como reactores catalíticos de tres vías, por eliminar los tres contaminantes. En la figura 18.21 se observa el pequeño intervalo de dosado en que las emisio nes de CO, HC y NOx son reducidas, de ahí


512

la necesidad de controlar minuciosamente la concentración de oxígeno. En dicha zona se producen las siguientes reacciones principales: 2 2 2 2 2

H2 + 2 NO CO + 2 NO CxHy + (2x + 1/2y)02 H2 + 02 co + 02

= 2 H2 0 + = 2 C02 + =

N2 N2 y H2 0 + 2x C02 2 H2 0 2 C02

A continuación vamos a describir el sistema SONDA-LAMBDA, desarrollado por Volvo y Robert Bosch, que es precisamente un reactor catalítico de tres vías, con el sistema de inyección de combustible controlado por bucle cerrado. Para mantener constantemente el dosado estequiométrico, el sistema de inyección está controlado por un sensor dispuesto en el colector de escape, que es capaz de apercibirse de la variación de concentración de 0 2 en los gases de escape (figura 18.22). El parámetro de control con este sistema es la presión en el circuito. El elemento principal del sensor es un electrolito sólido, formado por dióxido decirconio, que está interpuesto entre dos electrodos de platino poroso; el electrodo exterior está expuesto a los gases de escape, mientras que el interior está conectado con el aire exterior. La diferencia entre las presiones parciales debidas al oxígeno en gases de escape

air e caudalimetro

t - - - --

cata lizador de 3 vias

--1

motor sonda~

c ombus ri b1e

-

inyecc1 ón caudal de combustible caud a l de aire

unidad electrónica de control

dos ad o

Fig. 18.22. Sonda->. en un sistema de inyección electrónica de combustible

513


ambos electrodos, genera un flujo de iones en el electrolito y una diferencia de potencial en el sensor, cuyo valor es de la forma:

V -

Po aire

log

p02 gases escape Al variar la presión parcial del oxígeno contenido en los gases de escape, la diferencia de potencial varía según la curva representada en la figura 18.23. Debido a la brusca variación de tensión, al pasar de FR > 1 a FR < 1 o viceversa, puede considerarse una regulación del tipo todo o nada. Para el reactor catalítico de tres vías se probaron distintos catalizadores, así como distintas proporciones de cada uno; al final la elección recayó sobre un catalizador monolítico de platino-rodio en la proporción 5:1, por su buen rendim iento incluso tras 75.000 km de pruebas.

600

Finalmente se ha de decir, que los reactores catalíticos en general, y particularmente los reactores catalíticos de tres vías, siguen presentando grandes inconvenientes, como su excesivo coste, y ante todo la escasez de los elementos que sirven de catalizador. Sin embargo, queremos llamar la atención sobre las indudables .ventajas que ofrece en cuanto a la reducción de contaminantes, sin verse afectada la potencia ni el consumo específico.

400

2. Motores de encendido por compresión

1200

rnV 1000

800

200

o 0,6

__J 0,8

1, o

1, 2

1, 4 FR

Fig. 18.23. Diferencia de potencial entre electrodos de la Sonda - >-

También en los MEC las concentraciones de los contaminantes dependen fundamentalmente del dosado. Debido a que en los MEC la potencia se regu la a través de la modificación de FR, las emisiones de escape se regulan mediante la limitación de FR a plena carga, tarando la bomba de inyección. Para tal límite se tiene en cuenta que un acercamiento al dosado estequiométrico implica un fuerte aumento de la em isión de humos.

514


Las soluciones propuestas para obtener MEC más limpios las hemos agrupado en una forma similar al caso anterior:

a) b) c) d)

.Soluciones Soluciones Soluciones Soluciones

que actúan que actúan que actúan que actúan

sobre sobre sobre sobre

el combustible. los parámetros de diseño. el proceso de inyección. el proceso de combustión.

Se observa, comparándolo con los MEP, que faltan 1las soluciones que actúan sobre el sistema de encendido, por carecer de él, así como las que actúan sobre los gases de escape. Debido a la baja concentración de emisiones de HC y CO, el contaminante que habría que eliminar en los gases de escape sería el NOx. Recordemos que los MEC trabajan con dosados relativamente reducidos, por lo que es prácticamente imposible reducir el NOx en el escape en presencia de 0 2 libre.

aJ Soluciones que actúan sobre el combustible. Al hablar de las soluciones que actúan sobre el combustible, mencionemos dos: reducción del contenido de azufre y reducción del número de cetano.

- Reducción del contenido de azufre. Ya hicimos mención al contenido en azufre al enumerar las diversas soluciones que afectan a los MEP. Todo lo dicho para los MEP es aplicable en los MEC, con la única salvedad de que el tanto por ciento de contenido en azufre en los combustibles de los MEC es mayor que en los combustibles de los MEP (del orden de un 0,5% en peso), agudizándose en consecuencia el problema. Destilaciones más perfectas disminuirían los óxidos de azufre.

- Reducción del número de cetano . El número de cetano es un parámetro adimensional para cuantificar el retraso de un combustible, de tal forma que, para elevados números de cetano, los retrasos son pequeños. Reduciendo el número de cetano disminuye la emisión de humos, puesto que hay más retraso y el combustible tiene más tiempo de mezclarse con el aire, efectuándose el proceso de oxidación, con lo que disminuye el fenómeno de craqueo, productor del humo. La reducción del número de cetano presenta una serie de inconvenientes. Por una parte, aumenta la emisión de NOx, puesto que la cantidad de combustible inyectada en el retraso es mayor y por tanto las presiones finales en el proceso de combustión a volumen constante spn mayores, así como las temperaturas medias a lo largo del ciclo. Por otra parte, en los MEC extrarrápidos de automoción (4000-5000 rpm), el número de cetano del combustible no puede disminuirse excesivamente, puesto

515

La contaminación de- los motores

que el ángulo de retraso tomaría valores inadmisibles a elevadas revoluciones.

b) Soluciones que actúan sobre los parámetros de diseño . La influencia cualitativa de los distintos parámetros de diseño es totalmente análoga en los MEPy los MEC, así pues, todos los razonamientos del epígrafe correspondiente a los MEP son válidos también en éste. Hay que recordar, sin embargo, algunas diferencias de tipo cuantitativo entre los dos tipos de motores. De un lado la cilindrada unitaria mayor que en los MEP y por otro el cociente S/D mayor que la unidad, hacen que disminuya la emisión de HC. Finalmente, las relaciones de compresión son considerablemente más altas,con lo que aumentan las presiones máximas y con ello las emisiones de NOx, a pesar de que este hecho esté en parte compensado por los dosados más bajos.

Aunque estrictamente no son parámetros de diseño,puesto que en función del campo de aplicación la decisión viene prácticamente impuesta, vamos a comparar los motores de inyección directa (ID) con los de precámara (PC), y los de aspiración natural (ANJ con los sobrealimentados (SAJ, en relación a la emisión de contaminantes.

1500

inyecc ión directa

ppm

OX

z

1000

Cll

-e

inyección indirect a

e -o

....

...e

-

500

e:

....Cll e o

....

o 0,2

0,3

0,4

0,5

Fig. 18.24. ·Concentración de óxidos de nitrógeno en MEC

0,7


516

- Emisión de motores ID y PC . La emisión específica de NOx de un motor PC, es sensiblemente inferior a la de un motor ID (figura 18.24). En la precámara los dosados son ricos, por lo que la formación de NOx no es importante, a pesar de las altas presiones y temperaturas que allí existen. Posteriormente, en el cilindro los dosados son pobres y además la presión y la· temperatura son mucho más bajas, resultando un proceso de oxidación poco favorable para que intervenga el N2 . Obsérvese la analogía existente entre el proceso de combustión de un motor de carga estratificada y un motor PC. Las emisiones específicas de CO y HC también son más bajas en los motores PC que en los motores ID, debido fundamentalmente ai una mayor turbulencia, a una mejor homogeneidad en los microdosados y a que la presión y temperatura en la precámara son muy elevadas, lo que disminuye el efecto de pared (figura 18.25).

- Emisiones de los motores AN y SA . Cuando un motor se sobrealimenta, crecen las presiones, las temperaturas máxi1500

ppm o

vol

u

QI

"O

inyección directa 1000

e -o u

e

'-...... e QI

u

e

500

o

u

o 0,2

0,3

0,4

0,5

F¡¡

Fig. 18.25. Concentración de rnonoxido de carbono en MEC

0,7


g/k•h:::o 1 ~ 18

-o CJ

-o u CJ

o.. o

¡

6mh: ~----~g~o 1

1000

e0

º~-----------' f

1000 ppm

500

CH

_____.,

~

------------

º~-----------' ppm 5

ººf

2500~ 20

22 24 punto de

26 28 30ºgc 32 inyección

Fig. 18.26. Influencia del punto de inyección sobre el consumo específico y los contaminantes

517

mas y las medias a lo largo del ciclo, aumentando en consecuencia las emisiones de NOx. Este efecto se compensa en parte por la disminución del dosado, práctica habitual al sobrealimentar un motor. Las emisiones de CO y HC disminuyen por varias razones. Por una parte, la mayor turbulencia; por otra, la disminución del efecto pared debido al incremento de presión y temperatura, y finalmente debido a los procesos de oxidación en el escape, posibles gracias a la mayor temperatura de los gases .a la salida del motor. Respecto a los humos, en general puede afirmarse que disminuyen debido al aumento de la turbulencia del aire, que mejora el proceso de combustión al mezclarse mejor el oxidante y el combustible. No deben olvidarse, sin embargo los problemas en regímenes transitorios de los motores sobrealimentados. c) Soluciones que actúan sobre el proceso de inyección

El punto de in·{ección juega en los MEC con respecto a las emisiones de escape un papel similar al del punto de enc.endido en los MEP, al poder influir en el comienzo y desarrollo de la combustión. La figura 18.26, muestra la dependenCia de las emisiones de escape con el punto de inyección para un MEC de inyección directa.

Retrasando el comienzo de la inyección, es decir, acercándolo al PMS, disminuye el retraso, con lo que para una ley de inyección dada se inyecta menos combustible en el retraso y las presiones y temperaturas máximas disminuyen. Esto disminuye la concentración de NOx, pero aumenta la de CO y fundamentalmente aumenta la emisión de humos y el consumo específico. Los HC práctiCaf'!"lente no varían.

En la actualidad prácticamente todos los esfuerzos se concentran en este proceso, donde para un determinado punto de inyección se ha de elegir un compromiso entre el contenido de las emisiones y el ::onsumo de combustible.

518


d) Soluciones que actúan sobre el proceso de combustión

4

NOX Las soluciones que actúan sobre el proceso de combustión son la adición de agua y la recirculación de gases de escape. Ambos, el agua y los gases de escape, son inhibidores del proceso de combustión y su efecto es el mismo que se comentó en los apartados correspondientes a los MEP.

2 g kWh

o 4 bosch "O

2

el "O

·u

el

o. o

o

420

9/'<~~o 9ef

1

380

o

10

20

30

40 Vol% 50

grado de recirculación Fig. 18.27. Recirculación de los gases de escape en un MEC

BIBLIOGRAFIA DATE, T., y otros: Research and Development of the HONDA CVCC Engine. SAE 740605. 1974. DAVIES , G.C., y otros: Analysis of the Flow and Combustion Processes of a Three Valve Stratified Charge Engine With a Small Prechamber. SAE 741170 . 1974. EBERHARDT, J.E.; BECK, J.A.: Process and Control for Producing Anti-Emission Carburetors. SAE 690138. 1969. ENGH, G.T.; WALLMAN , S.: Development of the Volvo Lambda-Sond System. SAE 770295. 1977.


519

LANCASTER, 0.R. y otros: Effects of Turbulence on Spark lgnition Engine Combustion. SAE 760160. 1976. LEVENSPIEL, O.: Chem.ical Reactor Engineering. John Wiley and Sons. 1968. NOGUCHI, M., y otros: Oevelopment of Toyota Lean Burn Engine. SAE 760757. 1976. OUADER, A.A.: What Limits Lean Operation in Spark lngnition Engines-Flame lnitiation or Propagation? SAE 760760. 1976. PATTERSON, O. J.; HENEIN, N.A.: Emissions from Combustion Engines and their Control. Ann Arbor. 1972. Reglamentos anexos al acuerdo de Ginebra de 1958. Núm. 15. Emisiones de motores de gasolina. BOE 3.6.82. Núm. 24. Emisiones de motores Diesel. BOE 23.7.80.

CAPITULO 19 CURVAS CARACTERISTICAS. ENSA VOS DE MOTORES

19.1. Introducción 19.2. Curvas características 19.3. Ensayo de motores 19.4. Parámetros a medir e instrumentación necesaria

M. MUÑOZ Dr. lng. Industrial F. PAYRI Dr. lng. Industrial J.M. DESANTES Dr. lng. Industrial

19.1. INTRODUCCION En la mayor parte de las aplicaciones, los motores tienen que hacer frente a condicjones operativas variables, por lo que es necesario conocer el comportamiento del motor, o lo que es lo mismo sus prestaciones en dichas condiciones. Los parámetros más importantes utilizados en relación con las prestaciones de un motor son el par, la potencia y el consumo de combustible para cada número de revoluciones. Sin embargo, a efectos comparativos, es más útil para presentar las prestaciones utilizar parámetros equivalentes pero independientes de la cilindrada del motor. Estos parámetros, ya definidos en capítulos anteriores, son: - Presión media efectiva (pme)

La pme es equivalente al par, en efecto:

Ne = Me w = Me 2

7r

n

= z pme Ap S -

n

2 es decir: pme - Velocidad lineal media del pistón (cm)

Por definición

Cm

vale:

2S n

Cm

o lo que es lo mismo: Cm

= K2

- Potencia por unidad de superficie (

n

~) zAP


524

La expresión

~ , también

llamada carga térmica del pistón, se puede expresar

zAp como:

- Consumo específico de combustible (ge1l El consumo específico de un motor es mucho más indicativo que el consumo horario y tiene por expresión:

9ef ::::

m1

m1

obsérvese que si se comparan motores que utilicen un combustible de la misma potencia calorífica podemos escribir que: gel ::::

K3

.2_ '1'/e

o lo que es lo mismo, el consumo específico es inversamente proporcional al rendimiento del motor. Conviene recordar, como ya se estudió en semejanza de motores, que al ser estos parámetros esencialmente independientes del tamaño del motor, resultan de gran utilidad para comparar las prestaciones de diferentes motores.

19.2 . CURVAS CARACTERISTICAS 1 . Curvas de plena carga Entre las curvas características más representativas, y por tanto de uso frecuente, se encuentran las de par (o pme), potencia (o carga térmica) y consumo específico en función del número de revoluciones a plena carga, que suministran una valiosa información sobre el máximo par y la máxima potencia que puede desarrollar el motor en cada régimen, así como el consumo específico en dichas condiciones. Para realizar los ensayos a plena carga, se mantiene completamente abierta la mariposa del acelerador en los motores de encendido provocado y la máxima inyección de combustible en los Diesel, obteniéndose, al variar el número de revoluciones, las curvas de la figura 19. 1. Estas curvas se refieren a un MEP; las de los MEC son de

525

Curvas caracterfsticas. Ensayos de motores

9ef g/ kV/h

380 360 330 300 270

45 40

30

Me

20

Nm 90 80 70 60

10

1000

2000

3000

4000

5000

6000 n(rpm)

Fig. 19.1. Curvas características de un MEP

tipo similar, pero con algunas diferencias que serán óportunamente señaladas. Las curvas anteriores pueden ser las obtenidas en las condiciones ambientales del ensayo (presión, temperatura y humedad), o las que resultan de reducir los parámetros representados a las condiciones estándar. Pasemos a justificar la tendencia general de estas curvas:

a) Motores de encendido provocado no sobrealimentados - Curva de consumo específico . Al ser el consumo específico efectivo inversamente proporcional al rendimiento efectivo del motor, su tendencia se puede analizar por la del producto 1/m 1/i· En efecto:

526


gef

=

K

K

r¡e

r¡m r¡¡

La figura 19.2 muestra la variación de r¡m y r¡¡ en función de Cm.

.

O8 ~m 0,3 o

o

u

"C

e:!

."C ~o •

e

2s

'e:! u Cll

e

0,6

....eo Q,I

E

E

o ...... e: Cll

E

0,2

"C

e:

"C

Cll

e:

'-

Q,I

'-

velocidad 1ineal media de 1 pistón Cm ( m/s) Fig. 19.2. Rendimientos mecánico e indicado de un MEP

En la zona de bajos valores de Cm es mayor el incremento del rendimiento indicado, (reducción de las pérdidas de calor y mejora del proceso de combustión por el aumento de la turbulencia) que la disminución del rendimiento mecánico por el aumento de las pérdidas mecánicas, y consecuentemente el consumo específico disminuye. A partir de un valor mínimo, la tendencia cambia produciéndose un crecimiento más intenso del consumo específico debido al fuerte aumento de las pérdidas mecánicas cuando las velocidades del pistón son elevadas. - Curva de la pme .

Como la pme vale, según hemos visto: pme

= e 11v

F He 11e

la variación de pme con Cm seguirá la tendencia de las variables afectadas por la velocidad lineal media. Como en un motor no sobrealimentado

e es constante durante el ensayo, He tam-

Curvas características. Ensayos de motores

527

bién es constante para un combustible dado, y el dosado F de máxima potencia también prácticamente lo es, la pme será proporcional al producto de T/v T/e· El rendimiento volumétrico, como se vió en el capítulo 6, es función del número de Mach en la válvula, y por tanto de Cm· Su curva de variación, figura 19.3, con un máximo en la zona intermedia izquierda, depende del calado de la distribución, sección y geometría de válvulas y conductos, etc. Teniendo en cuenta las variaciones del rendimiento volumétrico y del rendimiento efectivo con cm, se obtiene la de la Fig. 19.3. Rendimiento volumétrico de un MEP pme. La caida de par en la zona izquierda proviene de las disminuciones de T/v y T/e con Cm a bajas velocidades. La caida de par en la zona derecha, al aumentar Cm, procede de iá dism inución de T/v • así como de la de T/e por el fuerte aumento de las pérdidas mecánicas. em

- Carga térmica o potencia por unidad de superficie de pistón La variación de este parámetro es una consecuencia directa de pme y Cm, ya que es proporcional al producto de ambos. b) Motores de encendido provocado sobrealimentados La curva de consumo específico de estos motores es similar a la de los motores no sobrealimentados pero con valores más reducidos. El control de la detonación conduce a una reducción de la relación de compresión y / o a un retraso del punto de encendido con una repercusión desfavorable en el rendimiento interno que se contrarresta por una disminución de las pérdidas de calor relativas,que siempre acompañan a la sobrealimentación, y por la mejora del rendimiento mecánico. La curva de la pme se desplaza hacia valores más elevados por el aumento del valor de Q, que es el fundamento de la sobrealimentación. La variación de Q con Cm, que ¡unto con la de T/v y T/e nos daría la de pme, depende de las prestaciones del grupo de sobrealimentación. En la mayor parte de los motores de encendido provocado actuales se ha estudiado el acoplamiento motor-sobrealimentador para aumentar prin cipa lmente el par, y por tanto la potencia, a regímenes medios, por lo que las curvas de potencia toman la forma indicada en la figura 19.4. En dicha figura se observa

528


la drástica caida de par a muy bajos regímenes. N 210 e kW 180 150 120

90

En los motores de encendido provocado el régimen máximo está normalmente por encima del de máxima potencia, por lo que ésta es alcanzable sin grave riesgo mecánico.

c) Motores de encendido por compresión no sobrealimentados

16

Las curvas características de plena carga (plena inyección) de estos motores son sipme 12 l,.00 gef milares a las de los MEP. La curva de par resulta más plana al ser más estrecha la gabar 8 350 ma de revoluciones de trabajo del motor, 4 e:::::::=:::::;::::::::_-+--~ 30 o presentando estos motores una caída más 1000 3000 5000 7000 fuerte del rendimiento indicado con el número de r,evoluciones en los regímenes n(rpm) altos. Fig. 19.4. Curvas características de un MEP sobrealimentado

d) Motores de encendido por compresión sobrealimentados

La mejora de los rendimientos interrio y mecánico conduce a una reducción sustancial del consumo específico frente al de los motores no sobrealimentados. La curva de pme se eleva por efecto del aumento de Q, dependiendo su forma de las características del grupo elegido, función a su vez del tipo de servicio al que se destina el motor. El empleo de refrigeración a la salida del turbocompresor conduce a consumos específicos más reducidos y a valores de la pme más elevados. El número máximo de revoluciones de los MEC está siempre por debajo del que correspondería al máximo de la curva de potencia, por lo que el régimen máximo es el parámetro que limita la potencia del motor a plena inyección. Además de las curvas de pme, get y Ne I zAp se puede también representar la de índice de opacidad de los gases de escape o índice de humos.

2. Curvas características a cargas parciales

Para conocer el comportamiento del motor en los diferentes estados de funciona-

529

Curvas caracteñsticas. Ensayos de motores

miento, se representan los parámetros más significativos del motor, para cada número de revoluciones, en función de la carga. Como parámetro de carga podemos tomar la presión media efectiva o la relación entre ésta y la máxima al número de revoluciones prefijado, que se define como grado de carga. En la figura 19.5.a se han representado las variaciones de la presión media efectiva, temperatura de gases de escape y dosado relativo, en función del consumo de combustible por litro y ciclo de un MEP con un régimen constante. Como el consumo específico de combustible se puede poner de la forma:

gef

=

mt(por litro y ciclo) pme

las curvas de consumo específico constante son rectas que pasan por el origen. La intersección de la curva mg / litro ciclo con dicho haz nos define el consumo específico en los diferentes puntos de dicha curva. La figura 19.5.b se refiere a curvas similares para un MEC, en la que el dosado relativo ha sido sustituido por el índice de humos. En este tipo de motores el consumo de combustible por litro y ciclo corresponde al combustible suministrado por la bomba del equipo de inyección. La información obtenida en los ensayos a cargas parciales se puede representar como curvas de nivel a lo largo de las cuales es constante un parámetro determinado. En las figuras 19.6 se representan curvas de isoconsumo y de carga térmica constante para un MEP (a) y para un MEC (b). La zona de mínimo consumo, denominada polo económico se encuentra en general situada en la zona de bajos valores de Cm y elevados valores de la pme. Al desplazarnos desde la zona de consumo específico mínimo a lo largo de una línea de velocidad lineal media del pistón constante (vertical), el rendimiento mecánico disminuye al disminuir la presión media efectiva, ya que la presión media de pérdidas mecánicas disminuirá poco frente a la disminución de la presión media efectiva. Al aumentar la presión media efectiva el dosado aumentará, de tal forma que el rendimiento indicado disminuirá más rápidamente de lo que aumenta el rendimiento mecánico. Este razonamiento será válido tanto para MEC como para MEP, aunque en los segundos el polo económico está más próximo a la pmemax debido a que la disminución del rendimiento interno, al aumentar la carga en su fase final, viene de que el dispositivo de formación de mezcla trabaja con un dosado de máxima potencia en lugar de hacerlo con el de máximo rendimiento. Al movernos desde el polo económico a lo largo de una línea de presión media efec-

530


mg/1.titl o

temp. g. ucapt (ºC)

dosado relativo FR

0,8 0,9 1,0 1,1 1,2 1.3 1,4

500 600 700 800 900 1000 80 70 60

:: 1 30

{a)

20 10

o -1

3 o 2 4 MEP aspiración natural

mg/l.c l clo

8

7

6

5

9

10

pme bar

cm=8 m/s

temp g. escapa (ºC)

humos Bosch

o

200 300 400 500 600 700 800

2

3

4

80+----<~-+-~-t----t~-+-_.,t---+-r-r->.-i:.---+--r-+-~+--.,¡~

70

so

T

40 30

( b)

20 10

-1

o

2

3

4

MEC sobrealimtn!ado

5

6

7

crrr=7 m/ s

8

9

10

11

12 pm1 bar

Fig. 19.5. Curvas características a régimen constante y carga variable para MEP(a) y MEC(b)


9,8

pme bar

. 8,4

531

587,5 1007,5 1427.5 181.7,5 \ 797.S \1217.~ 1637,5 \ \ \ \ \

lk\J/mlJ

""

\

\

7,0

5,6 4,2

(.a) 2.8

MEP

1,4

13,4

pme bar

15 . Cm m/s

10

5 215

213

1926 kW/m2

12 ', 10,8

1444 9,4 245

6,1

250 2 60 270

963 6,7 5,4

___--_>_~-

4,

2,7

290

642

321

---

320 360 450

_-:..:-:::...=...::~---=-:~:-:=-::::-:::

1.3 6

7

8

9

10 Cm

m/s Fig. 19.6. Curvas de isoconsumo para MEP(a) y MEC{b)

(b} MEC


532

t iva constante (horizontal), la presión media de pérdidas mecánicas crece al crecer la velocidad lineal media del pistón, permaneciendo relativamente constante el rendimiento indicado, Si nos desplazamos hacia velocidades lineales medias de pistón menores, hay que distinguir entre MEP Y, MEC. · En los MEP aumentará el rendimiento mecánico al disminuir la velocidad lineal media del pistón, pero el rendimiento indicado disminuye de forma importante debido al aumento relativo de las pérdidas de calor y a la falta de homogeneización de la mezcla , por lo que el consumo específico aumenta. En los MEC al disminuir la velocidad lineal media del pistón, el aumento del rendimiento mecánico se compensa con una leve disminución del rendimiento indicado debido al aumento relativo de las pérdidas de calor y a una peor pulverización del chorro. 3. Influencia de las prestaciones del motor en el tipo de servicio A nalicemos los condicionantes de un motor según el tipo de servicio, así como las cualidades que habrá de tener según la aplicación específica a la que se le destine: a) Motores de régimen esencialmente variable Los motores de automoción están sometidos a una gama de velocidades c;le giro muy amplia. Las cualidades más apreciadas para esta aplicación son: -

Curva de par favorable para la tracción. Es decir, decreciente con el régimen. Amplio campo de funcionamiento. Consumo reducido. Elevada potencia específica.

En general los motores térmicos alternativos no satisfacen plenamente la primera condición, como ya se pudo ver al analizar la curva die presión media efectiva. Este es uno de los problemas graves que el motor térmico alternativo presenta al ser utilizado en automoción. Para paliarlo se hace necesario el empleo de una caja de cambios. Los proyectistas del motor se esfuerzan en conseguir curvas de par favorables para la tracción, aún a costa de penalizar la potencia máxima. Dentro de este servicio, y refieriéndonos a distintos t ipos de motores, podremos decir: - En los MEP, dado que el margen de utilización es elevado, el par, que está afectado por el rendimiento volumétrico, es creciente a velocidades de giro bajas, presentando un máximo al aumentar el régimen y pasando finalmente a ser

Curvas caracterfsticas. Ensayos de motores

533

decreciente. - En los MEC el margen de utilización es menor y por lo tanto su curva de par más plana, ya que está poco afectada por la zona decreciente de 1/v· Se deberá procurar, jugando con leyes de inyección y de distribución, que el máximo se presente a bajo régimen. - En los motores de dos tiempos, el par presenta un máximo acusado en la zona de diseño (barrido, tubo de escape, etc.), lo cual hace que este motor no se comporte muy favorablemente en regímenes variables. Por tanto, y en general, el campo de utilización es pequeño. - En los motores sobrealimentados, como ya se vió al estudiarlos, la energía disponible en el escape crece con el régimen de giro, aumentando de esta forma la energía cedida por el compresor y por tanto el caudal y densidad del aire en la admisión, aumentando por esta causa el par. Esto conduce a que la curva de par de un motor sobrealimentado sea desfavorable para automoción, agravándose esta situación cuando se emplea corrector de inyección (boost control). Para corregir esta tendencia se acude, por ejemplo, al empleo de grupos de sobrealimentación con válvul.a de derivación (by-pass) en el conducto de escape. En cuanto al consumo del motor, si dibujásemos sobre el mapa de curvas características una línea representativa del funcionamiento de un motor instalado en un vehículo, curva de utilización para pendiente cero por ciento, veríamos que en muchos casos esta curva está lejos del polo económico cuando se trata de conseguir altas potencias a plena carga. Actualmente, con el aumento del precio del combustible, se están buscando funcionamientos más próximos al polo económico a base de relaciones de cambio más largas, reducción del margen de utilización del motor, y correcta adecuación del turbocompresor en los motores sobrealimentados. Refiriéndonos a la máxima potencia conviene hacer las siguientes observaciones: - En los MEC la potencia máxima y el régimen máximo coinciden, ya que en estos motores el régime11 máximo está limitado por el regulador de la bomba de inyección, que corta el suministro de combustible a un determinado régimen, controlando así los problemas de inercia de las masas alternativas, sin embargo la actuación progresiva del regulador en la zona de máxima conduce, frecuentemente, a la no coincidencia entre la máxima potencia y el máximo régimen. - En los MEP el problema es totalmente diferente. Vimos que la curva de par presentaba una ampliq zona de pendiente negativa, ya que el margen de utilización de estos motores es grande. Dado que la potencia es proporcional al producto de Cm por pme, la potencia será creciente a bajo régimen de giro, pa-

534

pme


sobrealimentado

,.-------MEC (4Tl

sando a tener pendiente negativa para regímenes de giro elevados, en los que la disminución de la pme pesa más que el aumento de Cm· En la figura 19.7 se ha representado la tendencia de las curvas de presión media efectiva en función de la velocidad lineal media del pistón para diferentes motores. Es importante tener en cuenta que es una representación cualitativa y en ningún caso puede tomarse para comparar valores que dependen de otros muchos factores.

b) Motores de régimen esencialmente constante (industria/es) Fig . 19.7. Variación de la pme en diversos motores

En esta aplicación el parámetro fundamental es el consumo específico. Debido a ello el punto de funcionamiento de estos motores estará, en general, próximo al polo económico, aún a costa de la potencia. El tipo de motor es función del servicio y tamaño, así por ejemplo los grandes motores suelen ser MEC de dos tiempos sobrealimentados.

En general el MEP es muy poco empleado en aplicaciones industriales debido a su alto consumo específico, a no ser en casos muy concretos, por ejemplo donde existe abundancia de gas natural. e) Motores marinos Cuando el motor alternativo acciona una hélice de paso fijo, la curva de número de revoluciones (curva de la hélice) representada sobre las curvas características de consumo específico constante, por ejemplo, nos define la linea de actuación del motor y su mayor o menor alejamiento de la zona económica. Cuando la hélice es de paso variable, la situación sería similar a la del apartado b).

19.3. ENSAYO DE MOTORES Las secciones posteriores pretenden ofrecer una visión general de los temas concernientes a la tarea experimental asociada a los motores térmicos.


535

Antes de abordar cuestiones relativas a los ensayos mismos, es conveniente efectuar una clasificación de los distintos tipos de ensayo, puesto que tienen peculiaridades que los diferencian sustancialmente en algunos casos. Desde el punto de vista del objetivo perseguido los ensayos pueden clasificarse en los cuatro tipos siguientes: 1 . Ensayos de control de calidad Este tipo de ensayos tiene como objetivo comprobar el nivel de acabado y las prestaciones del motor una vez fabricado y antes de llegar al usuario. Se pueden subclasificar én dos tipos en función del número de unidades iguales ensayadas. En general, los que se realizan sobre todas las unidades producidas son ensayos breves, en los que se analiza un número reducido de variables, cuyo único requisito es superar unos mínimos. Este tipo de ensayo se utiliza en ocasiones en las grandes cadenas de fabricación, siendo habitual cuando las series son reducidas. Por otra parte los ensayos de control de calidad pueden realizarse sobre una muestra reducida de las unidades producidas, con lo que el ensayo puede ser mucho más exhaustivo, analizándose la duración y el desgaste de distintos elementos tras largos periodos de funcionamiento, y controlándose la evolución de ciertos parámetros con el tiempo. 2. Ensayos de homologación Este tipo de ensayos se realiza para comprobar las prestaciones de un motor frente a organismos oficiales o bien futuros usuarios. En general suele realizarse de acuerdo a alguna norma internacional (DIN, ISO, SAE, UNE, etc.) que prescribe la metodología del ensayo así como los parámetros a medir, que suelen ser los más característicos del motor (curvas de par, consumo específico y potencia). 3. Ensayos de recepción Son similares a los anteriores y normalmente se realizan a petición del futuro usuario. Pueden realizarse de acuerdo con alguna norma internacional o bien de acuerdo a cláusulas particulares del contrato. En ocasiones sustituyen en parte a los ensayos de control de calidad, por ejemplo en el caso de los grandes motores estacionarios o marinos. 4. Ensayos de investigación Estos ensayos están encaminados a la obtención experimental de parámetros en las distintas facetas o líneas de investigación. Son ensayos extraordinariamente diversos y resulta difícil establecer generalizaciones, dependiendo la metodología y las medidas a efectuar del fenómeno a estudiar, de los recursos y del propio investigador.

536


Puede establecerse otra clasificación paralela a la anterior, atendiendo a la forma de ejecución del ensayo, pudiendo clasificarse en tres grandes grupos.

1. Ensayos con combustión Este tipo de ensayo se realiza con el motor funcionando normalmente, bien estabilizado en unas condiciones {obtención de las curvas características por ejemplo), bien durante un transitorio (medida de pérdidas mecánicas por la deceleración del motor al cortar el encendido o la inyección). En este tipo de ensayos es evidente que se reflejan fielmente las condiciones de funcionamiento reales y su influencia sobre los diversos parámetros a medir. Sin embargo,a veces presentan serias dificultades las medidas de algunos parámetros en estas condiciones de funcionamiento, por lo que en algunos ensayos de inve'stigación se recurre a los dos tipos siguientes.

2. Ensayos sin combustión En general se realizan arrastrando el motor mediante una dinamo, o motor eléctrico. Aunque se alejan de alguna forma de las condiciones de funcionamiento reales, en cuanto al diagrama de presiones dentro del cilindro y al campo de temperaturas del motor, se utilizan en muchas ocasiones por su relativa sencillez para estudios de pérdidas mecánicas, movimientos de la carga en el interior del cilindro, etc.

3. Ensayos sobre modelos En este tipo de ensayos se pretende simular algunos procesos del motor real en algún banco de ensayo especial, que permita simplificar la toma de medidas. Normal-

molinete contador .Qp,tico 1 cárn ara de remanso

elemento de aspiración

cilindro transP.arente

Fig. 19.8. Esquema de banco para la medida de coefieientes de descarga en culatas

Curvas características. Ensayo de motores

537

mente las condiciones operativas del motor se alejan en gran med ida de las reflejadas en el modelo, por lo que para validar el ensayo hay que encontrar relaciones en tre los parámetros obtenidos del modelo y los parámetros a optimizar o simplemente estudiar del motor real, que no sean dispersas o aleatorias. Este tipo de ensayo , suele ser muy sencillo en cuanto a instrumentación y ejecución comparado con los ensayos sobre motor en combustión. Como ejemplos pueden citarse los bancos de ensayos estacionarios para medida de coeficiente de descarga y verticidad de la carga en culatas (f igura 19.8),los ensayos de flujo en lumbreras, estudio del barrido en cilindros transparentes,etc. De las clasificaciones anteriores puede concluirse la cantidad y heterogeneidad de las magnitudes a medir en un ensayo sobre un motor. En la sección siguiente se de tallan las magnitudes más características, así como la instrumentación general necesaria para su obtención.

19.4. PARAMETROS A MEDIR E INSTRUMENTACION NECESARIA En la tabla de la página siguiente se recogen los parámetros más generales que pueden ser objeto de medic:fa en un ensayo sobre un motor, así como los parámetros derivados y la instrumentación necesaria.

1 . Medida del par efectivo El par efectivo es una de las magnitudes fundamentales, puesto que de ella se derivan las curvas características del motor ensayado. Existen dos formas generales de medir el par efectivo:

a) Métodos indirectos En este sistema la unidad de medida no absorbe ni disipa la potencia generada .por el motor. Presentan la ventaja de no necesitar instalaciones complejas para efe~tua r la medida, pudiendo hacerse ésta sobre el motor en funcionamiento habitual. La medida suele hacerse instrumentando el eje de transmisión entre motor y elemento resistente (alternador eléctrico, ruedas etc.) bien con métodos extensométricos, bien torsimétricos. Dentro de este grupo pueden considerarse tambien los métodos basados en la aceleración libre del motor. Salvo casos excepcionales de ensayos in situ, los métodos indirectos no suelen utilizarse.

b ) Métodos directos En este sistema el motor se conecta a un elemento capaz de absorber y disipar la potencia generada por el motor, pudiendo medir además el par de frenado, igual al par efectivo del motor una vez estabilizado el conjunto. El elemento frenante (nor-

538


PARAMETRO A MEDIR

PARAMETROS DERIVADOS

INSTRUMENTACION

Par efectivo (Mel

Presión media efectiva (pme) pme = 47r M 0 /Vr

Banco dinamométrico - hidráulico - electromagnético - dinamo-freno

Régimen de giro (ni

Velocidad lineal media del pistón (cm) cm = 2 S n Potencia efectiva (N 0 l N. = 27r n M 0

Tacómetro - óptico - magnético - mecánico

Gasto horario de. combustible (ni1l

Consumo específico de combustible (g.,l g01 = 1/N 0 Rendimiento efectivo h7 0 l 11. N 0 / m1 He

Medidor - volumétrico - gravimétrico

Rendimiento volumétrico 111) 11v = m3 / Vr Qa n/ 2 Dosado (Fl F = rñ 1

Tobera calibrada Diafragma Flujo laminar Embolas rotativos

Angulo de giro del cigüeñal (al

Variación de volumen (V al

Transductor - óptico - magnético

Presiones instantáneas en cilindro (pi

Presión media indicada (pmi) pmi = fpdv/V 0 Potencia indicada (N;) N, = pmi Vr n/ 2

Transductor - piezoeléctrico - muelle débil

m

=

Gasto horario de aire (m.l

1m.

Rendimiento indicado <11;l

11 ; = N;lm1 He Rendimiento mecánico 71m 11m = 71, /71¡ · Manómetros Columnas - mercurio - agua

Presiones medias (p)

Presión de aceite (p 3 ) Etc.

Temperaturas medias (TI

Temperatura de agua (T.l Etc.

Termopares Semiconductores

Monóxido de carbono Hidrocarburos Oxidos de nitrógeno

Porcentaje (%) Partes por millón (ppm)

Analizadores - infrarrojos - quimioluminiscencia

Humos de escape

Escala Bosch Escala Hartridge

Sistemas - Bosch - Hartridge

-


539

malmente recibe el nombre de freno dinamométrico, o banco de ensayos) consta esencialmente de un rotor conectado al cigüeñal del motor, sin ninguna reducción en general, y un estátor balanceado respecto al rotor, que por medio de una barra está conectado a una balanza o a una célula de carga (método extensométrico) (figura 19.9)~

L

L

(a}

( b)

Fig. 19.9. a) Esquema de un freno Prony, b) Esquema equivalente sobre motor

Desaparecidos los antiguos frenos de fricción (Prony) y aerodinámicos, en la actualidad existen tres tipos diferentes:

- Freno hidráulico Formado esencialmente por un rótor con palas. que bate agua dentro de un estátor. La potencia se disipa por fricción y calentamiento del agua, por lo que es necesario el aporte de un caudal continuo . La ley que sigue la potencia absorbida por este tipo de freno es proporcional al producto del cubo de la velocidad de rotación y la quinta potencia del diámetro del rótor. Existen dos formas generales de regulación para los frenos hidráulicos. La primera consiste en variar el nivel de agua en el interior de la carcasa. en consecuencia la cantidad de agua batida por el rótor. El segundo sistema mantiene el nivel de agua y lo que se modifica es la separación entre la carcasa, que en este caso va partida, y el rótor. Entre las características más importantes de este tipo de frenos pueden destacarse: construcción sencilla y fácil mantenimiento, precio reducido comparado con los otros tipos y dificultades de automatización.

- Dinamofreno Están constituidos por una dinamo que absorbe la potencia del cigüeñal, generando corriente eléctrica y provocando un par de vuelco sobre la carcasa que, como en los demás casos, está balanceada .

540


La potencia se puede medir con una balanza o célula de carga como en casos anteriores, o bien midiendo la energía eléctrica generada. En el segundo caso, tratándose de un generador de corriente contínua, la potencia vendrá dada por: VI

1000 T/g siendo:

Ne - potencia en kW. V 1 r¡ 9

- tensión en V. - intensidad en A. - rendimiento del gen.~rador eléctrico.

La regulación de la carga se consigue variando la tensión en el inducido y la excitación de la dinamofreno. Como inconvenientes de este freno pueden citarse alto precio, pequeña gama de utilización, régimen máximo reducido y gran volumen para la potencia absorbida. Sin embargo presentan la ventaja de que se puede aprovechar la energía eléctrica generada para, convenientemente transformada, aportarla a la red de distribución; en caso contrario se hace necesario disponer de un sistema de disipación regulable de energía (resistencias, etc.) Como ventaja fundamental está la posibilidad de utilizar la dinamofreno como motor eléctrico para realizar pruebas de arrastre del motor térmico con el mismo equipo empleado para su frenado. Así pues este tipo de freno es muy versátil por su capacidad para frenar y arrastrar el motor, pudiendo en ambos casos medir el par efectivo.

- Freno electromagnético Consta de un rótor con aspecto de engranaje de dientes anchos con un elevado paso. En el estátor (carcasa del freno) existen una o varias bobinas de campo que son excitadas mediante una pequeña corriente continua. La aplicación de la corriente produce un flujo magnético que une el rótor con el estátor. En las cabezas de los dientes se producen fuertes concentraciones de flujo , las cuales al girar el rótor en cualquier sentido, dan lugar a corrientes de Foucault cerca de la periferia interna del estator. Los campos magnéticos así creados por las corrientes de Foucault obran recíprocamente a las concentraciones del campo prindpal de tal forma que tienden a impedir el giro del rótor. Esta acción es la que confiere al freno su capacidad de absorción de potencia que puede modificarse mediante la variación de la corriente de excitación. La potencia del motor se convierte en calor, evacuado por una corriente de agua que circula por el estátor, lugar en donde, debido al de~tado del rótor, se generan las corrientes de Foucault. Las características más sobresalier:'tes de este tipo de fre-


541

nos son las siguientes: Por su principio de funcionamiento son susceptibles de ser automatizados con gran variedad de leyes de control, no contienen elementos mecánicos importantes sujetos a desgaste y, finalmente, su precio es elevado comparado con los frenos hidráulicos. A la hora de elegir un tipo de freno, o al plantearse el acoplamiento de un motor determinado a un freno, es necesario conocer por una parte la constante del freno, , y por otra las curvas características del mismo, con el fin de abarcar todos los posibles puntos de funcionamiento del motor. Para introducir el concepto de constante del freno nos apoyaremos en la figura 19.9. El par efectivo medido por la balanza tendrá por expresión:

Me = F L siendo:

Me - par efectivo (N m). F L

- fuerza ejercida .sobre la bal.anza (N). - longitud del brazo (m).

Por otra parte la potencia efectiva se obtendrá a partir de la ecuación:

Me w

1000

=

F L 2

1000

7r

n

60

siendo:

Ne - potencia efectiva (kW). w - velocidad angular (rad/s). n - velocidad de giro (rpm). La expresión anterior puede escribirse como: N

e

= ~ K

recibiendo la constante K el nombre de constante del freno, y cuyo valor es:

K

60000 2

7r

L

(19.1 J

542


Así pues la constante de un freno depende del brazo de palanca (L) y del sistema de unidades eleg ido, habiéndose particularizado el desarrollo para el sistema internacional. Las constantes más empleadas son. o bien las que resultan sencillas de operar, o bien puede elegirse una constante de tal forma que la longitud de la palanca sea de un metro y en consecuencia la indicación de la balanza sea directamente el par en Nm.En el primer caso se adopta una constante de K = 10.000, con lo que el brazo de palanca, a partir de la ecuación (19.11, resulta L = 0,955 m y en el segundo caso sustituyendo en la misma ecuación puede obtenerse un valor de K :=,; 9550. Además de la constante de ún freno, es importante conocer sus curvas características. Los mapas de curvas características vienen representados en un diagrama linea l o logarítmico par-velocidad o potencia-velocidad con una serie de líneas que limitan el canipo de actuación del freno. Estas líneas, representadas en la figura 19.10, son las siguientes: - línea de máximo régimen: es una línea vertical que corresponde a la máxima velocidad admisible en el freno como consecuencia de los esfuerzos centrífugos que se originan. - línea de potencia máxima: es la máxima potencia que puede absorber el fre-

potencia máxima

o E

><

•tj

E

e

QI

E 'QI L..

min . par n Fig. 19.10. Curvas caracterist1cas de un freno


543

no. Normalmente la limitación viene dada por la capacidad de éste para evacuar el calor generado, a través del agua de refrigeración. - línea de par mínimo: el empleo del freno por debajo de esta línea puede dar lugar a errores como consecuencia de la falta de precisión originada por la friéción de los órganos del mismo freno (cojinetes, etc.). puesto que éstas tienen el mismo orden de magnitud que la potencia a medir. - línea de par máximo en la balanza o célula de carga: la limitación está originada por la máxima lectura de que es capaz el elemento de medida. En un diagrama Ne-velocidad se trata de una recta que pasa por el origen. Se puede modificar fácilmente cambiando el brazo de palanca, lo que a su vez modifica la constante del freno, o bien colocando indicadores con doble escala, una para baja carga y otra parn cargas elevadas. · - línea de par máximo de frenado: es la curva límite que da el máximo par resistente que puede oponer el freno para distintos regímenes de giro. Tratándose de un mapa par-velocidad y un freno hidráulico sería una parábola que pasa por el origen, y para un diagrama potencia-velocidad una cúbica.

2 . Medida del régimen de giro Normalmente los frenos o bancos de ensayos suelen llevar incorporado un tacómetro de tipo magnético que cuenta los impulsos de una rueda fónica. De esta forma a partir d~I par y el régimen puede determinarse la potencia. Existen otros tipos de tacómetros, como los que utilizan señales ópticas. señales procedentes del sistema de encendido o del sistema de inyección , de contacto, etc., que son independientes del freno y por ser más fácilmente contrastables para su tarado, pueden servir para tomar lecturas más exactas. Finalmente conviene referirse en este apartado a los tota lizadores, que miden las vueltas que gira el motor durante un tiempo determinado, lo cual tiene interés. por ejemplo para determinar el combustible inyectado por cilindro y ciclo, o el consumo específico de combustible. 3. Medida del gasto horario de combustible Para la medida de este parámetro existen dos soluciones: - Método volumétrico. Se determina el tiempo empleado por el motor en consumir un volumen conocido de combustible existente en una probeta aforada, situada en paralelo con el depósito de combustible, y conectada con éste por medio de una válvula de tres vías . - Método gravimétrico. Se determina el tiempo empleado por el motor en con-

544


sumir una masa conocida de combustible existente en una balanza de precisión. Presenta la ventaja respecto del anterior, de ser insensible a las variaciones de temperatura del combustible, que influye sobre la densidad del mismo. Para que las medidas en ambos casos sean fiables, el motor debe estabilizarse convenientemente y el volumen o masa correspondiente a cada medida debe ser tal que el tiempo invertido sea superior al minuto en cronometraje manual y superior a los 30 segundos en automático (sistema fotoeléctrico , etc. l. A pesar de su aparente sencillez es una medida muy delicada que requiere una calibración perfecta de las probetas o balanza, ausencia de fugas o burbujas en la instalación, etc.

4. Medida del gasto horario del aire Como en el caso de la medida del gasto horario de combustible, es necesario que la lectura se realice en unas condiciones de funcionamiento mantenidas; por otra parte es fundamental disponer de un depósito de remanso entre el motor y el elemento de medida para que la lectura no esté afectada por el rég imen pulsante característico de los MCIA. Finalmente es importante que la pérdida de carga asociada al elemento de medida no sea elevada, para no desvirtuar de forma apreciable las características de funcionamiento del motor. Existen una gran cantidad de métodos, de los que recogemos algunos de los más habituales. - Tobera calibrada. Se trata de medir la diferencia de presión entre el cuerpo de la tobera por el que circula el fluido con una cierta velocidad y el ambiente, que correspondería a las condiciones de remanso. La respuesta de una tobera sigue una ecuación de la forma:

rila

= K' ,fo.p Qm

siendo K' la constante de la tobera, función de la sección, la geometría de la tobera y el salto de presiones. Este sistema de medida está muy extendido puesto que los rangos de medida de una tobera determinada son elevados, la instalación es sencilla y no resultan muy caras. Plantea el inconveniente de no ser lineal la relación entre la presión y el gasto, y que la calibración para obtener la constante K' depende del salto de presiones. - Orificio calibrado (diafragma). Consiste en un orificio circular concéntrico con el tubo de corriente, midiéndose el salto de presiones aguas arriba y aguas abajo del diafragma. Presenta la ventaja de ser muy estrecho en sentido axial


545

y en consecuencia fácilmente intercambiable sin modificar la instalación de pruebas. Los inconvenientes son en cuanto a la curva de calibración por el fenómeno de estrechamiento de vena posterior al diafragma. • Caudalímetro de flujo laminar. Cuando un fluido circula en régimen laminar por un conducto, la pérdida de presión sigue la ecuación:

Llp

=

128 µ LO 1T

04

de tal forma que existe una relación lineal entre caudal y pérdida de presión en un tramo de longitud determinada. Para obtener regímenes lam inares del f luido, el número de Reynolds debe ser menor de 2.000. Los caudalímetros de flujo laminar se basan en este principio, manteniendo reducido el número de Reynolds a base de disminuir el diámetro del tubo. Físicamente este tipo de transductores aparece como un tubo metálico que contiene en su interior un elevado número de tubos separados por paredes delgadas. La ventaja del sistema es su linealidad, mientras que el principal inconveniente es tener rangos de medida no muy elevados y necesitar de una exquisita limpieza para la fiabilidad de las medidas. En este caso como en los anteriores el parámetro a medir es la presión, que se realiza en general por medio de una columna inclinada para incrementar la resolución . · Embolas rotativos. Consisten generalmente en dos lóbulos giratorios cuya velocidad de rotación varía de acuerdo con el caudal que circula. Aunque la respuesta es prácticamente lineal, su precio es alto, por lo que no son muy empleados.

5. ~edida de presiones dinámicas La medida de presiones dinámicas referenciadas al ángulo de giro del cigüeñal es muy interesante tanto en el interior del cilindro, para determinar el diagrama de indicador, como en los colectores de admisión y escape para el estudio de los fenómenos no estacionarios asociados. En cualquiera de los dos casos, lo que se pretende es determinar la presión instantánea para intervalos angulares conocidos, o bien para intervalos de volumen conocidos. En el primer caso obtenemos un diagrama p-a, mientras en el segundo se obtiene directamente el diagrama P:V. De los muchos transductores de presión susceptibles de ser empleados, actualmente en esta aplicación se puede hablar de un monopolio prácticamente total de los transductores piezoeléctricos. Su principio de funcionamiento se basa en la propiedad de algunos materia les de generar una carga eléctrica cuando son sometidos a presión. Entre sus ventajas se pueden enumerar:

546


-

Altas frecuencias naturales. Elevada resistencia térmica y mecánica. Pequeño tamaño. Alto rango dinámico. Alta linealidad.

Los inconvenientes principales se resumen en su alta sensibilidad a la temperatura y al choque térmico. Para referenciar los diagramas al ángulo de giro de cigüeñal pueden utilizarse captadores magnéticos enfrentados a ruedas dentadas o bien transductores ópticos que detectan marcas opacas en un disco solidario al cigüeñal del motor. El esquema de una instalación de este tipo para visualizar diagramas de indicador aparece en la figura 19 .11. Respecto a las presiones medias, el sistema más comúnmente empleado por su exactitud, sencillez y economía, sigue siendo la columna, bien de agua, bien de mercurio, en función de la magnitud de la presión a medir.

transductor presión

marcador

refencia

acondicionador transductor pres ión

2

~

triggerosciloscopio

acondicionador captadores maqnéti cos Fig. 19.11. Instrumentación para obtener diagramas p-a

6. Medida de temperaturas Con instrumentación relativamente sencilla sólo es posible la medida de temperaturas medias, ya sea de algún elemento del motor, ya sea del fluido en colectores de admisión o escape. Existen diversas posibilidades en cuanto a elementos a utilizar como transductor.


547

- Termistores . Son elementos semiconductores con una elevada sensibilidad, aunque su falta de linealidad es acusada. Su principal ventaja es la velocidad de respuesta alta, especialmente con configuraciones geométricas de tamaño reducido. Una innovación reciente en termometría son los transductores de temperatura de circuito integrado, tanto como generadores de intensidad como de tensión. Ambos sistemas presentan la ventaja de tener salida lineal. - Termopares. Los termopares se basan en la propiedad que tienen los metales por la cual, acoplados mediante dos uniones a distinta temperatura son capaces de generar una diferencia de tensión. Comercialmente existen diversos tipos de los que el más utilizado es el tipo K (Cromel-Alumel) con un rango de medida muy amplio (0 - 1.300º C) y precios relativamene bajos. Los termopares son los transductores má's utilizados por su funcionamiento simple, no necesitar fuente de alimentación y tener costes reducidos.

7. Analizadores de escape Los parámetros a determinar en este caso son las concentraciones de monóxido de carbono, hidrocarburos y óxidos de nitrógeno en los gases de escape. Las medidas pueden hacerse o bien de forma continua, para obtener un parámetro más en el ensayo de un motor, o bien según una rutina preestablecida por las normas de emisión de contaminantes. El esquema de un analizador de escape aparece en la figura 19.12. Para la determinación del CO y el HC se emplean analizadores no dispersivos de absorción en el infrarrojo, sensibilizándose el analizador de HC al n-hexano. Los analizadores de NOx funcionan por el procedimiento de quimioluminiscencia.

unidad de med ída sonda

filtro grueso

filtro

fino

bombo

cou do l ímetro salida condensado Fig. 19.1 2. Analizador de ·gases de escape

salida

548


8. Analizadores de opacidad de humos Existen básicamente dos sistemas, el Bosch de medida discontinua y el Hartridge de medida continua. Esencialmente, el analizador consiste en un emisor de luz y un receptor en forma de célula fotoeléctrica, que detecta directamente la opacidad áel humo, (sistema Hartridge) o la de un papel de filtro que ha estado en contacto con una muestra de un volumen determinado de gases de escape (sistema Bosch).

BIBLIOGRAFIA DANTE, G.: Motores endotérmicos. Editorial Dossat. 1979. JOVAJ , M.S.; MASLOV, G.S .: Motores de automóvil. Ediciones MIR. 1978. LICHTY, L.C.: Procesos de los motores de combustión. Ediciones del Castillo. 1970. MAASS , H.: Gestaltung und Hauptabmessungen der Verbrennungskraftmaschine. SpringerVerlag. 1979. OBERT, E.F.: Motores de combustión interna. CECSA . 1971 . TAYLOR , CH. F.: The Interna! Combustion Engine in Theory and Practice. MIT Press. 1982.

CAPITULO 20

CINEMATICA Y DINAMICA DE LOS MOTORES AlTERNATIVOS

20.1. Cinemática del mecanismo biela-manivela 20.2. Reducción de las masas del mecanismo biela-manivela 20.3. Fuerzas generadas por el movimiento de un motor 20.4. Par motor 20.5. Momentos resultantes 20.6. Consideraciones finales. Diagramas polares

T. SANCHEZ Dr. lng. Industrial


A. MUÑOZ lng. Industrial

20.1. CINEMATICA DEL MECANISMO BIELA-MANIVELA 1 . Introducción

El movimiento alternativo del pistón se transforma en movimiento de rotación del eje, cigüeñal, mediante el me~anismo biela-manivela. Este mecanismo, que se encuentra representado en la figüra 20.1, está constituido esencialmente por la manivela OA, la biela AB y el pistón . El punto O representa el punto de corte del eje de giro del cigüeñal con el plano formado por la biela y la manivela. La biela va articulada por su pie con el bulón del pistón (punto Bl y por su cabeza con la muñequilla del cigüeñal (punto Al. La manivela es uno de los brazos del cigüeñal que unen los muñones de apoyo del mismo a las muñequillas. Podemos clasificar los mecanismos bielamanivela en dos tipos: a) Centrado En este caso la prolongación de la trayectoria del punto B pasa por el punto O. Dicho de otra manera, cuando el eje del pistón corta al cigüeñal. b) Descentrado

Fig. 20.1. Esquema del mecanismo bielamanivela de un motor alternativo

Sería el caso contrario al anterior, es decir, el eje del pistón no corta al cigüeñal. En la figura 20.2 se representa un mecanismo biela-manivela descentrado en sus


552

- -- eje del cilindro

(a)

Fig. 20.2. Mecanismo biela-manivela descentrado

dos versiones: descentramiento del eje del pistón respecto del cigüeñal y descentramiento del bulón respecto del eje del pistón. La idea del mecanismo biela-manivela descentrado es muy antigua y gran parte de los primitivos motores lentos tenían el eje del cigüeña l descentrado respecto del plano formado por los ejes de los cilindros. La razón fundamental que condujo a esta disposición fué la de disminuir el esfuerzo que ejerce el pistón sobre las paredes del cilindro durante la carrera de trabajo y aumentarlo en la compresión, a fin de reducir la fricción y conseguir un desgaste más uniforme. Téngase en cuenta que, mediante el descentrado, disminuye la desviación angular de la biela durante la carrera descendente y aumenta en la ascendente. Por otra parte, el descentrado reduce la velocidad del pistón en las proximidades del PMS, lo que tiende a mejorar la combustión a volumen constante y desde el punto de vista constructivo resulta menos crítico el espacio necesario para el giro de la cabeza de biela. Si tenemos en cuenta que el esfuerzo lateral sobre la pared del cilindro es debido a la presión de los gases y a las fuerzas de inercia, y que el descentrado no afecta a estas últimas, se comprende que en motores rápidos esta disposición pierda interés. En la actualidad, en caso de existir descentramiento, es más frecuente el segundo

Cinemática y dinámica de los motores alternativos

553

tipo de los dos mencionados anteriormente. Como el valor del descentrado es relativamente pequeño, del orden de 0,02 R, en el estudio cinemático no se tiene en cuenta. El estudio cinemático de un mecanismo es el paso previo para el estudio dinámico y sólo se ocupa del movimiento en sí, sin atender a las causas que lo han originado. Comprende tres partes que serán tratadas a continuación: determinación de los desplazamientos, de las velocidades y de las aceleraciones. Conviene señalar, por último, que consideraremos la velocidad de giro del cigüeñal constante. Aunque esto no es del todo cierto, debido a las irregularidades del par motor, es suficientemente exacto para nuestro estudio. En el caso, por ejemplo, del estudio de vibraciones torsionales sería necesario tener en cuenta las variaciones de dicha velocidad.

2. Movimiento de la manivela La manivela está unida rígidamente al eje del cigüeñal formando parte de él, por lo que su movimiento será de giro con velocidad angular constante w. Los desplazamientos angulares respecto de su posición cuando el pistón se halla en el PMS, serán representados con el ángulo ex, figura 20.1.

3. Movimiento del pistón El pistón evoluciona en el interior del cilindro con un movimiento alternativo de trayectoria rectilínea y de velocidad y aceleración no constante. a) Desplazamiento

Nos vamos a referir a la figura 20.1, empleando la notación allí indicada. Por tanto, cuando la manivela haya girado un ángulo a, el pistón se habrá desplazado desde el PMS una distancia s. Vamos a expresar el desplazamiento s del pistón en función del desplazamiento angular a de la manivela:

=

R

s

=

+

L - (R cosa

Si hacemos >..

=

8 18

R L

=

08 1

+

-

08 1

OB

L cos/3)

=

R [1

-

(

OC

+ CB ) =

L L + - - (cosa + R R

, podemos expresar la· ecuacióñ de la fqrma:

cos,6)1

554


1

1

+ - - (cosa + >. >.

R (1

s

cos¡:3} ] [20.1. )

En el triángulo ACB se cumple: AC

=

L sen¡:3

AC

=

R sena

1Y en el ACO: de donde, igualando ambas expresiones, resulta: L sen¡:3

=

R sena

;

sen¡:3

= A. sena

cos¡:3 = ../1 - sen 2¡:3 = ../1 - ).2 sen2a Sustituyendo, finalmente, en la expresión de s, obtenemos: s

=

R [1

+ .2_ - (cosa + .2_ >. >.

../1 - >-2 sen 2a)] (20.2. ]

que es la expresión exacta del desplazamiento del pistón, en función del ángulo. Conviene, sin embargo, llegar a una expresión más sencilla de s, puesto que para calcular la aceleración habrá que derivarla dos veces respecto del tiempo, y ello conduce a una expresión demasiado compleja y de manejo poco cómodo. Recordemos previamente el desarrollo del binomio de Newton:

Si lo aplicamos a (1 -

>.2 ,,

(1 - ).2 sen 2a) n

sen 2a} Y2 :

= 1 - -1 >-2 sen2a - -1 }..4 sen4 a - -3 '\" 6 sen6a ... 2

8

48

Por otra parte, empleando sencillas relaciones trigonométricas se puede llegar a: sen 2a

1

1

2

2

= - --

cos2a


3

1

8

2

= - -= -5 -

6

sen a

15

555

1

cos2a + -

cos4a

8

3

+ - cos4a - -

1

cos6a 16 32 16 32 y expresar el desarrollo en serie de (1 - A.2 sen 2a ) i..s de la forma: ( 1 - A.2 sen 2a) %

= a~ +

cos2a

a; cos2a + a; cos4a

+ a~

cos6a + ... [20.3)

en donde: a6 a;

=

1 2 1 - (-A. + 4

= -1

),_2

64

1

+

4

16

a; = - (~ =

-

1

),_6

+ ...

)

256

),_4 + ~ ),_6 + ... 512

A.4 + ]_ >..6 + ...

64 a~

~A.4 + -5

256 6

A.+ ...

512

Sustituyendo el desarrollo en serie (20.3] en la expresión (20.2], resulta:

s

=

~

R (1 +

- cosa -

A.

~ (a~ A.

+ a; cos2a +

a~ cos4a

+

a~ cos6a

+ ... )]

que también puede ponerse de la forma: s

=

R [a 0

(cosa + a2 cos2a + a4 cos4a- + a6 cos6a + ... )]

-

[20.4] en donde:

1

1

A.

A.

a0 = 1 + - - 1

,

a0

,

ª2 = - ª2 >.

1

,

ª4 = - ª4 A.

·,

556


as = -1 as' >-.

Ahor¡:i bien, teniendo en cuenta que 1/ 2,5 > >-. > 1/ 5, no se comete un error sustancial si se desprecia a partir del tercer término de la serie, ya que ésta converge rápidamente. Así, es posible llegar a la siguiente expresión, suficientemente aproximada: s

=

R [a 0

-

+ a2 cos2a)]

(cosa

o bien, sustituyendo los coeficientes a0 y a2 por sus valores respectivos: s

=

R [1

>-.

+ -

>-.

- (cosa + -

4

cos2a)]

4 [20.5.]

Refiriéndonos a esta última expresión del desplazamiento del pistón, estudiaremos su valor para los valores de a más significativos: - Para a - Para a

Oº resulta s

= 90º

resultas

= O: =

el pistón está en el PMS.

R (1

>..

+ - )

> R.

2 - Para a

=

180° resulta s = · 2R: el pistón está en el PMI.

De las consideraciones anteriores se deduce que en los primeros 90º de desplazamiento angular de la manivela el pistón recorre más de la mitad de la carrera. Es evidente que a mayor longitud de la biela este efecto es menor y para una biela de longitud infinita el pistón habría recorrido la mitad de la carrera para a = 90º. Esto es debido a que, al crecer la longitud de la biela, la influencia del ángulo (3 sobre el desplazamiento del pistón, va siendo menor (}.. ... 0); ver la ecuación [20.2]. En la figura 20.3 se representa el desplazamiento del pistón en funciqn de a para distintos valores de>-.. Fig. 20.3. Desplazamiento del pistón

Cinemática y dinámica de los motores alternativo,;

557

b) Velocidad La velocidad del pistón, corno ya se indicó anteriormente, no es constante y se define una velocidad instantánea c como la derivada respecto del tiempo del desplaza miento s, es decir: ds

=

c

dt

- Expresión exacta de la velocidad instantánea Para calcu larla derivamos la expresión [20.2.J. y obtenemos:

c

=

d dt

c

=

1

1

>-

>-

{ R (1 + - - (cosa + R w (sena

v1 - >-2 sen 2a)] }

+ >- sena cosa - - - - --

donde se ha tenido en cuenta que

da

=

w

dt Esta ·expresión puede simplificarse si se tiene en cuenta que: sen(3 = >- sena

y

cos(3 =

V1 - >-2 sen2a

1

=

sena cos(3

quedando finalmente: c

=

R w (sena + sen(3 cosa - - l cos(3

c

=

R

Rw

+ sen(3 cosa

cos(3

sen (a + (3)

w-----cos(3

(20.6. ]

- Expresión aproximada Derivando la expresión 120.41 respecto del tiempo, se obtiene: c

=

R w (sena + 2a2 sen2a + 4a4 sen4a + 6 a6 sen6a + ... )

y si se toman sólo los dos primeros términos de la serie, resulta:

(20.7.]


558

e

R w (sena

"

+ -

sen2al

2

(20.8. l expresión que puede ser suficientemente aproximada. La velocidad se considerará positiva cuando su sentido es hacia el PMI y negativa en caso contrario. Como valores significativos de la velocidad podemos destacar los correspondientes . al PMS, PMI, a = 90° y su valor máximo: Oº : pistón en el PMS y e

- a

=

O.

90º: el pistón ha recorrido más de la mitad de la carrera (s = R (1 + = w R. Es decir. la velocidad del pistón en ese punto es igual a la velocidad tangencial del eje de la munequilla {velocidad del punto A de la figura 20.1 ).

-a

=

1'/2)) y e

-a

=

180°: pistón en el PMI y e

=

O.

- El ángulo a para el cual la velocidad es máxima se calcula haciendo de/ da = O. Este ángulo es menor de 90º y se pued_e comprobar que corresponde, aproximadamente, al momento en que la biela es perpendicular a la manivela. Su valor tiende a 90°, a medida que 1' tiende a cero. t/Rw

En la figura 20.4, se representa la variación de la velocidad instantánea e del pistón en función de a .

o.e

º· 6 O, 4

e) Aceleradón

O, 2

o_¡¿._---.:>!.~--~---""'i:,----""*"'" 60 o Al igual que en los apartados anteriores,

-o. 2 -o. 4

calcularemos dos expresiones para la aceleración del pistón, una exacta y otra simplificada más cómoda de utilizar.

-0, 6

valor

-o. 8

exacto

-1

..__---4----1---~1:-'-+---+

Fig. 20.4. Velocidad instantánea del pistón

Definimos la aceleración instantánea del pistón de la forma:

a

dc/dt


559

Expresión exacta. Derivando la expresión 120.61 respecto del tiempo y teniendo en cuenta que:

sen¡3

cosf3

d - sen¡3 dt

= }.. sena

d - cos¡3 dt

= ../1 - >-.2 sen2a

d

=-

../1 - >-.2 sen2a

= }.. w

= - >-.

2

cosa

w cosa sena/ cos¡3

dt

sen (a + ¡3) Rw-- - - cos¡3

c

d - (}..sena) dt

=

R w (sena + cosa

sen¡3 )

cosf3

resulta: de

a

= Rw

dt

=

d

(sena

sen¡3 l

+ cosa

=

cosf3

dt

2 1 R w2 [cosa - sena sen¡3 + }.. cps 2a ( - - + sen f3 cos{3 cos(3 cos3{3

)]

y simplificando:

a

= R w2 [

cos (a + {3)

- - -- -

cos(3

+ '\ cos2a ~

cos3(3

1 (20.9]

Expresión aproximada Si derivamos la expresión (20.7] respecto del tiempo, tenemos: a = R w2 (cosa

+ 4a2 cos2a + 16a4 cos4a + 36a6 cos6a + ... l (20.10)

y si se considera como una buena aproximación tomar los dos primeros términos de

a serie resulta: a

=

R w2 (cosa

+ }.. cos2al (20.111

Como convenio de signos utilizaremos el siguiente: la aceleración se considerará

560


positiva cuando su sentido es hacia el cigüeñal y negativa en caso contrario. Los valores máximos de la aceleración, positivo y negativo, se obtendrán igualando a cero la derivada de la expresión [20.11 l respecto del ángulo ex, ésto es:

d

-

[R w2

(cosex + >-. cos2ex)J

=O

dcx - senex - 2 >-. sen2ex senex (1 + 4 >-. cóscx)

=O =O

Esta ecuación tiene las soluciones siguientes: ex = Oº, ex = 180° y ex = are cos (1/ 4}..). Las dos primeras corresponden al PMS y al PMI respectivamente. Por tanto: - en el PMS, a - en el PMI, a

= =

R w2 (1

+ }..)

-R w2 (1 - }..)

- en ex = arcos (- 1/ 4>-.), a = R w2 {1 / 8}.. + }..). Nótese que éste mínimo solo existe si >-. > 1/ 4. Por otra parte téngase en cuenta que el valor de ex correspondiente a estos mínimos si hubieramos derivado la expresión exacta (20.91 no sería el indicado pero se acercaría mucho (p. ej. si>-. = 1/3 la diferencia es de 1º). De estos resultados se deduce que en el PMS la aceleración es siempre positiva y en el PMI negativa. Si se obtiene la segunda derivada se puede comprobar que en el PMS se da siempre la máxima acele)., • 113 ración, independientemente del valor de>-.. ¡.....,..->t--- + - --+----""----1e-,.-1--Sin embargo, en el PMI la aceleración lleo. s gará o no a su máximo valor negativo de6 o, pendiendo del valor de >-..

o.i. 0.2

º

-o 2 -o 1.

0t.º

+-----'...._-\--11---+--+---.----+-+--r--+ - 0

3 60

-

-0,6

-o 8

-. ~

Fig. 20.5. Aceleración instantánea del pistón

En la figura 20.5, se representa la variación de la aceleración en función del ángulo ex de giro de la manivela. Como se observa en dicha figura, la curva es muy plana en las proximidades del PMI. Finalmente, es evidente que la aceleración se anulará en el momento en que la velocidad alcanza su valor máximo y esto ocurre, como ya dijimos en el apartado anterior, aproximadamente cuando la biela y la


561

manivela están perpendiculares entre sí.

4. Movimiento de la biela El movimiento de la biela es un movimiento complejo que se compone de un movimiento de traslación y de otro de giro pendular alrededor del eje del bulón que la une al pistón. Nos vamos a limitar aquí al estudio de la aceleración angular de la biela producido por el giro de la biela alrededor de dicho eje, que es perpendicular al plano sobre el que se mueve y paralelo al cigüeñal. Esta aceleración, que denominaremos Eb, es la segunda derivada del ángulo {3 respecto del tiempo, es decir:

Teniendo en cuenta que, sen{3

= A. sena, el desplazamiento angular de la biela será:

{3

=

are sen (A. sena)

cuyo desarrollo en serie de potencias de senos es: {3

=

1

A. sena + -

3

A.3 sen3a + -

6

5

A.5 sen~ + -

40

A.7 sen7a + ...

112

Mediante transformaciones trigonométricas es posible desarrollar estas potencias de la forma: sen3a

= f(sena,

sen3a )

sen5a = f(sena, sen3a, sen5a) quedando finalmente la siguiente expresión en serie: {3

=

b1 sena

+ b3 sen3a + b5 sen5a + ...

en donde:

b1

= A. + _2_

>.,3

+ 3 A.s + ...

8

_ _2_ 24

>.,3 _

64

2128

AS _ ...

562

Mo~ores

b5

=

2-

)...5

de combustión interna

alternativo~

+ ...

640

Derivando (3 respecto a t, obtendremos la velocidad angular de la biela: wb

= w

(b 1 cosa

+ 3b3 cos3a + 5b5 cos5a + ... )

y volviendo a derivar, la aceleración Eb, que será de la forma: <'b

= - w2

(b 1 sena

+ 9b3 sen3a + 25b5 sen5a + ... )

20.2. REDUCCION DE LAS MASAS DEL MECANISMO BIELA-MANIVELA Para acometer el cálculo de los esfuerzos que actúan sobre el motor alternativo y de las cargas sobre los cojinetes del mismo, es necesario conocer las fuerzas que actúan sobre el mecanismo biela-manivela, es decir, la dinámica del motor. Las fuerzas que actúan sobre el mecanismo biela-manivela serán las debidas a la presión de los gases, las de inercia de las piezas en movimiento y las de rozamiento. En motores que giran a elevado régimen las fuerzas de inercia son, con mucho, las más importantes,superando a las de los gases y a la~ de fricción. En general, en este estudio, las fuerzas de fricción se desprecian por ser comparativamente mucho más pequeñas que las otras. Para el estudio de la dinámica del motor, al igual que en el estudio cinemático, mantendremos la hipótesis de que la velocidad de giro del cigüeñal, w, es constante. El mecanismo compuesto por el pistón, la biela y el cigüeñal, es un mecanismo plano y puede reducirse a una serie de masas puntuales unidas entre sí por barras rígidas ·sin masa. Esta reducción facilita de forma importante el estudio dinámico. Comenzaremos distinguiendo tres tipos de masas: masa de la biela, masas con movimiento de rotación y masas con movimiento alternativo. La reducción de una masa a una o varias masas puntuales, ha de cumplir las sigu ientes condiciones:

a) Equivalencia estática - La suma de las masas puntuales ha de ser igual a la masa total:

.E

m¡ =

mtotat


563

- El centro de gravedad de las masas puntuales debe coincidir con el de la pieza o piezas reales, es decir:

E

m¡r¡'

= O

donde r¡ son las distancias de las masas al centro de gravedad. Esta ecuación vectorial se traducirá en 1, 2 ó 3 algebraicas, según que el sistema sea lineal, plano o espacial.

b) Equivalencia dinámica. Es decir, la suma de los momentos de inercia de las masas puntuales respecto a un eje que pase por el centro de gravedad de la pieza, debe ser igual al de la pieza real respecto a dicho eje:

donde 19 es el momento de inercia de la pieza real respecto al centro de gravedad.

1 . Reducción de la masa de la biela La biela realiza un movimiento complejo compuesto de un movimiento de desplazamiento longitudinal y de un movimiento pendular._Por ello conviene reducir su masa según un sistema lineal, lo que conduce a S que tengan que cumplirse las tres ecuaciome nes siguientes:

E m¡ 17 = O L en donde: mb - masa total de la biela. lb - momento de inercia de la biela respecto a su c. de g. Este sistema de ecuaciones estará determinado si el número de masas es de tres.

Fig. 20.6. Reducción de la masa de la biela

Teniendo en cuenta que generalmente la biela es simétrica, supondremos unas ma-

5 64

Motores de combu stión interna alternativos

sas sobre el eje de simetría y ubicadas en el centro del mu ñon de biela de la manivela (muñequilla), en el centro de gravedad y en el centro del bulón, respectivamente. En la figura 20.6 se representa la disposición que acabamos de indicar. Refiriéndonos a dicha figura, el sistema de ecuaciones genérico anterio r se concretará en:

de donde: mA

=

lb rA L

me

lb (l-rA)l

m G == mb -

=

lb 2

L -rA L

lb rA(L-rA)

En general, la masa mGsuele ser insignificante frente a mA y me, por fo que podría despreciarse, o bien repartirla proporcionalmente en dos masas situadas en A y B de la forma siguiente:

mGA

=

mG (L-rA) L mG

mGB

=

mG rA L

con lo cual:

y rio existirá mG.

m~

= mA +

ffiGA

m'e

= me +

mGe

=

ffiGA

+

mGB


565

Sustituyendo en estas expresiones los valores de mA, m 8 , mGA y mGB• anteriormente calculados, tendremos: mb (L - rA)

lb

m'A

+ ----- L

rA L lb ----

m'B

(L-rA)L

+

lb(l - rA) - ~--

=- mb

( L - rA)

rA (L - rA)L

m rA

L

lb rA -- - ---= mb L

rA (L - rA)L

rA L

Esto equivale a un simple equilibrado estático, pues, como comprobaremos a continuación, la condición de equiHbrio dinámico no se cumple, debido a que el momento de inercia resulta diferente al de la biela real. - Momento de inercia real:

( m r dr .lb = Jv

- Momento de inercia simplificado: lí,

=

m~

..¡ +

m~ (L - rAl2

Esta diferencia en el momento de inercia será equivalente a aplicar un par exterior de valor:

B

m" B

en donde Eb es la aceleración angular de la biela. Posteriormente comprobaremos que su valor es despreciable. En general, para motores de automoción r8 = (0, 7 + 0,8) L con lo cual m 8 = = (0,2 + 0,3) mb y mA == (0,7 + 0,8) mb

re

L G

rA

A

F1g.

:.w.7.

m" A

M asas reducidas de la biela

Existe otro método suficientemente exacto y sencillo para realizar la redu cción de la masa de la biela a dos masas puntuales en ios puntos A y B. Dicho método consiste en colocar en A y 8, sendas masas puntuales, de forma que el momento de inercia de la biela respecto a un eje que pase por 8 (lb8 ) y la masa rotal de la biela (mbl no varíen respecto a los .valores reales.Si m ~ ·

566


y m~' son dichas masas (figura 20.7). tendremos:

y

Por el teorema de Steiner:

con lo cual: m'' B

m~'

-

L2

El momento de inercia de la biela real respecto al punto B, lb8 ,se puede determinar experimenta lmente colgando la biela por B, y libre en A se mide su periodo de oscilación (T) . Según la ecuación del péndulo se puede establecer:

de donde:

con lo cual tenemos determinado lbs• pues los demás valores son fácilmente medibles.

2. Reducción de las masas giratorias Además de la masa puntual mA, perteneciente a una parte de la masa de la biela situada sobre el eje de la muñequilla del cigüeñal (punto 8) , existen las siguientes masas con movimiento giratorio, a saber: masa de los brazos, de los apoyos y de


A

567

la muñequilla del cigüeñal. Reduciremos estas masas a otras dos situadas en el eje de los apoyos y en el de la muñequilla del cigüeñal, puntos O y A de la figura 20.8, respectivamente, según se explica a continuación: - La masa de los apoyos se reduce al eje del cigüeñal. - La masa de la muñequilla se reduce al eje de la misma. - La masa no equilibrada del brazo se reduce a dos masas una, mbro• situada en O, y la otra mbrA• situada en A.

Fig. 20.8. Reducción de las masas giratorias

Para calcular estas dos masas establecemos las dos ecuaciones que representan la equivalencia estática. La equivalencia dinámica no es necesaria establecerla, debido a que el movimiento de la manivela OA es de giro a velocidad w constante. Por tanto:

y resolviendo el sistema de ecuaciones:

en donde r0 es la distancia desde O al centro de gravedad de los brazos y mbr la masa no equilibrada de uno de ellos. El sistema de masas giratorias quedará reducido, por lo tanto, al siguiente: - Masas en el punto O:

- Masas en el punto A:

en donde los brazos se han supuesto simétricos y m0 y mm representan:

568


m0

-

masa reducida de los apoyos.

mm - masa reducida de la muñequilla. Merece la pena observar que la reducción de masas hecha anteriormente equivale a imponer la condición de que la fuerza centrífuga de la masa real y la de las masas reducidas sean igua les. Las fuerzas centrífugas real y reducida de la muñequilla son, evidentemente, iguales. Las masas de los apoyos, real y reducida, están animadas de un mov¡miento de rotación sobre su eje. Por último, para los brazos se puede establece~ la ecuación siguiente:

de donde: R que resulta igual al valor obtenido anteriormente para

mbrA ·

3. Reducción de las masas con movimiento alternativo Las masas animadas de movimiento alternativo son la parte de masa de la biela, reducida al punto B, denominada ril 8 , y la masa mp del pistón, incluyéndose en esta última los segmentos, el bulón y las demás piezas que se mueven unidas a aquél. El movimi~nto rotativo que pueda tener el bulón se considera despreciable, siendo nulo cuando dicho bulón esté fijo al pisten y flotante en el pie de biela, o bien puede sumarse a· la masa de la biela en el caso contrario. Por lo tanto, las masas con movimiento alternativo serán:

Como resumen podemos observar que son tres los puntos de masa a considerar con movimiento estacionario (w = cte.) y uno con movimiento complejo, a saber: - Masas con movimiento alternativo:

- Masas con movimiento giratorio:

569


- Masas con movimiento de rotación sobre su eje: mRo

=

mo

+

2m bro

- Masa con movimiento complejo: ma - masa reducida de la biela situada en su centro de gravedad. Esta masa suele despreciarse o repartirse entre las mA y m 8 tal como se explicó anteriormente.

20.3. FUERZAS GENERADAS POR EL MOVIMIENTO DE UN MOTOR MONOCILINDRICO Durante el funcionamiento de un motor alternativo, debido al movimiento relativo de unas piezas respecto a otras, se generan diversas fuerzas que pueden clasificarse en dos grupos: fuerzas de inercia y fuerzas de la presión de los gases. El estudio y el cálculo de estas fuerzas se llevará a cabo para un cierto régimen y suponiendo la velocidad de giro w constante.

1 . Fuerzas de inercia Entendemos como fuerzas de inercia las que se generan a causa de la aceleración de las masas en movimiento. Las podemos clasificar en: fuerzas de inercia de masas con movimiento giratorio, de masas con movimiento rectilíneo y debidas a la aceleración angular de la biela. 1

1

~

a) Fuerza de inercia de las masas giratorias Es debida a la aceleración centrípeta de las masas reducidas al punto A, mRA · Su expresión, en módulo, es:

y sigue la dirección OA en sentido de O a

A (figura 20.9). El módulo de Fe es constante con a puesto que la velocidad w es constante. Fig. 20.9. Esquema de la manivela

570

Motores de 'c ombustión interna alternativos

b) Fuerza de inercia de las masas con movimiento rectilíneo La fuerza de inercia de las masas con movimiento rectilíneo es debida a la aceleración lineal que sufren las masas animadas de dicho movimiento al funcionar el motor. Dicha fuerza actúa siempre en la dirección del movimiento, es decir, siguiendo el eje del pistón, recta 80, si el mecanismo es centrado y, en el sentido contrario al de la aceleración en cada instante. Su valor será:

siendo a8 la aceleración del punto B, calculada anteriormente de la cinemática del mecanismo biela-manivela. El signo menos indica que el convenio de signos de las fuerzas es el mismo que el tomado para las aceleraciones, es decir, la fuerza Fa es positiva cuando su sentido es hacia el eje del cigüeñal y negativa en sentido contrario. En el PMS la aceleración siempre es positiva y por tanto dirigida hacia el cigüeñal, esto quiere decir que en dicho punto el sentido de la fuerza es hacia arriba. Con el convenio de signos señalado anteriormente, al PMS le corresponderá una fuerza negativa, figura 20.10.

A= 1/3

Fig. 20.10. Fuerzas generadas por el movimiento alternativo


571

Por tanto: Fa

(

- mRa R w2 ·

+ {3) + , cos ~) A cos{3 cos3{3 2

cos (a

o bien:

= - mRa

Fa

R w2 (cosa +

>. cos2a -

>.,3

cos4a + ... )

4 Las fúerzas de inercia con movimiento rectilíneo las clasificaremos de la forma sigu iente: - Fuerzas de inercia de primer orden: Fa1 de 360º.

= - mRe R w2 cosa,

= - mRe R w2 >.. cos2a, cuyo perío-

· - Fuerzas de inercia de segundo orden: F3 11 do es de 180º. - Fuerzas de inercia de cuarto orden: Fa1v

cuyo período es

=

mRe R w2

>.,3

cos4a, cuyo perío4

do es de 90º. y así sucesivamente.

Solamente son importantes, en magnitud, las de 1ºy2° orden, pudiéndose despreciar las demás cuando el número de revoluciones del motor es inferior a 5.000 rpm; en caso contrario pueden tomarse hasta las de 4° orden, pero generalmente nunca mayores. Excepto el período de las de primer orden que corresponde a un número impar de giros del cigüeñal, los demás son números pares, lo que supone una ventaja desde el punto de vista del equilibrado de los motores policilíndricos . Si se tratase de un mecé:lnismo biela-manivela con descentramiento e, llamando µ

=- el L, la expresión de Fa quedará como sigue: Fa

= - mRB

+

µ (1

R w 2 rcosa + A ( -

1

2

3

+ -

2

µ )

2

8

cos4a + ... +

4

+ -3 >.2) sena - -9 >.2 µ sen3a + 75 8·

>,3

cos2a -

128

5

>.. µ sen5a

+ ... 1

572


Se observará que la discrepancia más pronunciada con el correspondiente mecanismo centrado aparece en los términos de primer orden.

f

c) Fuerza debida a la aceleración angular de la biela Hasta ahora se ha supuesto la masa real de la biela reducida a dos masas puntuales mA y m 8 • Este sistema de dos masas puntuales, como ya se explicó en el apartado 20.2., no cumple la condición de equivalencia dinámica por no coincidir su momento de inercia respecto del centro de gravedad lti con el de la biela real, lb. Por otra parte, en el estudio cinemático, se calculó la aceleración angular de la biela Eb· Pues bien , para que ésta se mueva con dicha aceleración, es necesario que esté sometida a un par lb Eb· Sin embargo , sobre la biela ficticia que se moviese con esa aceleración, actuaría solamente un par lti Eb· Por lo tanto, es necesario, además, aplicar a la biela ficticia BA, un par de fuerzas r de valor: Fig. 20.11. Fuerzas sobre el mecanismo biela-manivela

Si suponemos este par generado por dos fuerzas horizontales iguales aplicadas en A y B, tal como se representa en la figura 20.11, tendremos:

en donde:

f

=

L cos(3

La fuerza f aplicada en A la podemos descomponer en una fuerza tangencial a la trayectoria de dicho punto y en otra según la dirección de la manivela OA, figura 20.11. El valor de cada una de ellas será, respectivamente: ·

f cosa

(lb - ltil cosa L cos(3 ·

Eb


fr

f sena

573

=

La fuerza f 1 contribuye al par motor, pero su valor es rea lmente pequeño como podemos comprobar desarrollando en serie su expresión:

lb - lt, 2 ·- -- w (C2 sen2a R

+

C4 sen4a

+ ...)

en donde:

1

c4

1

[·-

C2 -

2 1

f.,,2

4

)..4

1

[-

+ ... ]

32 )..6 1

+ - ·- ,+ ... ] 8 )..6 En la figura 20.12, se representan los coeficientes C2 y C4 en función de /....

e

2. Fuerzas debidas a la presión de los gases La ley de variación de la presión en el interior del cilindro se puede obtener del diagrama del indicador, figura 20.13.

La presión multiplicada por la superficie del pistón nos dará la fuerza que actúa sobre el bulón B, debida a los gases que evolucionan dentro del cilindro. Ahora bien, la >... fuerza total que actúa sobre B, será la diferencia entre la que se produce en la parFig. 20.12. Coeficientes C2 y C4 te superior (p9 ) y la que se produce en la parte inferior, esta última debida a la presión de los gases del cárter o de la mezcla fresca en el caso de un motor de dos tiempos con barrido por cárter (p 0 ). Esto es, si F9 es la resu ltante de la fuerza de los gases,

F9 = (p 9

-

Po) Ap

en donde Ap es el área de la superficie transversal del pistón.

574


p·Ap

Fg

1

\ \ 1

\ \

''

o

s

o

,

I

I

'

1

,,

-180°

360°

s

720°

540° o

- - - - - - 2 tiempos - - - - 4 tiempos

Fig. 20. 13. Fuerza debida a la presión de los gases

F9 es positiva cuando se dirige hacia el eje del cigüeñal, figura 20.13. 3 . Fuerzas resultantes que actúan sobre el mecanismo biela-manivela de un motor · Sobre el eje del bulón del pie de biela (punto Bl, actúa una fuerza F en la dirección BO, que es la suma algebraica de las fuerzas de inercia alternativas y de la fuerza de presión de los gases. En la figura 20.14 se representa su variación con el ángulo girado por la manivela para un motor monocilíndrico de 4 tiempos. Esta fuerza F puede descomponerse en otras dos: una Fn, normal a la pared del cilindro, y otra Fb, según el eje de la biela. De la figura 20.15, se deduce que:

Fn Fb

=

F tg/3 F sec/3


575

MEP 4tiemp~

Fig. 20.14. Fuerzas resultantes en función de a

La fuerza Fb se traslada a lo largo del eje de la biela y se ejerce sobre la muñequilla del cigüeñal (punto A). A su vez esta fuerza se puede descomponer en otras dos, Fr y Fv la primera de ellas en la dirección de la manñvela (brazo del cigüeñal) y la segunda, tangente a la trayectoria del punto A, es decir, normal a la manivela. Las expresiones de estas fuerzas son las siguientes:

Fb cos (a

Fr

Ft

=

Fb sen (a

+

+

{3)

{3)

=

F

=

F

cos (a

+ /3)

cos/3

sen (a

+ /3)

COS/3

La fuerza Fr produce un esfuerzo sobre el punto O (apoyo del cigüeñal), al cual hay que sumar la fuerza fr del apartado anterior, y la Ft g~nera, junto con la ft, el par motor, figura 20.16. ·

576


Resumiendo, las fuerzas que actúan en los puntos A y 8 son: En la dirección tangencial:

FT = Ft + ft Punto A En la dirección de la manivela: FA = Fr + fr + Fe Punto 8, en la dirección normal al eje del pistón: FN = Fn + f

20.4. PAR MOTOR Se denomina par motor a la resultante de los momentos que actúan sobre el eje del cigüeñal. Las fuerzas que contribuyen al par motor son las siguientes: - Fuerza de inercia de las masas con movimiento alternativo. Fig. 20.15. Descomposición de las fuerzas alternativas

- Fuerza de presión de los gases. - Fuerza de compensación debida a la velocidad angular de la biela.

En el punto A se ejerce una fuerza tangente a fa trayectoria, de valor, FT = Fr + f 1• Si en O aplicamos dos fuerzas opuestas de igual magnitud y dirección que FT, aparecerá en la manivela un par que hace girar el cigüeñal (p ar motor) y además una fuerza F1 sobre el apoyo (punto Ol , figu ra

20 .17. El valor instantáneo del par motor vendrá dado por:

Fig. 20.16. Descomposición de las fu erzas en A

577

Cinemética y dinámica de los motores alternativos

=

F

sen (a

+ {3)

R + (lb - lb ) w2 (C 2 sen2o: + C4 sen4a + ... )

cos{3

Se ve que dicho par no es constante, depende de a y de F. En la figura 20.18 se representa la variación del par motor de un motor monocilíndrico de cuatro tiempos. La suma algebraica de las áreas positiva y negativa del diagrama es proporcional al trabajo realizado por el fluido motor en un ciclo, ya que el trabajo de las fuerzas de inercia es nulo para cada media vuelta de lamanivela (figura 20.10). El área resultante de la suma anterior puede igualarse a la de un rectángulo que tenga como base la misma abcisa (720° en el caso de la figura 20.18), correspondiendo su altura al valor medio del par motor Mm. Llegado este punto, conviene realizar las siguientes observaciones:

Fig. 20.17. Par motor

Par motor

.........~~~+-+-~-"P--~~-+~~_._-v-~~~4-~~--4

t--~~-f-+-~~~

~

720°

1

h=1/3

I

Fig. 20.18. Par motor instantáneo

578


a) La fuerza de inercia de las masas con movimiento alternativo contr.ibuye al par motor instantáneo, pero no al par motor medio. b) El par motor medio calculado anteriormente es, en general, menor que el par indicado medio. Esta diferencia corresponde a las pérdidas de bombeo (área negativa del diagrama del indicador). c} El par motor medio y el par efectivo medio Me, difieren en una cantidad que corresponde a las pérdidas mecánicas, excluyendo de éstas las de bombeo. d) En general, el par motor debido a la diferencia entre los momentos real y ficticio de la biela, segu~do término de la expresión de Mm, se suele despreciar. En el caso de un motor policilíndrico, el par motor se obtendrá sumando gráfica.mente las curvas de par correspondientes a cada cilindro, teniendo en cuenta el orden de encendido y el desfase entre ellos , figura 20.19. Para un motor de cuatro tiempos y cuatro cilindros, por ejemplo, el desfase será: 720

=

180°

4 p ar motor instantáneo

MJ·

cilindro 2

par motor rnedi o

o

ci lindro l.,

Fig. 20.19. Momento de giro sobre la manivela en un motor de cuatro cilindros

579


Por tanto la curva de par motor total para un motor de cuatro cilindros se repetirá cada 180º. El par motor medio será:

2-f

j=Z

o

E

M¡ da=

j=1

20.5. MOMENTOS RESULTANTES 1 . Momentos de vuelco transversales Sobre el apoyo del cigüeñal, punto O, actúan dos fuerzas, la fuerza Ft que vimos en el apartado anterior, y la suma de la Fe, fuerza centrífuga de las masas giratorias y Fr, componente radial de la fuerza Fb en O. Este vector F0 , se puede descomponer a su vez en dos vectores, según la horizontal y según la vertical, de forma que ambos valdrán Fn y F, respectivamente.

Fig. 20.20. Composición de fuerzas sobre O

Mv

= - Fn =

= -F

OB

Fn aparece en B y en O con sentidos opuestos, luego crea un par de vuelco de valor:

= -F (R coser +

L -F tg{3 R (coser + - cos{3) R sen{3

R (coser

+

cos{3

Mv

L cos{3) tg{3

= -F

sen (a + {3) R cos{3

sena

cos{3)

sen{3

= - Mm

Es decir, él par de vuelco ha de ser igual al par motor, pero de sentido opuesto,

580


como era de esperar. Este par de vuelco deberá ser compensado por los esfuerzos sobre los apoyos exteriores del motor sobre el bastidor o carrocería. A este par de vuelco habría que sumarle el par exterior r de corrección, debido al momento de inercia real de la biela.

2 . Momentos de vuelco longitudinales

t:fuerzas sobre l os apoyos del motor . Fig. 20.21. Momento de vuelco transversal

En el estudio anterior, correspondiente a un motor monocilíndrico, las fuerzas alternativas y giratorias resultantes estaban situadas en un plano. Cuando funciona un motor policilíndrico, los diversos cilindros están situados en planos diferentes, por lo que dichas fuerzas pueden originar pares, como se ve en la figura 20.22, para un caso particular.

Estos pares de fuerzas generan unos momentos de vuelco que inducen, si no se equilibran, un movimiento de cabeceo longitudinal en el motor. Por el lo, se denominan momentos de vuelco longitudinales. Las fuerzas debidas a las masas giratorias generan momentos de vuelco longitudinales giratorios. Las fuerzas debidas a las masas alternativas generan momentos lon gitudinales cuyo vector está situado en un o plano perpendicular al cigüeñal y su direcb ción,en el caso de un motor en línea, es perpendicular al plano de los cilindros. F

La disposición de los codos del cigüeñal, así como el orden de encendido, contribu ye en parte a disminuir la magnitud de estos momentos, cuyo valor es, genéricamente:

M = Fa cilindro n

cilindro n·l punto medio del cigüef\ol

Fig. 20.22. Momentos de vuelco longitudinal

siendo F la fuerza correspondiente1 y a la distancia entre los ejes de los cilindros correspondientes a las fuerzas que generan el par, hasta el plano perpendicular al cigüeñal por su punto medio.


581

Por esta razón hay que tomar en consideración tres tipos de momentos de vuelco longitudinales, a saber:

B

- Los debidos a las fuerzas rotativas . - Los debidos a las fuerzas alternativas de primer orden. - Los debidos a las fuerzas alternativas de segundo orden.

20.6. CONSIDERACIONES FINALES. DIAGRAMAS POLARES 1 . Fuerza resultante vertical Sobre el apoyo del cigüeñal aparece una fuerza resultante F vertical y sobre la su perficie de la culata actúa la presión de los gases cuya resultante es F9 . Por lo tanto, Fig. 20.23. Fuerzas resultantes verticales sobre el conjunto del motor aparecerá una fuerza resultante de valor: F - F9 que es precisamente la fuerza de inercia de las masas alternativas, Fa, como se comprobaría fácilmente. F

1

lfsl

A

O. 1

Fig. 20.24. Fu<:!rzas resultantes sobre la cabeza de biela

582


Esta fuerza será absorbida también por los apoyos del motor sobre el bastidor. 2. Fuerza resultante sobre los cojinetes de la muñequilla de cabeza de biela

Sobre la muñequilla del cigüeñal, punto

A, actúan las fuerzas Fb y FcA• fuerza centrífuga de la masa mA reducida de la biela,

ya que las masas del gorrón y de los brazos no producen fuerza centrífuga en el punto A, por estar unidas rígidamente a los apoyos. La fuerza resultante será pues: RA

=

FcA +

Fb

Fig. 20.25. Brazo del cigüeñal

-Fr

Como FcA es constante y Fb es variable con a, la fuerza RA será variable con dicho ángulo al gira r el cigüeñal. Para el cálculo del engrase, así como para situar el orif icio de salida del aceite, en caso de lubricación a presión , es útil conocer cómo es la variación de la fuerza sobre dicho punto A. Esto será posible conociendo el diagrama vectorial o polar de dichas fuerzas. El diagrama polar mostrará el vector RA orientado respecto al brazo del cigüeñal supuesto como inmóvil. De esta forma, con centro en A, tendremos unos ejes de coordenadas, que en abcisas tendrán valores de Ft y en ordenadas valores de Fr (figura 20.25).

Fig. 20.26. Generación del diagrama polar de esfuerzos

De esta forma, como se ve en la figu ra 20.27, podremos obtener gráfic11me_nte el valor de Fb, para cada valor de Fr y F1, correspondiente a cada posición del cigüeñal a. Si unimos todos los puntos que se ob-

Cinemética y dinémica de los motores alternativos

583

()( '----'~--'~---'-~-'-~-'-~......._~.._~..__~..____,~__,~_._~__,_~_._~_._~..._

o

360°

Fig. 20.27. Diagrama polar de esfuerzos sobre la cabeza -·de biela

720°

/

584


tienen al girar el cigüeñal 360° en un motor de dos tiempos, o 720º en uno de cuatro tiempos, aparecerá una curva polar con su polo en el punto O' (figura 20.26). Para tener la curva de la carga real sobre el cojinete, habrá que trasladar el polo vertical una cantidad igual a FcA (que es constante con a).

eje del orificio de engrase Fig. 20.28. Situación del orificio de engrase

De esta forma aparece el polo OA de la curva polar de los esfuerzos sobre el cojinete. Es costumbre en la representación gráfica hacer coincidir OA con A. Uniendo OA con el punto de la curva polar correspondiente a cada ángulo a del cigüeñal, tenemos la dirección, sentido y módulo de la fuerza resultante sobre el gorrón de la muñequilla (punto AJ.

La proyección sobre la vertical de cualquiera de los vectores del diagrama polar, da el valor de la fuerza que actúa en la dirección del brazo del cigüeñal y que tendrá que ser absorbido por el cojinete del apoyo.

El diagrama polar se puede representar también en coordenadas cartesianas de RA en función de a y nos servirá para obtener el valor medio de la carga sobre el cojine.te, muy útil para el cálculo del engrase.

A

Fig. 20.29. Fuerzas resultantes sobre el apoyo del cigüeñal

Conociendo el diagrama polar podemo.s calcular el denominado diagrama de desgaste del gorrón de la muñequilla, suponiendo que el desgaste es proporcional a las fuerzas que actúan sobre ella, sin más que ir sumando para cada punto de la periferia del gorrón, el valor de la fuerza RA que le corresponde, tantas veces como dicha fuerza incida sobre ese punto en un ciclo completo del motor (360º ó 720°). El punto que corresponda con un mínimo de desgaste teórico será donde deberá ir situado el orificio de engrase.

585


3. Fuerzas resultantes sobre los cojinetes de apoyo del cigüeñal

Sobre un apoyo del cigüeñal actúan las fuerzas Fb, (véase apartado de par motor) y Fe fuerza centrífuga de las piezas con movimiento giratorio.

45 En este caso la fuerza centrífuga será la vista anteriormente FeA1 la debida al gorrón de la muñequilla, a los brazos y a los contrapesos que existan, es decir: Fe

=

mRA R

w2

donde: mAA

Feo

Y

Fig. 20.30. Diagrama polar de los esfuerzos sobre los cojinetes de apoyo

=

mA

+ 2 mbr + mm - me

mA - masa reducida a A de la biela. mbr - masa reducida a A de los brazos. mm - masa de la muñequilla. me - masa reducida a A de los contrapesos (si los hayl. Todos estos valores son constantes con

a. La suma de todas las masas menos mA, es la masa del cigüeñal reducida al punto A.

Entonces, el diagrama polar de los esfuerzos sobre el apoyo se podrá dibujar sin más que desplazar verticalmente el polo del diagrama polar de esfuerzos en la muñequ illa una distancia igual a:

Al unir este nuevo polo O con cada punto, tenemos el módulo, dirección y sentido del vector R0 en cada ángulo de giro del cigüeñal , vease la figura 20.30. Los valores máximos y mínimos de R0 , se utilizan para comprobar el cigüeñal a flexión. Un apoyo intermedio entre dos codos contiguos del cigüeñal, absorberá la mitad

586


del valor de R0 de un codo y la mitad del otro. El diagrama polar de esta fuerza R0 m, puede obtenerse conociendo los diagramas polares del apoyo correspondiente a cada codo o brazo y situándolos en el ángulo en que se e11cuentren_en el cigü~ñal en cuestión . De esta forma, para cada valor de a, habrá un vector R~¡ y _s>tro R~f, correspondiente a ambos brazos que se suman_vectorialmente para dar Romi· El lugar geométrico de los extremos de los vectores Romi• al girar el motor un ciclo completo, será el diagrama polar correspondiente, pero el módulo rea l del vector será la mitad del obtenido en dicho diagrama.

BIBLIOGRAFIA GIACOSA, D.: Motores endotérmicos. Científico Médica. 1964. JOVAJ, M.S. y MASLOV, G.S.: Motores de automóvil. MIR. 19l8. KHOVAKH, M.: Motor Vehicle Engines. MIR . 1971. LAMADRID, A. y CORRAL, A.: Cinemática y dinámica de máquinas. Sección de Publicaciones de la E.T.S.1.1. de Madrid. 1969. LIST, H.: La dinámica de los motores de combustión interna. Labor. S.A. 1944. PAYRI, F.: Dinámica de los motores. Sección de Publicaciones de la E.T.S.1.1. de Madrid. 1978. TAYLOR, C.F.: The Interna! Combustion Engine in Theory and Practice. Volumen 11, MIT Press. 1982.

CAPITULO 21

EQUILIBRADO DE MOTORES

21.1. Concepto de equilibrado 21.2. Equilibrado de cigüeñales 21.3. Equilibrado de motores completos 21.4. Irregularidad de la velocidad de giro de un motor

T. SANCHEZ Dr. lng. Industrial


A. MUÑOZ lng. Industrial

2 1. 1. CONCEPTO DE EQUILIBRADO Las acciones, fuerzas y momentos que aparecen durante el funcionamiento de un motor alternativo en régimen estacionario se pueden clasificar en externas e internas. Entre las llamadas externas se encuentran: - peso del motor. - fuerzas de reacción de los gases de escape y de los líquidos en movimiento. - par resistente del medio exterior al giro del cigüeñal. -. par resistente del ventilador y otros órganos. Como acciones internas se consideran las siguientes: - fuerzas de inercia de las masas con movimiento alternativo. - fuerzas centrífugas de las masas con movimiento giratorio. - par motor. Tanto las acciones externas como las internas pueden estar equilibradas o no. Se consideran como no equilibradas las que se transmiten a los apoyos del motor, tales como: -

peso del motor. fuerzas de reacción de los gases de escape y de los líquidos en movimiento. fuerzas de inercia de las masas con movimiento alternativo y giratorio. fuerzas tangenciales de inercia de las masas en rotación cuando la velocidad angular es variable. - par motor. Las acciones equilibradas son aquellas cuyas fuerzas y momentos resultantes son nulos como por ejemplo: - fuerzas de presión de los gases. - fuerzas de rozamiento. Algunas de las acciones no equilibradas que se han citado anteriormente tienen muy poca influencia en el equilibrado del motor, bien porque su magnitud y dirección per-

590


manecen constantes, como es el caso del peso del motor, bien porque varíen muy poco, o bien porque su magnitud sea despreciable. Como ejemplo de las dos últimas premisas podemos citar las fuerzas de reacción de gases de escape y líquidos en movimiento y las fuerzas tangenciales. En consecuencia el origen del desequilibrio de un motor se reduce a las fuerzas de inercia de las masas en movimiento alternativo que varían periódicamente en magni1ud y sentido, a las fuerzas centrífugas debidas a las masas con movimiento giratorio que varían contínuamente de dirección, y al par motor cuya magnitud es variable con el tiempo. En un motor desequilibrado la presión sobre los soportes varía continuamente y origina vibraciones que se transmiten al bastidor y al propio vehículo, provocando desajustes, sobrecarga, desgastes y otras consecuencias indeseables. La situación se ve agravada si la frecuencia de las vibraciones provocadas por las acciones no equilibradas se acerca a la frecuencia propia de vibración del sistema o de alguna de sus partes. Se dice que un motor está equilibrado ·si durante el funcionamiento estacionario del mismo se transmiten a los soportes de éste fuerzas y momentos constantes en magnitud y dirección o bien nulos. En la práctica se considerará como equilibrado un motor que asegure un grado tolerable de desequilibrio. Ello se consigue seleccionando un número de cilindros apropiado y una disposición de los mismos y de los codos del cigüeñal adecuada, así como utilizando contrapesos. Para que el equilibrado previsto en el diseño se cumpla, las piezas del motor deben fabricarse en conformidad estricta con las tolerancias en masas y dimensiones. Dichas tolerancias se establecen a fin de asegurar: - iguales masas de los grupos de pistones. - .iguales masas e idéntica disposición de los ce·ntros de gravedad de las bielas. - equilibrado estático y dinámico del cigüeñal.

21.2. EQUILIBRADO DE CIGÜEÑALES El equilibrado estático del cigüeñal exige que el centro de gravedad del mismo esté en el eje de rotación, es decir que la resultante de todas las fuerzas centrífugas de las masas con movimiento giratorio sea igual a cero. Para que un cigüeñal esté equilibrado dinámicamente es necesario, además de la condición anterior, que la suma de los momentos de las fuerzas centrífugas de la masas con movimiento giratorio con respecto a cualquier punto del eje del cigüeñal sea nula. El equilibrado dinámico se rea liza en las máquinas equilibradoras.

Equilibrado de motores

591

Estudiemos a continuación el caso particular de varios tipos de cigüeñal, calculando la masa reducida de los contrapesos para su equilibrado estático.

mRA Rw2

mr

·- _·-._·-._ · Af•~-·-

1 . Cigüeñal de un solo codo

En la figura 21.1 se representa un cigüeñal de un solo codo. La resultante de las fuerzas centrífugas debidas a las masas con --1W..t~l'.&4-- · · - - · -, - · • . movimiento giratorio tiene por expresión, tal como se vió en el capítulo 20,mRA w2 R, donde mRA es la masa reducida del sistema de masas con movimiento giratorio. Fig .. 21.1. Cigüeñal de un codo Para equilibrar estáticametne el cigüeñal será necesario crear un sistema de fuerzas cuya resultante sea igual en magnitud y dirección y de sentido contrario a la anterior. Esto se consigue situando dos contrapesos, como indica la figura 21.1, cuyas masas reducidas mcp se calculan de la forma sigu iente: r

2. Cigüeñal de doble codo En este caso la resultante de las fuerzas centrífugas debidas al giro del cigüeñal es nula, sin embargo será necesario anular el momento originado por el par de las fuerzas centrífugas, que no es nulo. Para ello se colocan dos contrapesos iguales, tal como indica la figura 21.2, de forma que originen un momento de igual magnitud y opuesto al anterior. Las masas de estos contrapesos se determinan igualando los momentos creados por los pares de fuerzas centrífugas: MR = Mcp mcpr w2 b = mRA R w2 a de donde: mcp =-

a

R

b

r

mRA

592

Motores

de combustión interna alternativos

3. Cigüeñal simétrico de varios codos Estos cigüeñales se equilibran, en general, sin necesidad de utilizar contrapesos. No obstante, frecuentemente se colocan éstos para disminuir los momentos que tienden a flexar el cigüeñal sobrecargando los cojinetes de apoyo. Por otra parte, los contrapesos distribuyen más uniformemente la presión a lo largo de la circunferencia del cojinete. 4. Cigüeñal asimétrico de varios codos mA Rw 2

b

Fig. 21.2. Cigüeñal de doble codo

Su equilibrio dinámico únicamente es posible con la ayuda de contrapesos. Si por alguna razón no fuera posible colocar contrapesos en la prolongación de los brazos, el momento longitudinal MR debido a las fuerzas centrífugas se equilibrará colocando el número mínimo de contrapesos que asegure que el momento equilibrador M cp sea igual a MRy ambos estén en el mismo plano.

21 .3. EQUILIBRADO DE MOTORES COMPLETOS En este apartado estudiaremos el equilibrado del motor completo funcionando en régimen estacionario. Las fuerzas y los momentos que se equilibran son los siguientes: - Fuerzas de inercia alternativas; en general sólo es necesario hacerlo con las de primer y segundo orden por ser las de órdenes superiores de magnitud despreciable. - Fuerzas centrífugas de las masas en rotación; quedan equilibradas al equilibrar el cigüeñal, como se ha visto ~nteriormente. - Momentos longitudinales de las fuerzas de inercia de primer y segundo orden y de las centrífugas no equilibradas en su plano (plano que contiene a la fuerza y es perpendicular al eje), debido a que dichas fuerzas se ejercen en planos distintos perpendiculares al eje del cigüeñal. El equilibrado consiste en diseñar un sistema de masas en movimiento tal que unido

593


al sistema motor (mecanismo biela-manivela) origine fuerzas y momentos resultantes constantes en magnitud y sentido, o iguales a cero. Conviene, por otra parte, no olvidar la influencia que sobre la dinámica del motór en su conjunto ejerce su orden de encendido. De éste dependen las fases de las fuerzas y momentos que actúan en los distintos cilindros. El orden de encendido se fija atendiendo fundamentalmente a las siguientes consideraciones: - Que los encendidos se sucedan a intervalos iguales de tiempo para conseguir un funcionamiento más regular del motor. - Que los cilindros que se suceden en el encendido estén lo más lejos posible _u nos de otros, a fín de disminuir las cargas sobre los cojinetes de apoyo del ·cigüeñal. - Que la amplitud de las vibraciones torsionales del cigüeñal sea lo menor posible. En un motor en línea de z. cilindros, los encendidos deben producirse, para conseguir la mayor uniformidad de funcionamiento, cada 4 7r / z radianes, si es de 4 tiempos y cada 2 7r / z si es de 2 tiempos. En un motor en V, la sucesión de los encendidos depende tanto de la disposición constructiva del cigüeñal como del ángulo r de inclinación de los cilindros. En primer lugar estudiaremos el caso del motor monocilíndrico y posteriormente algu nos casps particulares de motor~s policilíndricos en línea y en V.

1 . Motor monocilíndrico Se estudiará como se equilibran las fuerzas de inercia alternativas de primer y segundo orden y las centrífugas no equilibradas en el propio cigüeñal. a) Fuerzas de inercia alternativas. Estas actúan en la dirección del cilindro y su valor es:

Fa

= - mRe

R w2 (cosa + A. cos2a +

>,.3

cos4a

+ ... ) =

4

Como puede observase, Fa es función de a, siendo las de primer orden, Fa1, perió-

594

Molores de combustión interna alternativos

dicas con a, las de segundo orden, Fa11 , periódicas con 2a, las de cuarto orden, Fa1v• con 4a, etc. El sistema de masas que anula estas fuerzas deberá actuar también en el plano del eje del cilindro. - Fuerzas de inercia alternativas de primer orden

Su magnitud es mRs R w2 cosa y su di- · rección la del eje del cilindro. El vector representativo de esta fuerza puede ser considerado como la composición de dos vectores giratorios de magnitud mitad, girando en sentidos opuestos, como se observa en la figura 21.3. Fig. 21.3. Descomposición de las fuerzas de inercia alternativas de pr¡mer orden

Las fuerzas de inercia alternativas de primer orden podrán ser compensadas colocando dos ejes situados paralela y simétricamente al cigüeñal, accionados por éste , con sendas masas unidas a ellos colocadas en un plano que contiene al eje del cilindro y perpendicular al eje del cigüeñal, girando en sentidos opuestos pero a la misma velocidad del cigüeñal. Las masas están montadas de forma que la fuerza centrífuga debida a su giro forma un ángulo con la vertical igual al girado por el cigüeñal. Las componentes horizontales de estas fuerzas centrífugas se anulan mutuamente y las componentes verticales se suman dando una resultante igual a mRs R w 2 cosa, pero de sentido contrario a las fuerzas de inercia alternativas de primer orden (véase figura 21.4). El valor de estas masas será tal que: · 2 m; r, w2 cosa

m;

=

=

Fa1

=

1

R

2

r1

mRs R w2 cosa

mRs

- Fuerzas de inercia alternativas de segundo orden

Su magnitud es· mRs R w 2 >. cos2a, y su dirección la misma que las de primer o den. Debido a esta circunstancia se podrán compensar de la misma manera que la de primer orden, con dos ejes similares a los anteriores, que portan unas determine das masas. En este caso las fuerzas centrífugas originadas por dichas masas deberá formar con la vertical un ángulo 2a (doble del girado por el cigüeñal). De igual maner


595

Fa1

2w~

·]¡)ni 1

m.n

.

O<

Fa11 1

2 Fig. 21.4. Compensación de las fuerzas de inercia alternativas de un motor monocilíndrico

que en el caso anterior, las componentes horizontales de dichas fuerzas se anulan mutuamente y las verticales se suman dando una resultante igual a mRs A w2 >.. cos 2a (ver figura 21.4) El valor de las masas que hay que colocar en dichos ejes es: 2 m;, (2 w) 2 cos2a

= Fa 11 = -

1

8

mRe A w2 >.. cos2a

A A - mRB r11

b) Fuerzas centrífugas

Las fuerzas centrífugas no equilibradas por el propio cigüeñal se equilibran mediante contrapesos situados en los brazos del cigüeñal, opuestos a las muñequillas, de

596

Motores de·combustión interna alternativos

forma que ambas fuerzas centrífugas, las no equilibradas y las originadas por los contrapesos, se anulen. En gra9 parte de los motores monocilíndricos no se utiliza el sistema anteriormente descrito por razones de sencillez mecánica y lo que se hace es incrementar la masa de los contrapesos del cigüeñal. Este sistema, denominado equilibrado excesivo, permite reducir la magnitud de la fuerza de inercia de primer orden no equilibrada, pero simultáneamente crea una componente horizontal no equilibrada como causa de la fuerza centrífuga originada por el contrapeso. En general, en estos casos, se equilibra alrededor de un 50% del valor de la fuerza de inercia de primer orden, apareciendo una componente horizontal del mismo valor. Este desequilibrio deberá ser absorbido por las fijaciones del motor o se transmitirá al bastidor.

2. Motores policilíndricos en línea En los motores que disponen de dos o más cilindros será posible, en muchos casos, equilibrar las fuerzas que se producen en unos cilindros con las que se producen en otros. Por ello será útil saber qué fuerzas están equilibradas entre sí en el plano perpendicular al eje del cigüeñal. Tomaremos como referencia el cilindro nº 1, siendo el ángulo a el que determina la posición de la manivela correspondiente al cilindro nº 1 respecto de su PMS y On el ángulo que forma la manivela correspondiente a un cilindro genérico con la del cilindro nº 1 (para el cilindro nº 1, (}~ = 0).

del cilindro

Fig. 21.5. Representación de la fuerza de inercia alternativa de primer orden de un motor policilíndrico

Para cada cilindro, la fuerza alternativa de primer orden será la proyección sobre el eje del mismo de una fuerza ficticia de valor mRa w2 R aplicada sobre O que sigue siempre la dirección de la manivela (ver figura 21.5). La proyección horizontal de dicha fuerza no existe físicamente. Si las fuerzas ficticias mR8 w 2 R correspondientes a cada cilindro forman un sistema de vectores de resultante nula, es evidente que la suma de las proyecciones verticales de dichas fuerzas será nula y se dirá que las fuerzas de inercia de primer orden están equilibradas En la figura 2t.6 se representa un ejemplo para tres cilindros con manivelas a 120º .

59 7


IT1D 1

1

00

0 Fig. 21.6. Fuerzas de inercia alternativas de primer orden de un motor de tres cilindros

La fuerza de inercia de 2° orden para el cilindro nº 1 tiene como valor Fa11 = mRs w2 R /.. cos2a, luego equivale a la proyección en la dirección del eje del cilind ro de un vector ficticio que gira a velocidad doble que el cigüeñal, pero que en el PMS su dirección coincide con la de la manivela. Para los diversos cilindros del motor, el valor de las fuerzas de inercia de segundo orden será:

en donde 80 es el ángulo que forma la manivela correspondiente al cilindro en cuestión con la del cilindro nº 1. Entonces, el vector ficticio giratorio de cada cilindro, cuya proyección vertical es la fuerza de segundo orden, formará un ángulo 2 80 con el vector correspondiente al cilindro 1, como se observa en la figura 21 .7 para el motor de tres cilind ros. Por simplicidad se considera el cilindro nº 1 en el PMS a fin de que el ángulo a valga cero.

598

Motores de combustión Interna alt ernativos

cilindro

posi ción

Oº

G)

2

2x120º=24-0°

3

2x240º = 48 Oº

1JI

G) posición de los manivelas

Fig. 21.7. Fuerzas

d~

posición de los vectores de l as fuerzas de 2Q orden

inercia alternativas de 2° orden de un motor de tres cilindros

De igual manera,para cualquier otro orden superior, el vector correspondiente a cada cilindro estará situado formando un ángulo de valor i On con la dirección correspondiente al cilindro nº 1 en el PMS, siendo i el orden de las fuerzas que se estén considerando. Si la estrella de vectores que resulta tiene resultante nula, las fuerzas estarán equilibradas en el plano; si no es así, la resultante será la suma de las proyecciones verticales de los diversos vectores correspondientes a los diversos cilindros. Para el estudio de los momentos longitudinales producidos por estas fuerzas, se tomarán momentos respecto al punto central del cigüeñal. A continuación se desarrollan algunos ejemplos de equilibrado de motores policilíndricos en línea. aJ Motor bicilíndrico de 2 tiempos Las manivelas forman un ángulo de 180° para tener un tiempo igual entre encendidos. Su equilibrado se representa en la figura 21.8. - Fuerzas de inercia de 1"' orden Están equilibradas en el plano vertical, E Fa, = O, lo cual se puede ver por el sistema de los vectores rotativos, anteriormente explicado, o bien analíticamente como sigue:


599

1

Fan ·

1

Fa1

1

CD

mp

1

1I

zn 1n

p

o

180

p F

Fan

an.

mp

®

Far a

Q/2

21 Fa!

b Fig. 21.8. Equilibrado de un motor de 2 cilindros, 2 tiempos 2

E Fa1

= Fa11 + Fa12 = =

mR6 R w2 cosa

+ mR 6 R w2 cos (a + 180°) =

mRe R w2 (cosa - cosa)

O

- Fuerzas de inercia de 2° orden No están equilibradas. Se podrían equilibrar por un mecanismo similar al empleado para el motor monocilíndrico: 2

E Fa11 = Fa111 + Fa112 = mR8 R w2 A (cos2a + cos2 (a + 180°))" = 1

=

2 mRs R w2 A cos2a

- Fuerzas centrífugas Están equililbradas en este motor sin necesidad de contrapesos, al igual que en to-

600


dos los motores en los que las manivelas formen una estrella equilibrada . De todas formas, se suelen poner contrapesos en muchas ocasiones para descargar los cojinetes de apoyo del cigüeñal:

2

E Fe = Fe, + Fc2 = mRA R w2 1

-

mRA R w2

=

O

- Momentos de vuelco longitudinales Son debidos a que las fuerzas no se ejercen en el mismo plano, sino en diferentes planos perpendiculares al eje'del cigüeñal (ver capítulo 20). Tomando momentos respecto del punto medio del cigüeñal, el momento de vuelco de las fuerzas de inercia alternativas de primer orden vale:

Fa1 -

a

2

+

a

Fa1 -

2

=

mRe w2 a cosa

que actúa en el plano de los cilindros . Este momento es compensable, en parte, colocando sendas masas en la prolongación de las manivelas extremas de forma que las fuerzas centrífugas que se originan creen un momento igual y opuesto a M 1, es decir, según la figura 21.8.

M, = mRe R w2 cosa a y despejando:

en donde

e es la distancia del centro de gravedad del contrapeso al eje del cigüeñal.

De esta forma, actúa en el plano horizontal un momento de valor:

que no está compensado. El momento de vuelco debido a las fuerzas de 2° orden está equilibrado por actuar ambas fuerzas en el mismo sentido:

M11 = O Si las fuerzas centrífugas están compensadas en cada cilindro no habr'á momento

601


de vuelco producido por estas fuerzas, si no es así habrá que compensarlo con contrapesos en las prolongaciones de las manivelas extremas, de forma que el momento creado por ellas sea igual y de sentido contrario al creado por las fuerzas centrífugas no compensadas.

b) Motores bictlíndricos de 4 tiempos Se utilizan mucho en motocicletas y los codos están calados a 360° para conseguir un desfase igual entre encendidos. Su equilibrado se representa en la figura 21.9.

e=3.60º Farr

Fan

Far

Far

CD CD

11

2I 1º

2n

Fig. 21.9. Equilibrado de un motor bicilíndrico de 4 tiempos

Su equilibrado es similar al de un motor monocilíndrico, no estando compensadas ninguna de las fuerzas de inercia de 1° , 2º o cualquier otro orden superior. 2

r; Fa1 = 2 Fa 1 = 2 mR8 R w2 cosa 1

2

r:1

Fa11

=2

mRe R w2 A cos2a

Pueden compensarse con masas contrarrotantes de forma y disposición similar al motor monocilíndrico, o bien, igual que en aquel para las de 1- orden, mediante contrapesos, con la consiguiente aparición de fuerzas no compensadas en la dirección horizontal. Las fuerzas centrífugas se equilibran con contrapesos. No aparecen momentos de vuelco longitudinales pues todas las fuezas tienen el mismo sentido.

602


e) Motor de 3 cilindros de 4 tiempos Estos motores llevan cigüeñal de 3 codos a 120º. Su equilibrado se representa en la figura 21.10.

e= 120°

CD

1I 1n

3il 2n

1~

1Jll

CD 3I Fa'lZI

a

Fa.r

a

Fan

Faaz

Figura 21.10. Equilibrado de un motor de 3 cilindros de 4 tiempos

- Fuerzas de inercia de

1~

y 2° orden

Están equilibradas en el plano, como puede comprobarse analíticamente: 2

E Fa1 1

2

E Fa11

=

=

mR 8 R w 2 [coser + cos (cr

mR 8 R w2 >-. [cos2cr

+ 120°) + cos (cr + 240°)] = O

+ cos2 (cr + 120°) + cos2 (cr + 240°)] = O

Están compensadas hasta las de 4º orden, pero no las de 6° orden.

- Fuerzas centrífugas No compensadas en su propio plano; están equilibradas en el conjunto.

- Momentos de vuelco longitudinales de las fuerzas de Te' orden No están equilibrados. En efecto, tomando momentos respecto al plano central del cigüeñal: 3

E M 1 = Fan a - Fa13 a = mR8 R w 2 (coser - cos (cr + 240°)) =

= mR8

R w2 a (1,5 coser + 0,866 sena)


603

cuyo valor máximo es E M,máx = 1, 732 mRs R w2 a para los ángulos a = 150° y a = 330°.

- Momentos de vuelco longitudinales de las fuerzas de 2° orden Tampoco están compensados : 3

E M 11 = Fa111 a - Fa113 a 1

cuyo valor máximo es E Mumáx

=

mRs R w2 A a (1,5 cos2a

=

+ 0,866 sen2al

1,732 mRs R w2 ).. a

- Momentos de vuelco longitudinales de las fuerzas centrífugas No están compensados en su plano ya que actúan en planos diferentes para cada cilindro, por lo que el vector resultante se obtendrá mediante la suma vectorial de los momentos debidos a cada cilindro respecto al plano medio del cigüeñal: MR1

Fc1 a

-

M R = MR1

FC3 a

MR

M R3

=

MR2

=o

=

+ MR3

Fc 1 a cos 30°

+ Fc3 a cos 30°

1,732 Fe a

Su dirección forma permanentemente un ángulo.de 60° con la manivela del cilindro 1. Esta construcción es más conveniente hacerla de forma gráfica como indica la figu ra 21 . 11.

CD

Fig. 21 .11 . Compensación de los momentos de vuelco de las fuerzas centrífugas en un motor de 3 cilindros y 4 tiempos

604


Para compensar este momento se colocan contrapesos en las prolongaciones de las manivelas, formando un ángulo de 30º con el plano de la manivela del cilindro 1, como muestra la figura 21.11, a fin de que el momento creado sea igual y de sentido contrario al de las fuerzas centrífugas. Este sistema se podría emplear para equilibrar parte del momento de vuelco de las fuerzas de 1"' orden, aunque crea rían otro momento de vuelco no compensado en el plano perpendicular al eje de los cilindros.

d) Motor de 4 cilindros de 4 tiempos Para conseguir el orden apropiado en los encendidos estos motores llevan cigüeñal de 4 codos a 180° dispuestos como indica la figura 21.12.

- Fuerzas de inercia de 1er orden Están equilibradas:

orden de encendido: 1-3-4-2.

I~ © 1

180°

1

,[

1

,

·1

Fa1 -a t-a Fai .2 _2·- ~

la 2

l-

l.a 2.

1

[

Fig. 21.12. Equilibrado de un motor de 4 cilindros y cuatro tiempos

- Fuerzas de inercia de 2 ° orden No est,án equilibradas 4

E Fa11

= mRa

R w2 A. (2 cos2a + 2 cos2 (a + 180°))

= 4 rnRe

R w2 A. cos2a

1

Se equilibrarían mediante un mecanismo compuesto por dos ejes con masas contrarrotantes, de forma similar al motor monocilíndrico.


605

- Fuerzas centrífugas Están autoequilibradas - Momentos de vuelco longitudinales de las fuerzas de 1er orden Están equilibrados. En efecto tomando momentos respecto al punto medio del cigüeña l, (sentido positivo el de la figura 21 .12.). · 4 •

E M,

=

mRs

w2 R

3a

a

+ mRs w2 R -

2

2

- mRa w2 R

3a

- mRs w2 R

2

a

O

2

Los momentos de vuelco de las fuerzas de 2° orden y de las fuerzas centrífugas no compensadas en su plano también suman cero, por ser el cigüeñal totalmente simétrico respecto a su plano perpendicular medio. e) Motor de 5 cilindros de 4 tiempos Este motor, utilizado actualmente en motores Diesel rápidos, lleva un cigüeñal de 5 codos a 72°, a fin de establecer un orden periódico de encendidos, dispuestos como en la figura 21.13. - Fuerzas de inercia alternativas Están equilibradas hasta el sexto orden, así como las centrífugas no compensadas en su plano. orden de encend ido: 1-3-5-1+-2

a

Q

Fig. 21.13. Equilibrado de un motor de 5 cilindros y 4 tiempos

606

Motores de com bustión interna alternativos

- Momentos de vuelco longitudinales de las fuerzas de 16 ' orden No están compensados. Su resultante se obtiene realizando la suma vectorial de momento. correspondiente a cada cilindro:

M 11

mR8 R w2 a cosa

M ,2

mRa R w2

a

Fa11 a

+

cos (a

-

144°)

Fa12 -

2

2

o

M ,3

= - mRa M 15

a

Fa13 O

R w2

a

+

cos (a

-

288°)

a

- Fa14 -

2

= - mRa R w2 a

2

+

cos (á

72° )

El momento de vuelco ·resultante es: 5

-+

-

....

-+

-+

E M , = M 11 + M 12 + M,4 + M,5 1

que actúa en el pl~mo que contiene el eje de los cilindros, es decir, su dirección es la horizontal según el convenio seguido hasta ahora. Su módulo es variable con ex. Estudiemos el caso particular de a = O, es decir el cilindro nº 1 en el PMS. Para obtener el módulo del momento de vuelco resultante se determina el correspondiente a cada cilindro y se suman entre sí:

mRa R w2 cos 144° -

a

a

- m Ra R w2 cos 36° -

2

2

M 15 5

=

mRa R w 2 cos 288º -

=

mRa R w2 cos 72° a

a

2

= - mRa R w2 cos 36°

E M 1 = mR8 R w2 (a - a cos 36° + a cos 72º)

a

2

0,5 m R8 R w2 a


607

Esta construcción puede hacerse gráficamente, y como ejemplo determinaremos el momento de vuelco resultante de las fuerzas de inercia de 2° orden para ex = O. Para ello sumamos vectorialmente los momentos de los vectores ficticios rotativos correspondientes a cada cilindro, cuando el cilindro nº 1 está en el PMS (ex = 0), como se ve en la figura 21. 14a. Su proyección en la dirección vertical será el módulo del momento. Por simplificar la figura se ha tomado como dirección de cada momento la de la fuerza que lo origina, por lo que la dirección del momento de vuelco resultante será perpendicular a la proyección representativa de su módulo, es decir, la dirección horizontal. Estos momentos habría que compensarlos colocando ejes auxil(ares paralelos al eje del cigüeñal y con masas en sus extremos, situadas diametralmente opuestas una a otra en cada eje, figura 21.14b. En el caso de las de primer orden dichos ejes girarán a la velocidad del cigüeñal (w) y en el de las de 2° orden a velocidad doble (2 ~).

·,

Fig. 21.14.a y b Representación grafica de los momentos en un motor de cinco cilindros

M otores de combustión interna alternat ivos

608

- Momento de vuelco longitudinal de las fuerzas centrífugas Se obtiene fácilmente de forma gráfica como muestra la figura 21 . 15. Su módu lo 5 esE MRy actúa en un plano giratorio. Se puede compensa r con contrapesos en las 1 prolongaciones de las manivelas extremas del cigüeñal, situadas como muestra la.. figura 21.15, es decir, formando un determinado ángu lo con las prolongaciones de los brazos del cigüeñal, y de magnitud la necesaria para crear un momento igual y de sentido contrario al creado por las fuerzas centrífugas.

F.ig. 21.15. Momento de vuelco longitudinal de un motor de cinco cilindros

f) Motores de 6 cilindros de 4 tiempos El cigüeñal de estos motores tiene 6 manivelas a 120º , ta l como muestra la figura 21.16.

- Fuerzas de inercia de 1"' y 2° orden Están equilibradas, figura 21.17, lo mismo que las centrífugas no compensadas en su plano: 6

E Fa,

o

6

E Fa11

=

O

o

Como el cigüeñal es simétrico respecto al plano perpendicu lar medio, las resu ltantes de todos los momentos de vuelco longitudina les son cero.


609

(j)

+

©

'

CD® . Fig. 21 .16. Equilibrado de un motor de 6 cilindros de 4 tiempos

Este cigüeñal no necesita contrapesos para su equilibrado, 6

-

E M1 1

= E6 1

-

M 11

=

6

-

E MA = O, lo que no quiere decir que no se pongan en ocasio1

nes para descargar los cojinetes.

g J Motores de 6 cilindros de 2 tiempos Estos motores llevan 6 manivelas a 60º para conseguir una sucesión regular de en-

Fig. 21.17. Equilibrado de las fuerzas de inercia de le' y 2° orden

610


cendidos cuando el orden del mismo es 1, 5, 3, 6, 2, 4, tal como muestra la figura 21.18.

CD ~

+

1

1

CD

1

""©

3a

1

@

@

©

CD

CD

k

©

Sa -2-

_¿jl

2

Fig. 21.18. Cigüeñal de un motor de 6 cilindros de 2 tiempos

- Fuerzas de inercia de 1" y 2° orden Están equilibradas, como se comprueba fácilmente, así como las fuerzas centrífugas no compensadas en su plano: 6

-

6

-

6

-

E F8 , = E Fau = E Fe 1

1

1

=O

- Momento de vuelco longitudinal de las fuerzas de 1" orden No está equilibrado ya que, tomando momentos respecto al punto medio; resulta: 6

E M,

= mRe

5a

R w2 (

cosa

2

3a

+

cos (a

+

120°)

2

+

a - cos (a 2

+

240°) -

5a 3a a - - cos (a + 60°) cos (a + 300°) cos (a + 180°)) 2 2 2

=

mRe R w2

(

5a

3a cos (a cosa - -

2

2

-

a - - cos (a 2

=

+

+

60º) - 3a cos (a

2

a 60°) - - cos (a 2

+

60°)

+

mRe R w2 a (3 cosa - 1,732 sena)

5a 2

+

60°) -

cosa)

Equilibrado de

6 11

moto~~s

El valor máximo de este momento, que se obtendría derivando respecto de a, vale: 6

E M imáx 1

= '*'

2

3,464 m Rs R w a

para valores de a de 150° y 330°. En algunos motores este momento se equilibra colocando dos ejes con masas contrarrotantes en sus extremos, de forma que creen un momento longitudinal vertical de igual valor al creado por las fuerzas de 1"' orden, según el esquema de la figura 21.19.

CD

Fig. 21.19. Equilibrado de los momentos de vuelco en un motor de 6 cilindros 2 tiempos

- Momento de vuelco longitudinal de las fuerzas de 2° orden 6

.....

Está equilibrado: E M 11 1

=

O

- Momento de vuelco de las fuerzas centrífugas No está equilibrado. Su módulo, dirección y sentido se obtienen gráficamente según la figura 21.19. Se equilibraría por dos contrapesos diametralmente opuestos en las prolongaciones de las manivelas extremas, formando un ángulo de 30º con la vertical.

612


Los módulos de cada uno de los momentos debidos a las fuerzas centrífugas valen:

3 . M otores policilíndricos en V Los motores llamados en V son aquellos que están compuestos por dos líneas o bloques de cilindros cuyos pistones accionan el mismo cigüeñal formando entre sí un cierto ángu lo I'· Para estudiar su equilibrado pueden considerarse como un conjunto de dos motores en línea. Por lo tanto, si en un motor en línea están equilibradas unas determinadas fuerzas de inercia, en el motor en V compuesto de dos bloques, cada uno con el mismo nº de cilindros que el motor en línea y la misma disposición de manivelas del cigüeñal, también estarán equilibradas. En los motores en V se supone, mientras no se indique lo contrario, que en cada muñequilla actúan dos bielas en el mismo plano. De todas formas, se puede comprobar que si no fuese así, el error cometido sería muy pequeño. Ta l es el caso de dos bielas una al lado de la otra sobre la misma muñequilla. La magnitud de una fuerza no equilibrada en un motor en V se determina, para cada conjunto de dos cilindros sobre una misma muñequilla, como la suma vectorial de las fuerzas debidas a cada cilindro, teniendo en cuenta que están desfasadas un ángulo )', que es el ángulo que forman las dos filas de cilindros. Estudiaremos a continuación unos cuantos ejemplos. En los motores en V, la sucesión uniforme de encendidos depende tanto de la forma del cigüeñal como del ángu lo 1' entre filas de cilind ros. Por ello este ángulo se elige teniendo en cuenta el tipo de motor (2 6 4 tiempos), el equilibrado necesario y razones de t ipo constructivo y de tamaño. a) Motor de dos cilindros en V

Analicemos en primer lugar el caso general, particularizando posteriormente para 1' = 90°. Su disposición es la de la figura 21.20. Referiremos el ángulo a al eje del cilindro nº 1. - Fuerzas de inercia df! 1er orden

No están equ ilibradas. En efecto, dichas fuerzas para los cilindros 1 y 2 son en


613

R

p

Fig . 21.20. Motor de 2 cilindros en V

módulo:

Fan

rnRa R w2

Fa 12

rnRa R w 2 cos ('Y - ad

COSQ'

y su resultante: 2

-

E Fa, cuyo módulo vale:

Como se observará es variable en módulo y dirección, no pudiéndose equilibrar con contrapesos. En el caso particular de 'Y

= 90° Fa 11

Fa12

=

se tiene,

=

mRa R w2 cosa

rnRa R c./ cos (90º - al

=

mRa R w2 sena


614

2

E Fa, 1

vF~ll

+

F~12

=

mAB R w2 (constante en .módulo)

El ángulo que forma con el eje del 1e• cilindro es: i/¡

=

Fa1 2 are tang - Fan

=

are tang

mAs R w 2 sena mAB R w2 cosa

= a

Es decir su dirección es variable con la posición del cigüeñal, luego se puede equilibrar con contrapesos en las prolongaciones de las manivelas. Las masas de estos contrapesos se obtienen de la siguiente forma:

Si las bielas no están en el mismo plano, figura 21 .21. , tomando momento·s respecto al punto medio del cigüeñal se tiene:

M 11

M,2

2

=

mAe R w cosa -

=

mAs R w sena -

b

2 2

b

2

Como b suele ser muy pequeño, este momento longitudinal, que es giratorio, también resulta pequeño, y no sueie tenerse en cuenta.

- Fuerzas de inercia de 2º orden No están equilibradas. En efecto : Fa111

= mAe

R ). w2 cos2a

Fa112 = mAB R A w 2 cos (2 (-y - al) Fig. 21 .21. Codo de cigüeñal de motor en V

61 5


variable en módulo y dirección, y no se puede equilibrar con contrapesos en el cigüeñal. Para el caso de 'Y

=

90º Fa111

Fa112

=

=

mRs- R w2 A cos2a

mRs R w 2 A cos(2 (90 - a))

= - mRe R w2

A cos2a

El módulo de la fuerza resultante es: 2

E Fau = v'F~111 + F~u 2 = ..fi mRs R w2 A cos2a 1

Como se puede observar, el módulo no es constante y su dirección forma un ángulo:

¡p 1 =

F are tang ~

=

135º

ó bien -45º con el eje del primer cilindro, es decir,

Fa111

actúa en la dirección horizontal. En general no se equilibra. - Fuerzas centrífugas Se pueden equilibrar mediante contrapesos en el cigüeñal, teniendo en cuenta que en este caso:

por haber dos bielas en la misma muñequilla. En este caso no aparecen momentos de vuelco longitudinales a excepción del momento originado por las fuerzas de inercia alternativas. de primer orden, de magnitud · desprecia ble. b) Motores de dos cilindros opuestos de 4 tiempos Los motores de dos cilindros opuestos suelen llevar cigüeñales de dos muñequillas a 180° , según la figura 21.22. - Fuerzas de inercia de 1er y 2° orden Son en todo momento iguales pero de sentido contrario, por lo que están equilibradas, incluso para cualquier orden superior. - Fuerzas centrífugas No compensadas en su plan9; sucede algo similar, es decir:


616

CD o

zI Q

Fig. 21 .22. Cigüeñal de un motor de dos cilindros opuestos de 4 tiempos 2

E Fa,

=

2

E Fa11 1

=

2

E Fe 1

=O

- Momento de vuelco longitudinal Será el producido por las fuerzas de 1ª' y 2º orden; suponiendo las fuerzas centrífugas equilibradas en su plano por contrapesos: 2

E M

2

2

= E M1 + E M11 =

2

mR8 R w (cosa a

+ A cos2a a)

1

=

mR8 R w 2 a (cosa + >-. cós2a)

Este momento actúa en el plano que contiene a los ejes de los cilindros, y sólo puede equilibrarse por ejes contrarrotantes con masas en sus extremos, situadas diametralmente opuestas. Generalmente no se equilibra, aunque el momento debido a las fuerzas de 1ª' orden puede disminuirse aumentando las masas de los contrapesos. Ahora bien, esto da lugar a que aparezca una componente en sentido horizontal del mismo valor que la cantidad de momento vertical eliminada.

c) Motor de 6 cilindros en V 90° de 4 tiempos Este motor tiene un cigüeñal con 3 manivelas a 120° dispuestas como en la figura 21.23. En este motor no se puede conseguir una sucesión regu lar de encendidos, por lo


617

FaII.•

Fig. 21 .23. Cigüeñal de un motor de 6 cilindros en V 90°

cual se recurre a montar volantes con momentos de inercia superiores en un 60-70% a los de cilindros en línea. Resulta muy útil dividir el motor en tres secciones, cada una de las cuales corresponde a un motor de V 90º "de dos cilindros estudiado anteriormente. Por lo tanto, refiriéndonos a los resultados obtenidos en el apartado a), obtenemos la resultante de las fuerzas en este caso. - Fuerzas de inercia de 1e' orden Están equilibradas, como se ve en la figura 21.23, pues son constantes en módulo y giran en fase con el cigüeñal: 6

E Fa1 1

O

- Fuerzas de inercia de 2° orden Están también equilibradas: 6

E Fau

= "2 mRe

R w2 >-. (cos2a + cos (2 (a + 120º)) + cos (2 (a+ 240º)) )

- Fuerzas centrífugas no compensadas No compensadas; también están equilibradas: 6

E Fe =O 1

O


618

- Momento de vuelco de las fuerzas de 7er orden Se obtiene de igual manera que en el caso del motor de 3 cilindros y su valor es: 6

E M1 1

=

2

1,732 m Ra R w a

Actúa en un plano giratorio con el cigüeñal que forma un ángulo de 30º con la primera manivela.

- Momento de vuelco de las fuerzas centrífugas El momento de vuelco de las fuerzas que no están compensadas se obtiene de la misma forma. Su va lor es: 6

E MR ::: 1,732 -m~A R w 2 a 1

y actúa en el mismo plano que el correspondiente al de las fuerzas de primer orden. Ambos momentos podrían equilibrarse con contrapesos diametralmente opuestos en las prolongaciones de los brazos extremos y formando un ángulo de 30º con el plano de la primera manivela .

- Momento de vuelco de las fuerzas de 2º orden T iene un valor: 6

E M 11 = V2 mA8 R w2 >.a (1 ,5 cos2a + 0,866 sen 2a ) 1

que es variable en módulo , y su dirección es la horizontal. Se podría equilibrar con dos ejes con masas en sus extremos; diametralmente opuestos, girando a velocidad doble que el cigüeñal en sentido opuesto. En este motor están también equilibrados entre sí los momentos debidos al caso de no esta; las dos bielas de la misma muñequilla en el mismo plano.

d) Motor de 8 cilindros en V 90° de 4 tiempos Para conseguir una sucesión regular de encendidos en estos motores, el orden del mismo debe ser 1, 5, 4, 8, 6, 3, 7, 2 y el cigüeñal estar dispuesto como en la figura 21.24. El estudio de su equilibrado puede realizarse suponiéndolo compuesto por cuatro motores de dos cilindros en V 90º .

- Fuerzas de inercia de

1~

orden

Están equilibradas, lo mismo que las centrífugas no compensadas, como se puede ver en la figura 21 .24.

Equi librad~

619

de motores.

Fau,1

90º Fau,, Fe

Fam,s

=:

Fa!I4,a

Fan z,6 ~

Fan 3, ~

Fig. 21.24. Equilibrado de un motor en V 90° de 8 cilindros y 4 tiempos 8

E Fa1 = O

8

E Fe = O

1

- Fuerzas de inercia de 2° orden Están también equilibradas. En efecto, conociendo su valor para cada par de cilindros, y sabiendo que todas ellas tienen dirección horizontal: 8

E Fa11 1

= V2 mAs

R w2

}.. [

cos2a + cos (2 (a + 90 9 )) + cos (2 (a + 270º)) +

+ cos (2 (a + 180°))} =

= V2 rnAs

R w2

}..

[cos2a - cos2a - cos2a

+

cos2al

=

O

- Momentos de vuelco de las fuerzas de inercia de 1er orden y de las fuerzas centrífugas no compensadas en su plano No están equilibrados por no ser simétrico el cigüeñal. Los momentos resultantes se pueden obtener gráficamente tomando momentos respecto del centro del cigüeñal, según muestra la figura 21.25. Sus módulos valen :


620

E MA = v(3a m~A R w

2 2 )

1

+ (a m~A R w2 ) 2 = ffO a m~A R w2

y su dire~ción forma con las manivelas de los cilindros 3° y 2° un ángulo 'P de valor:

tg

'{>

= '{>

= =

1 3

18° 26'

CD®

CD (j)

©® Fig. 21 .25. Equilibrado de los momentos de v.uelco en un motor en V 90° de 8 cilindros 4 tiempos

Actúan en un plano giratorio con el cigüeñal que forma un ángulo de 71 º 34' con el plano de la primera manivela. Se pueden equilibrar con contrapesos colocados en las prolongaciones de las manivelas extremas, y formando un ángulo de 18º 26' con dichas manivelas,según la figura 21.25, de forma que el momento creado sea igual y de sentido contrario al creado por las fuerzas de inercia de 1"' orden y por las fuerzas centrífugas, es decir: 2

mcp Q w

mcp

b

= ffO a (mA8 +

= ffO ~ ~ b Q

m~Al R w2

(mRs +

m~A)


621

21 .4. IRREGULARIDAD DE LA VELOCIDAD DE GIRO DE UN MOTOR Se trata ahora de estudiar la variación de la velocidad instantánea de rotación a lo largo de un ciclo de funcionamiento del motor, es decir, la irregularidad de dicha velocidad. Este estudio nos conducirá al cálculo del volante de inercia que será necesario colocar para mantener dentro de unos límites dicha irregularidad. Estas variaciones de la velocidad de rotación son, en general, indeseables en las aplicaciones reales de los motores alternativos, no sólo por el efecto pernicioso sobre el elemento arrastrado y la confortabilidad del usuario, sino también por los importantes esfuerzos torsionales que pueden aparecer en el eje y en el acoplamiento de salida del motor. El problema surge a causa de la variación del momento de giro o par motor a lo largo de una revolución del mismo, lo que implica la aparición de aceleraciones y deceleraciones de la velocidad instantánea de rotación. Un primer método de corregir o atenuar la irregularidad de la velocidad de giro es subdividir el motor en varios cilindros, con lo cual las variaciones de par motor de cada cilindro se compensan en parte por los demás. El segundo método consiste en colocar una pieza de inercia elevada, llamada volante, en el extremo del cigüeñal, que actúe como acumulador de energía. A continuación estudiaremos el problema de la irregularidad visto desde dos puntos de vista: compensación de las fuerzas tangenciales, determinadas en el capítulo 20 para velocidad de giro w constante, que conduce a un cálculo aproximado del volante de inercia, y compensación de la energía cinética, lo que conducirá al diagrama de inercia y energía y al cálculo exacto del volante de inercia.

1 . Compensación de los pares producidos por las fuerzas tangenciales En el capítulo 20 se obtuvo el diagrama de las fuerzas tangenciales sobre el eje d~ muñequilla (FT) en función del ángulo girado por el cigüeñal (al, lo que condujo al diagrama de par motor para un motor monocilíndrico a velocidad constante de giro:

Si el motor es policilíndrico, la curva de par motor será la suma de las curvas correspondientes a cada cilindro, teniendo en cuenta el desfase correspondiente y el orden de encendido. La curva resultante se repite z veces en 360º en un motor de 2 tiempos y en 720º en uno de 4 tiempos, siendo z el número de cilindros del motor. En la figura 21.26 aparece dicha curva para diversos motores en un cierto régimen de funcionamiento.

622


1 cilindro

6 cilindros

4 ti empos

4 t i empos

720°

O<

120º

4 cilindros

4 cil indros

2 tiempos

4 tiempos

O<

O<

1 0°

Fig. 21.26. Curvas de par motor

Refiriéndonos a un caso particular, recordemos el diagrama de par motor de un motor de 4 cilindros y 4 tiempos funcionando en régimen estacionario, figura 21.27. La suma de las áreas que están por encima del eje de abcisas tiene que ser mayor que la suma de las áreas por debajo de dicho eje para que el motor suministre un par medio (Mm) positivo. La diferencia de áreas en un periodo completo será proporcional al trabajo realizado por el fluido motor. La altura del rectángulo rayado en la figura 21.27. representa el par motor medio. Como se recordará del capítulo 20, las fuerzas de inercia no contribuyen al par motor medio. En un motor, si desaparece la combustión, sólo contribuiría al par motor medio la presión de los gases durante la renovación de la carga, dando una resultante negativa que unida al par resistente (negativo) tenderían a parar al motor .

Equilibrado de motor9s

623

a) Obtención de la velocidad instantánea

3 cilin dros 4 cilindr os

Se pueden reducir todas las masas móviles del mecanismo biela-manivela al eje de la muñequilla (m~l. La masa resultante de esta reducción será evidentemente variable con el giro del cigüeñal, figura 21.28.

O<

= m~

Fig . 21.27. Diagrama de par motor de un 4 cilindros 4 tiempos

1/ 2 1 w2

=

=

1/2 m~ R2 w2

Hal pues c 0

=

c0 (al

La energía cinética en un cierto instante 1, vale:

donde:

mA'

m~ ,

- masa reducida a A en el instante 1.

cA1

velocidad de la masa m~ en dicho instante. - radio de la manivela.

R

11

-

= c¡,

m ~/ w~

=

m~, R2

Por el teorema de las fuerzas vivas, al pasar del instante 1 al 2,la energía cinética variará de Ec1 a Ec2 y su variación será igual o 180° 360° 540° 720° al trabajo de los momentos que actúan so Fig . 21.28. Reducción de las masas al eje bre la manivela (par motor y par resistende la muñequilla te) (figura 21 .29). Como el momento resultante (M' = Mm - Mrl no es constante, el trabajo realizado por el mismo será unas veces positivo y otras negativo, lo que da lugar a que la energía cinética sea variable a lo largo de un ciclo completo de funcionamiento del motor. Si la energía cinética es variable, también lo será la velocidad angular instantánea w.


624

Como la variación de w implica a su vez la de los esfuerzos de inercia sobre los diversos elementos (véase capítulo 20), ca~ da posición del motor tiene un estado dinámico distinto.

Si nos referimos a la figura 21.30 que representa un diagrama de pares instantáneos imaginarios, para dar generalidad a la explicación, el trabajo realizado entre los estados 1 y 2 es:

m'a2

Fig. 21.29. Variación de Ec

W1. 2 =

(ª2 j"' M'(a) da ª1

donde M'(a) es la diferencia entre el par motor y el par resistente en un instante dado:

Por lo tanto: M'da

es decir:

M'

=

1

d(I w 2 )

2

da

con lo cual:

M'

-

1

w2

2

di

+

da

1w

dw da

Ahora bien, como:

dw dt se tiene:

~

y

w

da dt


625

Fig . 21.30. Diagrama de pares instantáneos

626


1 di - w + 1€ 2 dt

M'

El término 1/ 2 w dl / dt suele ser en la práctica muy pequeño comparado con 1 €, por lo que puede despreciarse quedando:

M'(a)

=

=

dw{a) l{a) - - -

m~(a)

R2

dt

dw(a) ---

dt

121 .1. I con lo cual cuando el par M' es cero también lo es la aceleración. Como los diagramas de par motor y par resistente son conocidos, conoceremos M' en cada instante. Además, se puede determinar el momento de inercia del mecanismo biela-manivela o bien la masa reducida m~ en cada posición, luego tendremos la variación de f con el giro del cigüeñal. Integrando la ecuación [21.1 J obtendremos la curva de w en función de a. Nótese que en régimen estacionario, el trabajo del par resultante a lo largo de un ciclo completo habrá de ser cero, por lo que la velocidad media de rotación se conservará constante; es decir, régimen estacionario no implica régimen uniforme. b J Grado de irregularidad Se define el grado de irregularidad ó de la siguiente forma:

{j

=

Wmáx - Wmín

siendo Wmáx y wmín los valores máximo y mínimo de la velocidad de rotación del cigüeñal durante un ciclo completo de funcionamiento estable del motor, y wm la velocidad angular media definida de la forma: Wmáx

+ 2

Wmin

Esta velocidad media no es exactamente igual a la que leeríamos en un tacómetro en el eje de salida del motor. que sería la que se conoce como velocidad de régimen, definida así:

627

Equilibrado de motores..

!o w da Wm

=

en donde es el ángulo -total recorrido en un ciclo de trabajo. De todas formas ambos valores suelen ser muy parecidos en la práctica. El valor del grado de irregularidad que deba obtenerse dependerá de la utilización del motor en cuestión. En motores de automoción suele estar entre 0,02 y 0,05. e) Cálculo aproximado del volante El volante de inercia tiene como misión ajustar el grado de irregularidad al valor adecuado. Para ello, habría que tratar de disminuir la diferencia entre los valores de wmáx y wmrn · Dichos valores se producen siempre en. puntos de aceleración nula que corresponden a M' nulo. No es posible, por tanto, variar la posición en el tiempo de dichas velocidades, pero sí su valor. En cada instante: M'

=

1E

Si el valor de 1 se aumenta en una cantidad constante, a las mismas variaciones de par M' corresponderán aceleraciones y deceleraciones instantáneas del motor más pequeñas, y, en consecuencia, menores velocidades extremas. El momento de inercia se aumenta mediante una masa adicional, volante, situada en el extremo del cigüeñal, cuyo momento de inercia lv vale:

en donde mvA es la masa del volante de inercia reducida al punto A . Un primer método aproximado de cálculo del volante consiste en suponer despreciables las masas del mecanismo biela -manivela reducidas al punto A, (m~ l, frente a la del volante, lo cual no se aleja mucho de la realidad. Por tanto: 1 = (m~

+ mvA ) R2 : : : : mvA R2 = lv

lo cual nos conduce a un valor de 1 constante a lo largo de un ciclo. Aplicando el teorema de las_fuerzas vivas

~ntre

los valores de a correspondientes

628

a w má x y Wmin, puntos


ªª y a b en la figura 21.30,

. (ªb 1 =;ªª M'da = 2

se tiene:

2

lv Wmáx - -

1 2 lv W mín 2

A es el trabajo realizado entre los puntos de velocidades extremas, y es el máximo que tendrá que acumular el volante para cederlo durante el resto del ciclo. En la figura 21.31, se representan valores de A para motores de 4 y 2 tiempos con diversos números de cilindros, en función de las fuerzas de inercia propias (sin volan te) en el punto muerto superior. Como referencia se toma el valor de un motor monocilíndrico sin fuerzas de inercia. El valor del momento de inercia del volante vale:

A

y el grado de irregularidad resultante:

o=

A

o

El grado de irregularidad es más pequeño si crece lv o si crece wm, o bien si de· crece A. El valor de A, como se ve en la figura 21.31, decrece en general con el nú· mero de cilindros, por lo que permitirá volantes más pequeños para un mismo grade de irregularidad, a causa de la propia acción reguladora de unos cilindros sobre otros. Para valores de A e lv constantes, el aumento de la velocidad de rotación conduce a una disminución del grado de irregularidad. Ahora bien, según se observa en la figura 21.31 , en algunos casos el trabajo sobrante A aumenta al crecer el valor de las fuerzas de inercia en el PMS, las cuales crecen con wm. Un caso muy claro es el m0tor de 4 cilindros y 4 tiempos en el cual el valor de A crece muy rápidamente con el aumento de la velocidad de régimen , por lo que estos

629


FAMs=fueirzas de inercia propias en el PM S

A

A 1009<

--'---'--'"---"-"-'--7c....=c.+-"---~

100°/c

- - - - - - - - - - - - - -

3 J

14 tiempos

1

2 tiem pos

J

~~ 6

12

o Fig. 21.31. Valores de A en función de las fuerzas de inercia en el PMS

motores necesitan volantes de inercia a altas revoluciones, pero no lo necesitarían a bajas revoluciones. Otras consideraciones corno son esfuerzos en cojinetes, facilidad de arranque, aceleración , deceleración, etc., condicionan el dimensionado final del volante de inercia. Volantes de inercia grandes facilitan el arranque del motor. El proceso de cálculo del volante seguido hasta aquí conduce a buenos resultados en motores pesados y lentos, pero en motores ligeros y rápidos conduce a ciertas inexactitudes no admisibles, por lo que a continuación se desarrolla otro proceso de cálculo más exacto y adecuad0 para estos motores.

2. Compensación de la energía cinética. Diagrama de energía-inercia Hasta este momento hemos considerado la masa del mecanismo biela-manivela reducida al punto A, siendo dicha masa m~ variable. La energía cinética será en cada instante:

Ec

=

m~ w 2

2

R2

630


Este valor de la energía cinética estará compuesto de una parte constante y otra variable con OI, para ello vamos a desglosarlo en las partes correspondientes a cada miembro del mecanismo.

- Pistón: Consta de pistón con conjinete de pie de biela. bulón, frenillos y segmentos. Su masa total es mp y está sometida a un movimiento alternativo de traslación, por lo que su energía cinética es: Eca ::; -

1

mp

2

Ca

2 - Biela: Consta de biela, cojinete de cabeza de biela y tornillos de fijación del semicojinete.

Su masa es mb y su momento de inercia respecto al centro de gravedad, lb· Está sometida a un movimiento de traslación y otro de rotación alrededor de su centro de gravedad. Su energía cinética es:

en donde cb es la velocidad lineal de traslación de su centro de gravedad y wb la velocidad angular de rotación de la biela respecto a su centro de grav~dad. - Cigüeñal: Consta de muñequillas, brazos, apoyos, contrapesos y sus tornillos de fijación.

El cigüeñal esta sometido a un movimiento de giro, siendo lc9 el momento de inercia del mismo respecto a su eje de giro. Su energía cinética es: Ecg ==

1

1cg w2

2 En un cierto instante la energía cinética total que posee el sistema, refiriéndonos a un solo cilindro, es igual a la que posee en un instante determinado, por ejemplo en el punto muerto superior, Eco• más el trabajo de las fuerzas que actúan sobre el sistema, es decir las fuerzas de los gases, el par resistente, el par de fricción, y las fuerzas de la gravedad (en general despreciables). La energía cinética tota l en un cierto instante, figura 21 .32, es:


Ee

631

= -1

21

W

+ -1

cg

2

+ -1 lb

2

mb Cb

2

= -1

2

W

2 [

lcg

2

Wb

2

+

lí/

+

lb

+

I~

]

+ -1

2

mp C8

2

= -1

w2 I~

2

en donde los términos segundo, tercero y cuarto de los encerrados en el paréntesis tienen las dimensiones de un momento de inercia. I~ es el momento de inercia de todo el mecanismo, incluyendo el cigüeñal con respecto al eje de giro de este útlimo, que equivaldría conceptualmente al momento de inercia 1 del apartado anterior.

El valor de lc9 es constante, pues no depende de a, pero no así lti', lti e I~ que son funciones de cb/ wA< wbl wA y c 8 / w A respectivamente (y éstos a su vez funciones del ángulo a).

El trabajo de las fuerzas exteriores es:

Fig. 21.32. Velocidades y masas instantáneas en un mecanismo biela-manivela

WR

-

en donde: W G - trabajo de los gases.

trabajo resistente.

W t - trabajo de fricción, en general incluido en WR. W 9 - trabajo de la gravedad, en general despreciable. es decir: W

=

WG - W R

Por lo tanto, en un cierto instante del movimiento: Ec = Eco

+

W =

_!_ 2

W

2

(lcg

+

Oti'

+

lb

+

I~

))

632

Eco


=

constante; W

haciendo I'

=

=

ll,' + lt,

variable; le¡:¡

+

I~

=

constante; ll,

queda ; ll,, I ~

w2

Eco+ W

2

lcg + I'

=

=

variables

variables

=

Eco + W I~

Esta última expresión nos llevará posteriormente, una vez conocida la función que liga (Eco + W) con I~ a la determinación de la velocidad angular w en cualquier instante. Para obtener la función (Eco

+

W)

=

f(I ~ )

procederemos de la forma siguiente:

- Determinación de la función I~ = l~(a), figura 21.33a. Esta función será de :forma I~ = 10 + l'(a) y se puede conocer a partir de los datos propios del mecanismo: masas y dimensiones - Determinación de la función W sario obtener:

=

W(a), figura 21.33b, para lo cual es nece-

W G(a), lo que es factible mediante el diagrama p-a del motor, b) W R = W R(a), que vendrá determinado por el tipo de carga; generalmente es una función lineal de a.

w W=W ( o<.)

PMS

(a) mo1or:4cil indros 4t iempos Fig. 21 .33. Funciones

l~{et)

y W(et)


633

- Eliminando el ángulo a entre las funciones l~(a) y W(a), determinadas anteriormente, se obtiene una función que liga W con I~, figura 21 .34. - Eco es la energía cinética en el instante inicial (a == 0), por lo que finalmente:

En la figura 21.34 aparece esta función para las curvas de la figura 21.33, lo que se conoce como diagrama de Wittenbauer, aunque realmente en esta forma se debe a Proeger. La forma de la curva dependerá del número de cilindros y del tipo de motor. En la figura 21.35 aparecen varios diagramas de energía-inercia para motores de 4 tiempos y diversos números de cilindros. Conocida la forma de la curva se puede determinar el momento de inercia del volante necesario para conseguir un determinado grado de irregularidad. En efecto, supongamos que tenemos un motor del cual conocemos su diagrama energía-inercia, figura 21.36, y deseamos conseguir un determinado grado de irregularidad a una cierta velocidad media w.

o

w -L--L- - - - - - - - - -

T

o o

I ~(oc) Fig. 21.34. Diagrama energía-inercia

I'o

634


14

ti empos 1

w

~

~

1 cilindro

4 cilindros

S cilindros

ú 6 cilindros

8 ci l indros

10 cilindros I'o

(diferentes ese.alas) Fig. 21.35. Diagramas de

energia-inerci~

de diversos motores

De este diagrama se puede obtener la velocidad en cada punto. En efecto, sea 8 el ángulo que forma una recta que pasa por O y por un punto genérico P de la curva r, figura 21.34, entonces: tg 8

=

w +

Eco

I'o

=

-1 w2 2

por lo que:

w

=

v2 tg

o

De la expresión del grado de irregularidad tenemos:

Wmáx

Wmfn

= Wm Wm

(1

o

+ -) 2

o

(1 - - )

2


635

w

I,

O'

o

Iv Fig. 21.36. Diagrama energía -inercia de un motor

con lo cual:

tg Omax =

tg Omin =

Despreciando

ó2

w~ax

w~

2

2

W~in

w~

2

2

(1

w~ + ~)2 =

2

2

(1 -

(1

~)2

=

w~

(1

25

=

(1

2

+

ó2

_!_)

4 Omáx

+

4

frente a ó~ por ser pequeño (ó

tg

l'/

ó)

+ ó)

4

2

2

+

200

- ó)

636


tg 8min

=

( 1 - 6)

2

Determinados Omax y 8min para el 6 deseado se pueden trazar dos rectas tangentes a la curvar que formen dichos ángulos con el eje de abcisas. El punto donde dichas rectas se cortan es el nuevo origen O', figura 21.36. El desplazamiento realizado en sentido horizontal será el valor del momento de inercia lv del volante, y el desplazamiento en sentido vertical Ecv equivale a la energía cinética del mismo cuando se encuentra en el instante inicial (PMSl. Esta solución gráfica tiene el inconven iente de que los valores de 8max y 8min están próximos, por lo que en general no es fácil obtener de esta forma el punto O' con exactitud, pues pequeños errores del ángulo producirán grandes errores en lv. Para obviar este problema, puede procederse como a continuación se explica. Refiriéndonos a la figura 21.36: CA

lv tg Omáx

DA

lv tg Omín

con lo cual: CD

= lv

CA - DA w~

((1

=

lv (tg Omax - tg Om1n)

+ 6) -

(1 - 61]

=

lv w~ Ó

2 Con lo cual: CD

ó w~ En otros casos se recurre a trazar dos rectas paralelas con un ángulo Om con la horizontal y tangentes a la curva energía-inercia, siendo: tg 8m

= -1

2

Wm

2

La lon_gitud del segmento que determinan dichas rectas sobre una línea vertical, distancia BA en la figura 21.37, nos permite determinar un valor aproximado del momento de inercia del volante:


637

I~

=

BA

Como se observa, corresponde al método de compensación de fuerzas tangenciales estudiado en primer lugar, puesto que lo que se hace es suponer que: Wmáx

=

Wmín

= Wm

lo que equivale a prescindir de los efectos de inercia del mecanismo y tener en cuenta sólo el volante. El método aproximado siempre calcula los volantes por exceso,aunque cuanto mayor sea el momento de inercia del volante frente a las masas en movimiento, más se acercará el valor de AB al valor de CD, es decir el método aproximado al método exacto. Conviene hacer notar que a veces la masa del volante se distribuye parcialmente en forma de contrapesos a lo largo del cigüeñal, a fin de descargar los cojinetes de los apoyos del mismo. El momento de inercia del volante debe ser tal que asegure el funcionamiento del motor en el régimen mínimo (ralentíl , lo cual condiciona el máximo valor admisible del grado de irregularidad. Valores bajos de ó implican grandes momentos de inercia, lo que dificulta la aceleración del motor y origina ligeros efectos giroscópicos, y pequeños valores de lv dificultan el arranque del motor.

Fig. 21.37

638


BIBLIOGRAFIA GIACOSA, D.: Motores endotérmicos. Científico Médica. 1964. JOVAJ, M.S. y MASLOV, G.S.: Motores de automóvil. MIR. 1978. KHOVAKH, M.: Motor Vehicle Engines. MIR. 1971. LAMADRID, A. y CORRAL, A.: Cinemática y dinámica de máquinas. Sección de Publicaciones de la E.T.S.1.1. de Madrid. 1969. LIST, H.: La dinámica de los motores de combustión interna. Labor, S.A. 1944. ·PAYRI, F.: Dinámica de los motores. Sección de Publicaciones de la E.T.S.1.1. de Madrid. 1978. TAYLOR, C.F.: The Interna! Combustion Engine in Theory and Practice. Volumen 11. MIT Press. 1982.

CAPITULO 22

ELEMENTOS CONSTRUCTIVOS

22. 1.

Cilindro

22.2.

Bloque de cilindros y bancada

22.3.

Culata

22.4.

Pistón

22.5.

Bu Ión

22. 6.

Segmentos

22.7.

Biela

22.8.

Cigüeñal

22.9.

Cojinetes

22.10. Válvulas 22.11. Sistema de distribución


22. 1. CILINDRO El cilindro es una de las piezas más importantes que constituyen un motor, y su adecuado diseño tiene gran repercusión sobre el conjunto. El cilindro además de constituir una parte apreciable del costo, peso y tamaño del motor, ejerce una influencia capital en el comportamiento, fiabilidad, durabilidad y mantenimiento de éste. Las generalizaciones en el estudio del cilindro resultan difíciles, puesto que su diseño está en función de una serie amplia de condicionantes, como pueden ser: tipo de servicio, reducción de costos, tamaño del motor, etc. Sin embargo se intentarán resumir sus características y servidumbres más generales, así como los mat~riales más comúnmente empleados. Para efectuar tal estudio se considerará un solo cilindro separado de los otros que pudieran constituir el motor, realizándose el estudio del conjunto de cilindros en el próximo apartado.

1 . Paredes del cilindro Aunque las paredes del cilindro tienen una cierta función estructural , su misión fundamental es la de guiar el pistón, por lo que se presenta una importante fricción en tre ambos. Existen dos tipos constructivos básicos:

- Cilir- ·iros sin camisa. - Cilmdros con camisa. a) Cilindros sin camisa En los motores sin camisa es el propio cilindro el que entra en contacto con el pistón y los segmentos. Esta disposición es corriente en motores pequeños y en motores de automóvil. La ventaja fundamental que presenta el cilindro sin camisa frente al cilindro encamisado es la economía, sin embargo tiene una serie de inconvenientes, como son: - Es necesario emplear para el conjunto del cilindro materiales que tengan buenas características rozantes. Así, por ejemplo , en el caso de emplear cilindros

642


de aleación ligera es casi ineludible la disposición con camisas o el tratamiento superficial del cilindro. - De ocurrir alguna avería o con los desgastes lógicos del motor hay que mecanizar el cilindro a sobremedida, lo cual sólo se puede realizar unas pocas veces. Por esta razón los motores que deben tener una vida larga suelen emplear cilindros con camisa.

b) Cilindros con camisa La camisa es una pieza postiza que se introduce en el cilindro y es la que entra en contacto con el pistón y los segmentos. Este sistema presenta el inconveniente de su mayor precio , sin embargo como ventajas pueden citarse el poder emplear materiales especiales y la posibilidad de sustituir la camisa en el caso de avería o desgaste. Esta solución constructiva es utilizada en la mayor parte de los motores, y se hace casi imprescindible en motores que utilizan cilindros de aleación ligera. En los motores refrigerados por agua se puede efectuar una nueva subdivisión , a saber: - Camisa húmeda. - Camisa seca. Estos dos tipos constructivos están representados en la figura 22.1. Recibe el nombre de camisa seca aquella que se introduce con interferencia en

f"iq 22. 1 T ipo<; cfo dlind1os re frioern rlos p or agua

Elementos constructivos

643

el cilindro y por tanto está en íntimo contacto con él sin ningún hueco entre ambas piezas. Estas camisas son generalmente delgadas, pues su 111isión es exclusivamente rozante, siendo el cilindro el encargado de realizar la función resistente del conjunto. En el caso de que la camisa sea húmeda existe entre ésta y el cilindro una cámara por donde circula el agua de refrigeración. Las camisas húmedas son normalmente de mayor espesor que las camisas secas, pues además de estar sometidas a fricción, tienen que absorber todas las tensiones debidas a la presión de los gases y los esfuerzos que transmite el pistón. Esta es la solución comúnmente empleada en los grandes motores, aunque también es corriente en motores medios y de automóvil. En los motores de gran cilindrada el espesor de las camisas debe ser muy grande debido a las elevadas cargas mecánicas que aparecen. Esto presenta el inconveniente de que las temperaturas en la superficie del cilindro podrían llegar a ser excesivas, apareciendo por tanto fuertes tensiones térmicas. Para evitar el que se puedan alcanzar estas altas temperaturas, pero manteniendo el espesor de la camisa, se han empleado dos tipos de soluciones. La primera de ellas consiste en disponer nervios gruesos con canales de refrigeración por la parte exterior de la camisa, solución que prácticamente está abandonada. La segunda solución consiste en refrigerar la parte alta de la camisa por medio de taladros por los que circula el agua de refrigeración tal y como aparece en la figura 22.2. Este tipo de solución se ha aplicado por algunos constructores a partir de los 400 mm de diámetro. En el diseño de la camisa deben tenerse en cuenta las siguientes circunstancias:

'Ristón

Fig . 22.2. Camisa refrigerada por taladros

- La camisa húmeda tiene una pestaña en la parte superior que ajusta en un rebaje del cilindro. Al atornillar la culata en el bloque ésta presiona sobre la camisa que queda de esta forma inmovilizada. Es importante prever los esfuerzos a los que está sometida por esta razón, y limitarlos al máximo para que no generen deformaciones importantes en la misma. - En las camisas húmedas se debe garantizar un cierre hermético para evitar fugas de agua. Con este fin se dispone un anillo de

644


cobre o latón en la pestaña superior y un anillo de goma en la inferior. - En el caso de camisa seca la interferencia debe ser tal que no pueda producirse el deslizamiento de ésta respecto al cilindro cuando el motor está en funcionamiento.

2. Refrigeración del cilindro Las paredes del cilindro se encuentran , como es lógico, en el recorrido del flujo calorífico que se establece entre los gases y el refrigerante. Los problemas que esto presenta crecen con el tamaño del cilindro, e implican las siguientes consideraciones: - Hay que procurar que el recorrido del flujo calorífico sea lo más corto posible, particularmente en las zonas próximas a la culata, ..de ahí la importancia de la pestaña. - Se debe evitar en lo posible la distorsión de las paredes como consecuencia de los gradientes térmicos a que está sujeto el cilindro, o la camisa en su caso. Particularmente importante es conocer las dilataciones diferenciales entre el cilindro y la culata para evitar excesivas tensiones mecánicas. e'-'

oN oºº aC>.../'N N-~-

Algunas consideraciones a efectuar en los motores según estén refrigerados por agua o por aire, son: a) Refrigeración por agua Para evitar fuertes gradientes térmicos el fluido suele circular desde la parte inferior del cilindro, que es la más fría, a la zona superior que es la más caliente. Las superficies exteriores deben ser lo más lisas posibles para facilitar el proceso de evacuación de calor. Es important e al diseñar el cilindro prever 'los posibles p roblemas que puedan plantearse debidos a la corrosión y particularmente a la cavitación, por la disminución del coeficiente de película y el deterioro mecánico que este fenómeno origina en el ci-

Fig. 22 .3. Tcmperaturcts r>n niinisa

li11ctro .


645

Particularmente importantes en cuanto al fenómeno de la cavitación son las vibraciones de las paredes de la camisa. Si éstas alcanzan amplitudes de cierta importan cia producen alternativamente presiones y depresiones en el agua. La depresión hace que puedan aparecer burbujas de vapor, que al volverse a condensar crean fuertes gradientes de presión que erosionan de forma importante la cara exterior de la camisa. Cuando el motor equipa camisas secas hay que garantizar un contacto perfecto camisa-cilindro, puesto que en las zonas sin contacto disminuye apreciablemente el coeficiente global de transmisión de calor con el consiguiente peligro de agarrotamiento del émbolo. b) Refrigeración por aire

La refrigeración por aire es más delicada debido al bajo valor del coeficiente de película entre pared del cilindro y aire. En motores refrigerados por aire es bastante usual encontrar cilindros de aleaciones ligeras, que presentan coeficientes de conductividad elevados. Como se mencionaba antes, el cilindro de aleación ligera se encamisa en muchos casos y en e~te caso se suele fundir el cilindro con sus aletas sobre la propia camisa, con lo que se garantiza un contacto perfecto entre ambas piezas, o bien se montan las camisas con interferencia, calentan'd o el cilindro y enfriando la camisa para garantizar el contacto. Este sistema tiene la ventaja sobre el anterior de que permite sustituir la camisa, y en el caso de motores de dos tiempos los conductos de transferencia pueden ser acabados con mayor precisión. Sin embargo presenta el inconveniente de que necesita más operaciones,a la vez que el rechazo de piezas es mayor, ya que la precisión en el mecanizado y montaje de cilindro y camisa d~be ser alta para impedir que se formen bolsas de aire entre ambas piezas que llevarían al gripado del pistón. Como conclusión podemos decir que este segundo sistema tiene un costo superior. Por ·la necesidad de disponer aletas en el cilindro y la culata, los motores refrigerados por aire presentan, como se verá más adelante distancias elevadas entre los distintos cilindros. 3. Motores de 2 tiempos

Las lumbreras de admisión, y particu larmente las de escape, constituyen un serio problema a la hora del diseño para armonizar una buena resistencia mecánica del ci lindro con unas secciones de paso suficientes. Hay que tener en cuenta la gran diferencia de temperaturas entre la admisión y el escape, y establecer un sistema de refrigeración en los puentes entre lumbreras n0ra evita r tensiones excesivas debidas a dilataciones térmicas diferenciales.

646

M.~tores

de combustión interna alternativos

Se debe poner especial atención a la rigidez del cilindro en la zona ocupada por las lumbreras, para evitar deformaciones que provoquen roturas por fatiga y deformaciones por dilatación térmica excesiva. El calentamiento excesivo de los puentes de las lumbreras provoca una curvatura de éstos hacia la parte interior del cilindro, con el peligro de agarrotamiento del pistón que eilo conlleva. El medio más efectivo para prevenir estos calentamientos excesivos es la circulación de agua a través de los puentes por orificios fundidos o mecanizados en su interior (figura 22.4). Otro factor a tener en cuenta en los grandes motores de dos tiempos es el tamaño. forma e inclinación de las ranuras de distribución de aceite que se hallan en la parte alta de la camisa , ya que un mal diseño de estos elementos puede llevar al ensuciamiento de las mismas, lo que se traduce en una mala lubricación del sistema pistóncil indro. 4. Ac;:abado superficial La superficie rozante del cilindro debe tener un buen acabado superficial con el fin Fig. 22.4. Refrigeración de los puentes de las de evitar rugosidades excesivas que procamisas de motores 2T voquen desgastes elevados en el pistón y los segmentos. Sin embargo. un acabado demasiado bueno, que elimine prácticamente toda traza de rugosidad, es también una mala solución , puesto que el cilindro pierde su capacidad de retener aceite. y la lubricación del pistón y segmentos es deficiente (figura 22.5). Es habitual realizar el mecanizado de las superficies interiores del cilindro con un ángulo de inclinación de 45° en relación a la generatriz del cilindro . Este tipo de me canizado facilita el rodaje del motor. El acabado superficial lo termina de dar el segmento durante el rodaje de tal forma que el cilindro se adapta al segmento y el asentamiento es más perfecto.


647

s in rodaje

rodaje in corred o

rodaje perfecto Fig. 22.5. Estado superficial de la pared del cilindro

5. Desgaste de las paredes Es interesante poner de manifiesto que en condiciones normales el máximo desgaste se produce en la zona superior del cilindro, a pesar de que la velocidad del pistón es relativamente baja. La causa de este fenóm.eno es la falta de eng rase hidrodinámi-


648

PMS del segmento

de fuego

100 E E

e

·o

80

VI

ci

60

QJ

'O

e

·o

40

u

·VI

o

o.

20

co en esta zona, sumada a las altas temperaturas que se alcanzan y que también colaboran a hacer deficitario el engrase, , rompiendo la película de aceite,con lo que los segmentos entran en contacto directo con el cilindro (figura 22.6).

En el arranque en frío, como consecuencia de la elevada viscosidad del aceite, éste no fluye como sería deseable y por tanto el engrase deja de ser fluido, pasando a ser semifluido e incluso seco. Así pues, puede afirmarse que el desgaste de los cilindros está causado en su mayor parte por los arranques en frío. Tampoco hay que olPMI del segmento de fuego vidar.al hablar de desgastes, las partículas 120 40 80 160 duras que arrastra el aire aspirado. desgaste (µm)

6. Materiales Fig. 22.6. Desgaste de la pared del cilindro

El material empleado comúnmente en los cilindros es la fundición gris, que debe reunir las siguientes propiedades: - La estructura debe ser perlítica y se admite un máximo del 3% de ferrita y cementita libres. Deben evitarse estructuras ferríticas, puesto que como este componente es muy blando el desgaste alcanza magnitudes importantes. La estructura perlítica es ideal para el cilindro, puesto que al ser un eutectoide formado por ferrita y cementita se produce el fenómeno siguiente: Las placas de ferrita se desgastan y crean pequeñas oquedades que sirven para almacenar el aceite de lubricación; la cementita en cambio, por su gran dureza, no se desgasta y es la que se encarga del rozamiento. - Debe contener grafito fino y bien repartido. - Debe éontener una red de fósforo bien distribuida, pero sin sobrepasar el 0,7% para evitar disminuciones en la resistencia mecánica. En algunos casos se utilizan aleaciones de Cr, Mo y Va así como tratamientos superficiales, aunque no es lo usual. Otra técnica empleada en algunos casos es el cromado del cilindro, sin embargo este tratamiento tiene el inconveniente de retener mal el aceite. Este problema se soluciona en parte con el cromado MATo con un tratamiento de chispa o granallado


649

posterior al cromado. Entre las ventajas que presenta el cromado pueden citarse las siguientes: - Tiene un coeficiente de rozamiento con el acero muy bajo. - Elimina las microsoldaduras. - Es excepcionalmente resistente a la corrosión. Finalmente hay que hacer referencia a los tratamientos utilizados para eliminar el encamisado de los cilidros de aleación ligera de motores pequeños, siendo los fundamentales los siguientes: - Cilindros cromados. - Compuestos a base de níquel, silicio y carburo, como el Nikasil o el Elnasil. - Aleaciones de aluminio y silicio (Reynolds 390). Al primer tipo ya nos hemos referido con anterioridad; tal y como hemos visto tiene ventajas importantes, siendo su principal desventaja el alto coste del producto final si se desea obtener un cilindro con buenas propiedades. Los compuestos a base de níquel, silicio y carburo se electrodepositan en la superficie interna de los cilindros; si bien presentan unas propiedades rozantes superiores al cromado, se piensa que los costos de fabricación son superiores. Este tipo de tratamiento no está todavía extendido para la producción en grandes series. En cuanto al último tipo de tratamiento, que ya ha sido empleado en Estados Unidos para la producción en grandes series, consiste en utilizar una aleación de aluminio y silicio y una vez mecanizado el cilindro se trata la superficie interna por medios químicos haciendo desaparecer el aluminio, con lo que queda una capa de silicio de gran dureza y porosidad apropiada para funcionar en. buenas condiciones como superficie frotante. Esta superficie combinada con el uso de pistones cromados da lu gar a un conjunto cilindro-pistón con un coste inferior a los mencionados anteriomente, pero con unas prestaciones inferiores.

22.2. BLOQUE DE CILINDROS Y BANCADA Con el nombre de bloque de cilindros y/ o bancada se conocen los elementos estructurales sobre los que se apoyan las demás partes del motor, por lo que su rigidez es esencial para un buen funcionamiento del mismo. De nada sirve diseñar y mecanizar con cotas muy estrechas' si posteriormente existen deformaciones del elemento estructural durante el funcionamiento.


650

Existen diversas soluciones constructivas en función de los distintos diseños, que podemos agrupar en tres tipos: - Motores en los cuales los distintos cilindros forman una unidad conocida con el nombre de bloque de cilindros. Este es el caso habitual en motores pequeños y medios refrigerados por agua. En motores medios, este tipo de diseño está subordinado al hecho de que la cabeza de biela pueda pasar a través del cilindro. - Motores en los cuales los distintos cilindros están separados entre sí, siendo todos solidarios por medio de tornillos a una pieza común conocida con el nómbre de bancada. Esta solución es típica en los motores refrigerados por aire, para aumentar el área de las aletas, y en los grandes motores Diesel (figura 22. 7). - Existen motores que presentan soluciones intermedias como por ejemplo agrupar un cierto número de cilindros en una sola pieza. 1 . Distancia entre cilindros

En motores con bloque, la distancia entre ejes de dos cilindros consecutivos es del siguiente orden: Motores de encendido por compresión / = 1,2 1,35 D Motores de encendido provocado I = 1, 1 + 1,2 D

Fig. 22 7. Bancada de un gran motor Diesel

651


En el caso de emplear cilindros individuales, esta distancia aumenta hasta / 1,9 D.

=

1,8

+

Finalmente en motores refrigerados por aire se estima convenientemente una separación todavía mayor: / = 1,4 + 2, O D. 2. Fijación del cigüeñal La unión del bloque y el cigüeñal puede ser de dos formas (figura 22.8): - En los pequeños motores con bloque de cilindros es usual el cigüeñal suspendido del propio bloque. Esta solución puede provocar importantes deformaciones de los sombreretes e incluso del propio bloque, y se ha usado para motores de hasta 400 mm de diámetro. - A medida que crece el tamaño del motor se tiende al empleo del cigüeñal apoyado sobre una bancada, que admite ésfuerzos muy superiores. Con el fin de poder desmontar el cigüeñal sin tener que levantar el bloque de cilindros, en los grandes motores se emplea el cárter tún~I, y en otros casos se hace accesible el cigüeñal por medio de tapas laterales.

cigüeñal suspendido cigüeñal Fig. 22.8. Tipos de fijaciones del cig üeñal

apoyado

652


En los motores en V aparecen esfuerzos laterales que deben tenerse en cuenta en el diseño.

3. Accesibilidad A l diseñar el bloque de cilindros y la bancada hay que prestar atención a la accesibilidad de los distintos elementos del motor. Así. es importante poder reparar un cilindro sin tener que desmontar el conjúnto, con lo que se diseña de tal forma que sea posible extraer el pistón con la biela por la parte superior sin sacar el cigüeñal. El empleo de culatas independientes es también favorable para la accesibilidad.

4. M ateriales Los materiales más comúnmente empleados para la fabricación del bloque y la bancada son:

a) Hierro fundido Es muy frecuente en motores de automoción. Como ventajas más importantes se pueden destacar su aptitud para tomar formas complicadas, su elevada rigidez, que le hace estable de forma, y una alta resistencia a la fatiga, además de ser una solución más barata y que hace menos ruidosos los motores. Su mayor inconveniente es el peso.

b) Aleación ligera La construcción de un bloque de aleación ligera responde siempre a una necesidad de disminuir el peso , por lo que emp ieza. a utilizarse en automoción, siendo su empleo habitual en competición. La aleación ligera tiene problemas de resistencia mecánica y su rigidez es inferior a la del hierro fundido, siendo además menos estable de forma.

e) Chapa soldada Su empleo está prácticamente reducido a los grandes motores,alternándolo con la fundición. Presenta la ventaja de un peso más reducido . Por otra parte en el montaje permite manejar piezas de cualquier volumen. Es muy usual en los grandes motores marinos.

2 2 .3 . CULATA La culata es una de las piezas del motor de diseño más complejo por la cantidad de funciones y requerimientos que debe cumplir (figura 22.9). Como ejemplo pueden citarse: - Los conductos de admisión y escape deben tener secciones generosas para

653


válvula

vál vula

de

de

conducto

de adm i sión Fig. 22.9. Vista de una culata

lograr un elevado rendimiento volumétrico y por lo tanto conseguir una elevada potencia del motor. - La culata se encarga en parte de crear turbulencia en la carga fresca. Particularmente importante es esta circunstancia en los _motores Diesel. Para ello debe · tener una geometría apropiada (figura 22.10). - La culata está sometida a elevadas tensiones mecánicas, como consecuencia de la presión de los gases durante el proceso de combustión. - La culata sufre elevadas tensiones térmicas, siendo la parte del motor en la que el flujo de calor es más elevado. Esto lleva consigo la necesidad de un estudio cuidadoso de la refrigeración a la hora de diseñar la culata, procurando evitar al máximo las tensiones térmicas provocadas por fuertes gradientes de temperatura, para alejar el peligro de las grietas por fatiga térmica. Así mismo la complejidad de la culata es evidente por la gran cantidad de elementos que son solidarios a ella: válvulas, inyectores, balancines, árboles de levas en algu nos casos, etc., por el gran número de orificios que en ella existen, como son los de refrigeración, engrase, etc; por la gran precisión que requiere su mecanizado y por las exigencias algunas veces contrapuestas que tiene que superar. La práctica habitual es partir de una culata y por pruebas sucesivas ir perfeccionándola en todos sus detalles, sin embargo existen algunas directrices de diseño que es necesario conocer para abordar con posibilidades de éxito un nuevo diseño.

1 . Conductos de escape y de admisión (pipas) Los conductos de la culata deben diseñarse teniendo en cuenta tres factores: el flu jo de gas, el flujo calorífico y la resistencia mecánica del conjunto. Un principio gene-

654


ral es hacer los conductos rectos siempre que sea posible, y evitar restricciones en su sección superiores a las del paso del fluido por las válvulas. a) Conductos de admisión (pipa de admisión)

El conducto de admisión debe dimensionarse para que el número de Mach oscile entre 0,2 y 0,6, siendo el límite superior crítico, pues para valores más altos el rendimiento volumétrico decrece de forma rápida. Por otra parte, y especialmente en los motores Diesel, es necesario crear una cierta turbulencia en el fluido. Ello puede obligar a diseñar los conductos en forma de espiral, para que el fluido tenga una componente rotacional, o bien con entrada tangenci~I al cilindro. Otra solución típica, que ya Fig. 22.10. Pipa de admisión de MEC en forma no afecta a la culata es el deflector en la de espiral válvula de admisión, solución que está siendo abandonada. Evidentemente el empleo de este tipo de soluciones está reñido con la obtención de elevados rendimientos volumétricos, y el diseño resulta un compromiso de difícil solución. ad mi s i ón

escape

b) Conductos de escape (pipa de escape)

En este caso el problema más importante es la refrigeración de la válvula de escape. Para aumentar el flujo calorífico además de dar más sección a la espiga de la válvula, se acerca la guía lo más posible a la cabeza de la válvula. En general, es admisible sacrificar el coeficiente de flujo frente a una buena refrigeración, y se admiten velocidades más altas que en la admision.

2. Asientos de válvulas

Fig. 22.11. Pipas de admisión y escape

La adopción de asientos de válvulas postizos de material duro y resistente al choque es casi obligado en todos los casos,


655

aunque la culata sea de hierro. Particularmente importante es la válvula de escape debido a la mayor temperatura con que ésta funciona (figura 22.12). Los asientos suelen ir montados con interferencia en la culata, montándose contraídos después de enfriarlos y con la culata caliente. En los motores muy grandes se pueden presentar problemas térmicos en los asientos de las válvulas de escape. Para solucionarlos se han montado en ocasiones asientos refrigerados del tipo del representado en la fi gura 22.13. Fig. 22.12. Asiento de válvula

3 . Guias de válvulas \______; 1

Las guías de válvula suelen ser de aleaciones especiales para disminuir el desgaste por fricción. La guía de válvula debe estar montada y mecanizada con gran precisión para asegurar un buen centrado de la válvula sobre su asiento y conseguir un cierre perfecto. Por otra parte está encargada de disipar el calor que transmite la válvula de escape.

El juego entre la válvula y su guía es un parámetro crítico, pues hay que evitar por Fig. 22.13. Asiento refrigerado una parte el agarrotamiento por dilatación de la válvula, y por otra parte que circule el aceite a través del huelgo, aceite éste que, o bien se pierde por el escape, o bien es quemado en el motor produciendo carbonilla. El consumo de aceite en las guías es más importante en la válvula de admisión por la depresión que crea el pistón en el conducto de admisión durante su carrera descendente (figura 22.14).

4. Junta de culata y espárragos de culata La junta de culata es la encargada de evitar que los gases a gran presión contenidos en el cilindro escapen entre la culata y el bloque. Estas juntas están construidas de materiales muy deformables para acomodarse bien a todas las pequeñas irregularidades de los planos de asiento de bloque y culata. Por ejemplo se utilizan muchos metales blandos o bien hojas de metal alternadas con asbesto. El apriete para producir la hermetiddad está asegurado por los espárragos de cula-

·sss


ta. que deben tener unas características mecánicas y un par de apriete tales que la presión en el cilindro no venza el esfuerzo de compresión de los espárragos.

5 . Culatines En los motores de encendido provocado. y en pequeños motores Diesel se suele utilizar una sola culata para tod.os los cilindros del motor. A medida que aumenta el tamaño del motor, los problemas mecánicos por di lataciones térmicas son más acentuados. lo que lleva a subdividir la culata empleando cu latines para grupos de dos o tres cilindros. En motores medios y grandes es normal la utilización de un solo culatín por cilindro. Fig. 22.14. Consumo de aceite. Válvulas de admisión

En los grandes motores de barco, con el fin de garantizar una mayor refrigeración, se han empleado dos tipos de soluciones:

· La primera de ellas consiste en montar una culata por cilindro y dentro de ella un culatín que soporta el inyector, las válvulas de arranque y seguridad y las válvulas de escape si existen. Este tipo de disposición constructiva aparece representado en la f igura 22.15. • La segunda consiste en fabricar las culatas macizas y posteriormente hacer toda una serie de taladros en la misma para permitir la circulación del agua de refrigeración. La figura 22.16 corresponde a una culata de este tipo con escape por válvula.

6. Refrigeración Como ya se anunciaba al principio, uno de los problemas más graves en el diseño de la culata es la minimización de las tensiones térmicas con una adecuada refrige· ración. A continuación se dan unas directrices generales para el diseño.

Fig. 22.15. Culatín con inyector

· Los espesores de las paredes serán tan pe· queños como sea posible dentro de las li· mitaciones mecánicas que existen, con el


657

fin de favorecer la evacuación de calor. ta ladros

- La velocidad de circulación del agua debe ser del orden de 1,5 m / s para conseguir una buena refrigeración . - Se debe prestar especial atención a la circulación del agua en:

Fig. 22.16. Culata refrigerada por taladros

- Válvulas de escape. - Zona del inyector en motores Diesel. - Garganta de la precámara en los Diesel de inyección indirecta.

- A medida que crece el tamaño del cilindro el motor es más adiabático, y los problemas de origen térmico son más graves y requieren un diseño más cuidado. - Indiquemos finalmente que en motores refrigerados por aire el número y/ o superficie de aletas debe aumentarse en las zonas térmicamente más castigadas. En cualquier caso no debe olvidarse,que en motores con diámetro de pistón mayor de 150 mm, los problemas térmicos impiden la refrigeración por aire .

7. Materiales Las culatas pueden estar fabricadas o bien de fundición o bien de aleación de aluminio. Lo usual es encontrar culatas de fundición en los grandes motores y en los motores Diesel por sus buenas características mecánicas. Las aleaciones ligeras se vienen utilizando en los motores de encendido provocado de automoción por su mayor coeficiente de conductividad térmica, lo que disminuye los problemas de detonación. Sin embargo presenta el problema de su mayor dilatación térmica como ya se apuntaba anteriormente. En motores de automoción se utilizan en ciertos casos culatas de hierro dado que el precio de la pieza acabada puede llegar a ser la mitad del precio de una culata de aleación ligera, puesto que se eliminan los asientos de válvulas y las guías postizas. Por otra parte las culatas de hierro son más rígidas y admiten mayores aprietes contra el bloque,con lo que los problemas de cierre quedan prácticamente eliminados.

22.4. PISTON El pistón tiene encomendadas tres funciones claras: - Transmitir al cigüeñal por medio de la biela los esfuerzos debidos a los gases. - Ser estanco a los gases y al aceite.

658


- Transmitir el calor que recibe durante el proceso de combustión a las paredes del cilindro.

ca~eza

Al contrario que los diversos elementos estudiados hasta ahora, el pistón es una pieza móvil, que trabaja con cargas y regímenes muy variados. Esto hace que el pistón deba cumplir características como son:

f.a lda

1

u l oj um i ento¡

- Ligereza. - Funcionamiento. silencioso. - Una larga duración. 1 . Partes del pistón

del bu Lón 1 El pistón puede descomponerse en cuatro partes principales (figura 22.17): - La cabeza, sobre la que actúa directamente la presión de los gases de combustión . - Los.portasegmentos, que alojan los segmentos para asegurar la estanqueidad a los gases y al aceite y disipar una parte importante del calor del pistón al cilindro. - El alojamiento del bulón. . - La fafda o parte frotante. El papel de la falda es guiar los portasegmentos y eventualmente disipar calor. Fig. 22.17. Partes de un pistón

a) Cabeza del pistón La cabeza del pistón puede tener geometrías muy diferentes según el tipo de motor. En los motores de encendido provocado suele ser plana o ligeramente abombada . En algunos casos el constructor da üna cierta inclinación a la cabeza buscando una cámara de combustión ventajosa. Sin embargo hay casos en que la geometría no puede ser tan sencilla. Por ejemplo en los motores de encendido por compresión, particularmente en los de inyección directa que tienen culata plana, en los que la cámara de combustión está labrada en el propio pistón, con lo que las geometrías se complican (figura 22.18). Fig. 22.18. Pistón con cámara tipo Saurer

En este tipo de motores hay que poner especial

659


atención a la distribución de temperaturas en la cabeza. En algunas ocasiones secolocan materiales especiales en la zona donde incide el chorro del inyector. Estas piezas postizas resultan en general caras. Otro caso típico de geometría de cabeza de pistón complicada es el caso en el que exista peligro de interferencia entre el pistón y las válvulas, por lo que hay que prever el alojamiento del plato de la válvula en el pistón (figura 22.19). La forma interior de la cabeza del pistón, es decir el fondo del pistón, debe diseñarse buscando una alta resistencia mecánica y una buena evacuación del calor. Es normal encontrar nervios que permiten espesores de cabeza más pequeños y cumplen la doble función estructural y conductora del flujo calorífico. b) Portasegmentos

Fig. 22.19. Pistón con rebajes para evitar interferencias con las válvulas

- En los MEP:

Esta parte del pistón recibe los segmentos, siendo su número variable según el constructor y el tipo de motor. La tendencia más generalizada en la actualidad respecto al nú mero de segmentos es la siguiente:

- Dos segmentos de estanqueidad - Un segmento rascador

- En los MEC de automoción: - Tres segmentos de estanqueidad - Un segmento ra~cador. En los grandes motores Diesel el número de segmentos aumenta, aunque en general existe una tendencia a la reducción del número. La posición del primer segmento de estanqueidad, conocido como segmento de fue-· go, es un parámetro importante que influye sobre el cresgaste, el posible engomado

660

Motores de combust ión interna altern at ivos

del segmento y la transmisión de calor. La tendencia genera l es a baja r la posición de este primer segmento, con lo que la longitud total del pistón debe aumentar. Esta característica es más acentuada en los motores Diesel para evitar el engomado del segmento. En muchos casos se utiliza otra técnica para evitar este problema. Tal y CC'mo está representado en la figura 22.20, se mecanizan unas pequeñas gargantas en la parte alta de l pistón, que evitan en parte el paso de los gases hacia el segmento. No hay que olvidar sin embargo que a medida que el segmento de fuego se aleja de la cara superior del pistón, existe más cantidad de hidrocarburos sin quemar en esa zona , lo que aumenta la contaminación. La distancia entre los. segmentos de estanqueidad es función del material utilizado Fig. 22.20. Detalle de un pistón con gargantas en el pistón, pero a título orientativo es, mecanizadas como mínimo, igual a la altura del segmento. En cuanto al alojamiento de los segmentos rascadores hay que prever un sistema de evacuación de aceite por medio de taladros o lumbreras que resulte efectivo y que no d isminuya excesivamente la resistencia mecánica del conjunto (figura 22.21 ). En muchos casos por debajo del segmento rascador se sitúa una ranura que hace de almacén del aceite y lo reparte por toda la . circunferencia del pistón, descargando el aceite o bien por agujeros o llevándolo hacia la zona del bulón donde suele existir un destalona miento.

Fig. 22 .21. Sistemas de evacuación de aceite desde el alojamiento del segmento rascador

Hay que tener presente que los segmentos tienen un movimiento tanto alternativo, debido a la inercia, corno de rotación dentro de sus alojamientos . El primer movimiento provoca un golpeteo continuo del segmento contra las paredes superior e inferior de su alojamiento, que puede producir serios desgastes en el portasegmentos. Para evita r estos desgastes es una prácti-

661


ca habitual, por ejemplo en motores Diesel de automoción, reforza r el alojam iento por medio de un aro de fundición o de acero débilmente aleado, por ejemplo con níquel. (figura 22.22).

e) Alojamiento del bufón El alojamiento del bulón debe ser extremadamente rígido para evitar deformaciones debidas a los esfuerzos y a las dilataciones térmicas. En algunos casos se descentra el eje del bu Ión ( 1 a 1,6 mm ) con el fin de evitar el cabeceo del pistón.

Fig. 22.22. Alojamiento de segmento reforzado

Con el mismo fin , el mejor emplazamiento del eje del bulón es el centro de gravedad del pistón, sin embargo esto no siempre es posible.

d) Falda La falda tiene por misión guiar los portasegmentos y repartir el esfuerzo norma l debido a la oblicuidad de la biela. Para evitar el cabeceo del pistón, el juego entre la falda y el cilindro debe ser reducido, sin embargo hay que prever dispositivos para absorber las dilataciones diferenciales entre pistón y cilindro, tanto más efectivos cuanto mP,nor sea el juego, para evitar el gripado del pistón. En general, en los motores Diesel las faldas son completas, sin embargo en los motores de encendido provocado las faldas están dispuestas como muestra la figura 22.23. Con esta construcción se puede eliminar peso, viniendo en ocasiones obligada l'.lOr necesidades constructivas para permitir el paso de los contrapesos del cigüeñal en el PMI. En muchos casos se efectuan unos rebajas en la zona del pistón donde se encuentra alojado el bulón para evitar agarrotamientos en esta zona debidos a dilataciones térmicas. Finalmente hay que decir que es habitual el uso de faldas postizas en los grandes motores. 2 . Control de la dilatación del pistón

Como se anunciaba en el apartado anterior, y teniendo en cuenta que el pistón está

662


Fig. 22.23. Falda de pistón de un MEP

sometido a temperaturas que varían según las zonas, y dado que el reparto de masas en el mismo no es uniforme, las dilataciones que sufre no son iguales. Si sumamos a estas consideraciones el hecho de los pequeños juegos entre la falda del pistón y el cilindro para conseguir un buen guiado y evitar ruidos, es evidente la necesidad de controlar las dilataciones del pistón. Las soluciones que pueden adoptarse son varias: a) Pistones con ranura El pistón lleva una ranura vertical en la falda que en algunos casos se prolonga horizonta lmente. Esta ranura está situada en el lado opuesto al sometido a esfuerzo normal en la carrera de expansión. Las ranuras absorben las dilataciones térmicas y las deformaciones debidas a tensiones mecánicas. Esta solución está prácticamente abandonada en la actualidad. b) Pistones con rectificado excéntrico Los pistones se mecanizan de tal manera que su forma en frío es elíptica. siendo el eje mayor de la elipse perpendicular al eje del bulón. Cuando se calienta el pistón. la zona del alojamiento del bulón sufre una dilatación mayor corno consecuencia de sm 11na .lona donde existe más cantidad de material. Por otra parte esta dilatación c: rn ; 1 1111¡¡ c:imt;i retracción ~m 1111 plano perpendicular al eje del bulón. con lo que al


663

final el pistón tiene una forma circular a la temperatura de régimen. Este efecto seconoce como efecto de anillo.

c) _Pistones con plaquetas y anillos Las plaquetas son piezas postizas con un coeficiente de dilatación pequeño, que se colocan en el alojamiento del bulón (figura 22.24). Con dicha disposición se impide la dilatación en el sentido perpendicular al eje del bulón, permitiéndose solamente en el sentido del bulón, con lo que se provoca nuevamente el efecto de anillo.

Fig. 22.24. Vista inferior de un pistón con plaquetas, seccionado

En los pistones con anillos lo que se persigue es evitar o disminuir drásticamente la dilatación en cualquier dirección. Para ello se disponen uno o varios anillos de acero en el pistón, que con su bajo coeficiente de dilatación impiden al pistón aumentar de tamaño.

d) Pistones en forma de barrilete y cónicos Los pistones adoptan en general estas formas para conseguir un buen ajuste pistóncilindro cuando se alcanza la temperatura de funcionamiento prevista. Dado que la distribución de temperaturas no es uniforx· me, y la distribución de masas tampoco, la dilatación es variable de una parte a otra del pistón (figura 22.25).

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1

1

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mm 0,8 0,6 0,4 0.2

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forma de la generatriz

Fig. 22.25. Pistón en forma de barrilete

3. Problemas térmicos O

Uno de los problemas más importantes que existen en el pistón son las altas temperaturas que pueden alcanzar las distintas partes del mismo (figura 22.26). La cantidad de calor absorbido por un pistón de un motor Diesel funcionando a plena potencia puede ser del orden del 15% de su poténcia efectiva. mientr

664

un motor de encendido provocado este valor desciende hasta un 8%. Esta diferencia es atribuible al coeficiente de pelícu la del gas, que aumenta con el número de Reynolds. Este parámetro adimensional alcanza valores muy altos con la elevada turbu lencia de los motores Diesel. Así pues la temperatura del pistón crece linealmente con la pme, por lo que actualmente, con las elevadas pme conseguidas, se plantean graves problemas térmicos en los pistones. La distribución de temperaturas en la cabeza del pistón depende en gran medida de la disposición de las válvuJas, pues son éstas las que determinan la dirección de los flujos de gases calientes y carga fresca. Hay que evitar las excesivas diferencias de temperatura en la cabeza del pistón, procurando sobre todo una uniformidad de la temperatura según nos alejamos del centro del pistón, a fin de evitar deformaciones en los portasegmentos. Se admite como temperatura máxima admisible los 450ºC, pues valores superiores pueden provocar temperaturas excesivas en las gargantas de los segmentos y, como consecuencia, el engomado de éstos. temperqturas ºC

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·-t·--...._ .

_L·. ~ - ~-

Queremos indicar aquí que actualmente la potencia máxima de los motores Diesel sobrealimentados viene limitada en muchos casos por la temperatura de los pistones. Con el fin de evitar, o al menos minimiza~ las consecuencias indeseables de estas altas temperaturas, podemos recurrir a: - Utilizar segmentos especiales de sección trapezoidal. - Utilizar aceites especiales. - Evitar una transmisión excesiva de calor hacia la zona de los portasegmentos. - Refrigerar el pistón.

- Refrigeración del pistón Fig. 22.26. Distribución de temperaturas en pistones

En los motores no sobrealimentados de pequeño diámetro ( < 150 mm), los pisto-


665

nes se refrigera n con la simple evacuación del calor desde la cabeza hacia los segmentos y falda, desde donde se transmite el calor hacia el cilindro. Para este t ipo de refrigeración es deseable el aluminio por su alto coeficiente de conductividad, debiendo estar previstas secciones generosas para favorecer la transmisión. Prácticas habituales en este caso son los pequeños juegos entre falda y cilindro, y distancias apreciables del segmento de fuego a la cabeza del pistón para reducir la temperatura. En motores sobrealimentados o de gran diámetro se hace necesaria la refrigeración del pistón. La refrigeración puede llevarse a cabo con aceite o con agua. Existen dos tipos de refrigeración por aceite. El primero de ellos consiste en lanzar aceite desde un punto fijo o desde la biela hacia el pistón (figura 22.27) , existiendo también lapoFig. 22.27. Pistón refrigerado por aceite sibilidad cada vez más extendida de lanzar el aceilanzado desde la biela te al interior del émbolo; en este caso el caudal de aceite y el orificio de descarga se diseñan de tal forma que el pistón quede sólo parcialmente lleno de aceite, con lo que se aprovecha el movimiento alternativo de aquel para batir el aceite y de esta forma tener una refrigeración más intensa ·(figura 22.28). El segundo sistema, empleado en algunos de los grandes motores de dos tiempos, consiste en realizar el proceso forzando la circulación del aceite, que sube generalmente a través del interior de la cruceta; en este caso el aceite debe circular a velocidades suficientemente elevadas para que no se queme formando alquitrán que obstruya las canalizaciones.

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Fig. 22.28. Aceite de refrigeración lanzado al interior del pistón

Por último, en algunos grandes motores de dos tiempos, fundamentalmente los de barrida por lazo, por estar en este caso menos refrigerado el pistón por los gases frescos del barrido, se emplea la refrigeración forzada por agua. Para poder adoptar este sistema se hace necesario montar tubos telescópicos para la subida y retorno del refrigerante. Dado que los pistones refrigerados por agua suelen ser los más cargados térmicamente, es usual emplear también el efecto de batido del agua a la vez que se hacen taladros dirigidos hacia la cabeza del pistón para acerrar el. recorrido del flujo del calor sin disminuir el espesor del pistón ... En la figura 22.29 se


666

representa un pistón de este tipo donde pueden apreciarse los taladros.

4 . Proporciones geométricas del pistón A título indicativo se dan a continuación algunas dimensiones del pistón referidas a su magnitud característica, que es el diámetro D. Máx Longitud ............................. ........... . Distancia del buIón a la cabeza .......... . Diámetro del bu Ión ........... ............... . Altura de segmentos: estanqueidad ......................... .. . rascadores ............................. .. Distancia entre bordes de segmentos .. . Juego diametral en: cabeza ................................... . falda ...................................... .

2,36 D 0,97 D

0,48 D

Mfn

0,64 D 0,25 D 0,20 D

0,050 D

0,020 D 0,040 D 0,025 D

0,004 D

0,003 D

0,025 D 0,045 D

0,00150

5 . Materiales Los materiales más utilizados para la fabricación de pistones son: a) Fundición

Es frecuente en pequeños motores industriales y normalmente es de estructura perlítica y lleva silicio en un elevado porcentaje. Sus mejores cualidades son la elevada resistencia mecánica, y su capacidad para trabajar a fricción. El mayor inconveniente es el peso. ' b) Acero

=ig. 22.29. Pistón con taladros refrigerado por agua

Su campo de aplicación está restringido a algunos motores americanos de automoción y a motores de émbolo de aviación. Las ventajas fundamentales de utilizar este material son la elevada resistencia mecánica y la ligereza. Normalmente llevan un alto porcentaje de cobre.

Elemento• constructivos

667'

e) Aleaciones ligeras Como por ejemplo Al-Cu-Ni o Al-Cu-Fe, que tienen buenas características mecánicas y elevados coeficientes de conductividad, siendo en contrapartida el coeficiente de dilatación térmica bastante alto.

d) Aleaciones con silicio El silicio disminuye el coeficiente de dilatación y aumenta la dureza y la conductividad. El mayor inconveniente de su empleo reside en la merma de las características mecánicas del pistón. ·

6. Fabricación Los pistones pueden ser colados o forjados.

a) Pistones colados - Si son de fundición o acero necesariamente son colados. en arena. - Si son de aleaciones ligeras pueden estar colados en arena o en coquilla. Se emplea preferiblemente el primer método en series de fabricación corta.

b) Pistones forjados - Son pistones mucho más caros que los pistones colados y solamente se utilizan en motores de altas características. La forja permite una estructura de mayor calid~d á la resistencia mecánica.

22.5. BULON La misión del bulón es transmitir a la biela los esfuerzos debidos a la presión de la combustión de los gases que recibe el pistón.

1. Dimensionado Las dimensiones del bulón están bastante normalizadas en función del diámetro del cilindro. Con la nomenclatura de la figura 22.30 se puede construir la tabla siguiente. e

d MEP .................................... MEP RAPIDO ........................ MEC .................................... MEC SOBREALIMENTADO ......

0,28 0,32 0,37 0,40

D D D D

0,045 0,065 0,080 0,11

D D D D

668


2. Fijación del bulón e

Existen tres formas de fijación del bulón: d - Bulón fijo a la biela y flotante en el pistón.

- Bu Ión fijo a 1pistón y flotante en la biela. - Bulón flotante en biela y en pistón. El sistema de fijación puede ser o bien por tornillo o bien por interferencia. Fig. 22.30. Dimensiones del bulón

El montaje flotante es el más delicado porque puede provocar ruidos. Sin embargo, con unas tolerancias adecuadas es el que da mejores resultados, estando su empleo muy generalizado en Europa.

3. Materiales Las características que debe cumplir un material para su empleo en la fabricación de un bulón son una elevada capacidad de carga y unas buenas cualidades para trabajar a fricción. Suelen emplearse aceros de cementación o bien aceros al cromoníquel de cementación. También se emplean aceros al carbono con temple superficial por alta frecuencia.

22.6. SEGMENTOS Las funciones que deben desarrollar los segmentos pueden resumirse en tres: - Asegurar la estanqueidad a los gases. - Evacuar calor del pistón hacia el cilindro. - Asegurar la estanqueidad al aceite. Estas funciones están encomendadas a dos tipos distintos de segmentos: - Segmentos de estanqueidad o de compresión. Estos segmentos realizan fundamentalmente las dos primeras funciones antes enunciadas. El primero de estos segmentos suele conocerse como segmento de fuego, siendo particularmente crítico su funcionamiento. - Segmentos rascadores . Estos segmentos reciben inapropiadamente el nombre de segmentos de engrase siendo su misión característica arañar el aceite de las paredes del cilindro para que no llegue a la cámara de combustión. A continuación se van a ana.lizar las características fundamentales que deben cum-


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plir los segmentos para realizar satisfactoriamente las funciones que tienen encomendadas.

1 . Estanqueidad a los gases La estanqueidad a los gases debe estar asegurada fundamentalmente por el segmento de fuego. Hay que garantizar una adecuada estanqueidad entre: - Cilindro y segmento. - Segmento y alojamiento en el pistón. Para verificar la primera condición es necesario que exista contacto entre segmento y cilindro a lo largo de toda la periferia, lo que se consigue por la carga de cierre inherente a los segmentos, incrementada por la presión de los gases que actúa por su parte interior. Respecto a la segunda condición r se consigue un mejor cierre disminuyendo el juego entre el segmento y su alojamiento en el pistón y reduciendo el juego entre los extremos, realizándose el cierre mediante la presión de los gases y las fuerzas de inercia a que se ve sometido el segmento.

2. Evacuación de calor La cantidad de calor evacuado por unidad de tiempo depende de: - El gradiente de temperaturas entre cilindro y pistón. Si este gradiente es muy elevado, la temperatura de funcionamiento del pistón también lo será, así como la del segmento, .lo que puede crear problemas de engomado en el mismo. - La superficie de contacto entre la garganta y el 'segmento . Esta es una razón para disminuir el juego entre el segmento y su alojamiento en el pistón. - La superficie de contacto entre el segmento y el cilindro. Esta es una razón que aboga por el aumento de la sección del segmento, que tiene como contrapartida más grave la disminución de presión que el segmento ejerce sobre el cilindro. La superficie de contacto debe ser especialmente importante en el segmento de fuego.

3. Estanqueidad al aceite El paso del aceite a la cámara-de combustión no sólo presenta problemas económicos y de mantenimiento, sino que además hay que añadir:


670

- Formación de depósitos carbonosos que facilitan el autoencendido. - Engrase de bujías. - Depósitos carbonosos en válvulas que disminuyen la estanqueidad de su cierre. Para evitar estos efectos indeseables es necesario que los segmentos de compresión ayuden a los segmentos rascadores en la elim inación del aceite. Por otra parte se tiende a la reducción del juego entre el segmento y la garganta para reducir al mín imo el bombeo de aceite que· genera el movimiento relativo entre el segmentó y el pistón.

4. Estudio de las formas del segmento Para cumplir las funciones que tienen encomendadas los segmentos, las soluciones que se adoptan son las siguientes:

~ción ~re

~colocado

m_j en e l pistón

11

Fig. 22.31 . Segmento con corte o escalón

a) Segmentos de estanqueidad Entre las distintas formas que existen podemos distinguir las siguientes:

- Segmentos con corte o escalón El corte o escalón provoca un desequilibrio de las tensiones que actúan sobre el segmento, lo que hace que se torsione ligeramente y adopte una posición de cuña respecto del cilindro (figura 22.31 ).

Estos segmentos juegan un importante papel en el rascado del aceite del cilindro. En la carrera de admisión rascan el aceite que deja el segmento rascador, complementando su trabajo. En las carreras de compresión y es• cape el segmento tiende a deslizar por en• • plan o u ña t ron c. o eón i e o cima de la película de aceite, con lo que no bombea aceite hacia la cámara de combustión. Finalmente en la carrera de expansión la presión de los gases hace que desaparezca su ligera torsión, y el contacto entre el segmento y el cilindro se efectúa a lo largo de una mayor superficie . No se suelen emplear como segmentos de fuego, debit rapezoidal en L do a que la superficie de contacto con el cilindro es reducida , y por tanto la capaciFig. 22.32. Tipos de segmentos dad para transmitir calor es también baja.

671


- Segmentos en uña Su misión y funcionamiento es análogo a los anteriores.

- Segmentos planos Se utilizan como segmentos de fuego, puesto que la superficie de contacto con el cilindro es elevada. Sin embargo presentan el inconveniente de un mal asentamiento con las paredes del cilindro.

- Segmentos troncocónicos

Fig. 22.33. Efecto de la presión de los gases sobre el cierre

Se montan con su base mayor en la parte inferior, siendo su funcionamiento muy semejante a los segmentos con corte o escalón.

- Segmentos trapezoidales Son segmentos de elevado precio debido a los problemas que presenta su mecanizado. Se utilizan casi exclusivamente cuando el segmento tiene tendencia al engomado, por su capacidad para eliminar los residuos asfálticos y carbonosos.

- Segmentos en L Se utilizan como segmentos de fuego, pues reaccionan rápidamente a la presión de los gases garantizando un buen cierre. Están situados en el borde superior del pistón, y tienen la ven taja de ser segmentos muy seguros contra las vibraciones. Todos los segmentos que presentan una arista viva de contacto con el cilindro facilitan el rodaje, pues al ser la superficie de contacto muy reducida se desgastan rápidamente, llegándose a un contacto segmento-cilindro a lo largo de toda la periferia. Fig . 22.34 . Segmento de doble raíl

También es importante apuntar que la presión que ejerce el segmento sobre el cilindro es debí-

672


da por una parte a su propia tensión radia l, y por otra a la presión debida a los gases, tal y como muestra la figura 22.33. Este segundo efecto se reduc~ en los segmentos inferiores. b) Segmentos rascadores

Pueden ser o bien de una sola pieza fundida o bien de varias piezas. Se distinguen de los anteriores por llevar orificios para evacuar el aceite. Entre las formas existentes cabe destacar: Fig. 22.35. Segmento con espansor

- Segmentos de doble raíl

Están formados por tres piezas, garantizándose el cierre de los railes contra el alojamiento del pistón y contra las paredes del cilindro por un tensor (figura 22.34) . Se fabrican de chapa de acero estampada y son utilizado..s fundamentalmente por los fabricantes americanos.

-Segmentos con expansor

seg rn e nt o de fuego

En estos segmentos la presión contra el cilindro viene favorecida por un muelle. Como se observa en la figura 22.35, las dos superficies de contacto tienen forma troncocónica o de uña para facilitar el rascado del aceite, y en muchos casos estas superficies se enc.uentran cromadas para alargar la vida del segmento .

5. Proporciones geométricas segmento de estanq u eidad ggmento rascador

Fig . 22.36. Segmentadura de un pistón

La altura del segmento debe estar comprendida entre 0,02 D y 0,04 D. Si la altura aumenta excesivamente, la presión sobre la pared del cilindro disminuye, aumentando el peligro de pérdida de estanqueidad. En cambio cuando la altura es mucho menor, debido al incremento de presión, crece el desgaste. La sección del segmento es aproximada-

673


mente cuadrada, por lo que el espesor del segmento viene a ser del mismo orden de magnitud que la altura.

:arrera de admisio'n

Estudios llevado a cabo en el l. F. P. demuestran que en un motor en buen estado el 95% del consumo de aceite se produce entre el segmento y la camisa debido al espesor de la película de aceite, mientras que el otro 5% se consume entre el segmento y su garganta debido al mecanismo de bombeo representado en la figura 22.37. El aceite bombeado durante- las carreras de admisión y compresión se quema finalmente en el cilindro.

carrera de com presio'n

En relación a los juegos se puede decir: El juego entre los extremos no debe ser excesivo para evitar fuga de gases, sin embargo hay que garantizar que los extremos no se toquen en ningún caso. Respecto de los juegos en la garganta, también hay que buscar un compromiso que por una parte evite el engomado y gripado debido a los juegos pequeños y por otra el golpeteo contra el pistón y el bombeo de aceite como consecuencia de los juegos elevados. Fig . 22.37. Mecanismo de bombeo de aceite a través de los segmentos

6 . Presión radial de los segmentos Antiguamente los segmentos se diseñaban de tal forma que la presión superficial de los mismos era constante. Sin embargo con el aumento de las velocidades de giro de los motores empezaron a aparecer problemas de vibraciones en los aros. Este movimiento vibratorio provocado por el ciclo alternativo de las fuerzas tanto de inercia como de los gases, puede producirse en sentido axial o radial. Para controla~ las vibraciones aparecen los segmentos con presión radial variable a lo largo del mismo. Existen dos tipos fundamentales de segmentos de este tipo, los segmentos en forma de pera y los segmentos en forma de manzana. a) Segmentos en forma de pera

Fig . 22.38. Segmento en forma de pera

La presión radial de estos aros es mayor en la junta, y dado que el movimiento vibratorio em-


674

pieza por lo general en este punto, se consigue de esta forma aumentar el régimen de giro para el cual el segmento entra en resonancia. En la figura 22.38 aparece la distribución de presión radial de un segmento de este tipo. b) Segmentos en forma de manzana Dado que en los motores de dos tiempos no se deben emplear los segmentos del tipo anterior, ya que al pasar el extremo del aro junto a las lumbreras se engancharían en las mismas como consecuencia de su elevada presión produciendo su rotura, es por lo que aparecieron los segmentos Fig . 22.39. Segmento en forma en forma de manzana, en los cuales el aumento de manzana de presión radial se desplaza hacia los cuadrantes situados a derecha e izquierda de la junta, tal y como aparece representado en la figura 22.39.

7. Averías que se presentan en los segmentos A continuación vamos a detallar las averías más frecuentes que pueden sufrir los segmentos. a) Engomado Se dice que un segmento está engomado cuando forma cuerpo con el pistón debido a una temperatura de trabajo excesiva que degrada el aceite y forma residuos de tipo asfáltico que pegan el segmento. Para evitar el fenómeno del engomado hay que procurar: - Realizar un rodaje rápido para aumentar la superficie de contacto entre el cilindro y el segmento y hacer mayor la cantidad de calor disipado. - Realizar el rodaje a cargas parcia les para reducir las temperaturas máximas en el pistón. - Emplear aceites adecuados a las temperaturas que alcanza la segmentación, con altos porcentajes de aditivos detergentes. - Alejar los segmentos de la cabeza del pistón. - Elección correcta de las holguras segmento-cilindro y segmento-alojamiento. - Emplear segmentos trapezoidales.


675

b) Gripado

Se produce como consecuencia de las elevadas presiones y temperaturas en los dos primeros segmentos de estanqueidad. Para eliminar el gripado suelen seguirse las siguientes tendencias: - Disminuir la temperatura de funcionamiento, es decir, alejar los segmentos de la cabeza del pistón. - Realizar un cuidadoso rodaje. - Garantizar una buena evacuación del calor. - Emplear segmentos con superficies tratadas. - Reducir la presión radial.

e) Rotura

La rotura de segmentos puede ser debida fundamentalmente a las siguientes causas: -

Elección errónea del material del segmento. Elevado peso del segmento. Golpeteo excesivo del segmento en su garganta. Juegos demasiado pequeños. Agarrotamientos parciales del segmento. Vibraciones del segmento.

8. Materiales En general se emplean fundiciones especiales con composiciones del tipo: 3,5% C, 1,5-4,5% Si, 0,6% Mn, 0,3-0,9% P·, que en ocasiones llevan otros metales como Cr, Mo, Ti, Va, etc., aleados. Es importante que el material sea homogéneo para garantizar una presión uniforme sobre las paredes del cilindro. Para evitar desgastes en el segmento pueden emplearse revestimientos superficiales como por ejemplo el cromado, que aumenta apreciablemente la dureza superficial del mismo. El problema del segmento cromado es que por su propia dureza superficial tiene un período de rodaje más largo, sin embargo, como ya se ha indicado al estudiar los cilindros, presenta la ventaja de disminuir el coeficiente de rozamiento y eliminar las microsoldaduras, es decir el gripado. Su empleo está muy extendido fundamentalmente en el segmento de fuego. Otro tratamiento superficial también empleado es el revestimiento con molibdeno.


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9. Fabricación Existen dos métodos distintos de fabricao bien fundir uno a uno todos los segmentos, o bien fundirlos conjuntamente en tubos largos y posteriormente cortarlos. El primer método es evidentemente más caro, pero es el más utilizado en la actualidad pues garantiza una mayor homogeneidad del material, y para reducir costos en este caso se funden en racimos (figura 22.40). ~ión,

Fig. 22.40. Fundición de segmentos en racimo

Después de un rectificado simultáneo de las dos caras, superior e inferior, los segmento~ quedan listos para ser torneados, torneado que se realiza simultáneamente en la cara interior y exterior dándoles la forma deseada, (pera o manzana).

22.7. BIELA La biela tiene por misión transmitir los esfuerzos generados por los gases sobre el pistón. No obstante la biela está sometida a otros esfuerzos mecánicos, y debe ser capaz de resistirlos sin deterioro ni deformación. Los esfuerzos -que actúan sobre la biela son: -

Esfuerzos Esfuerzos Esfuerzos Esfuerzos

debidos a la combustión de los gases. de las fuerzas de inercia alternativas. de las fuerzas centrífugas. de las fuerzas de inercia angulares.

El diseño de una biela debe centrarse en conseguir la máxima rigidez con la mínima masa, para de esta forma disminuir las fuerzas de inercia. 1 . Estudio de la forma de la biela La biela está compuesta fundamentalmente por tres partes, (figura 22.41 ): - Cabeza de biela. Es la parte de la biela unida al cigüeñal. - Pie de biela. Es la parte de la biela unida al pistón a través del bu lón. - Cuerpo de la biela, que une la cabeza y el pie. Las dimensiones características de una biela son las siguientes:

6 77


- La distancia entre los ejes de cabeza y pie de biela, que se conoce como longitud.de la biela. - El diámetro del pie. - La anchura y el espesor del pie. - El diámetro de la cabeza . - La anchura y el espesor de la cabeza.

pie

De todas estas dimensiones la que más influye sobre las características del motor es la distancia entre ejes. cuerpo

- Distancia entre ejes Un aumento de la distancia entre ejes de la biela se traduce en :

cabeza

- Un aumento del peso de la biela. El aumento del peso de la biela no es debido únicamente a que ésta es más larga. Puesto que la biela trabaja a compresión, al aumentar la distancia entre ejes aumenta su esbeltez y por tanto disminuye su resistencia al pandeo, a no ser que aumentemos la sección, con lo que el peso crece en una proporción mayor.

Fig. 22.41. Partes de la biela

- Un aumento del peso del motor. Para una carrera determinada, la distancia entre el plano superior del bloque de cilindros y el eje del cigüeñal depende de la distancia entre ejes de la biela. Evidentemente un aumento en el tamaño de la biela lleva emparejado un aumento del tamaño del motor y por tanto del peso del m ismo. - Una disminución de los esfuerzos normales del pistón sobre el cilindro. A medida que aumenta la long itud de la biela, si la distancia de la muñequilla del cigüeñal al eje del cigüeñal es constante, el ángulo máximo que forma la biela con la vertical, ángu lo {3 (figura 22.42), es menor. Como el esfuerzo normal entre pistón y cilindro depende de sen{3, evidentemente disminuye con {3, anulándose en el caso hipotético de longitud de biela infinita . La disminución de los esfuerzos normales entre pistón y cilindro dism inuye el desgaste de estas piezas. - Una disminución de los esfuerzos angulares de inercia. Efectivamente, para un régimen de giro dado del motor, si el ángulo {3 máximo es menor, las aceleraciones angulares serán más pequeñas y por tanto los esfuerzos angu lares de

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inercia también disminuirán. Ya se intuye de las consideraciones anteriores que en la actualidad los constructores de motores rápidos de automoción tiendan a disminuir al máximo la distancia entre ejes de la biela. En ocasiones es necesario incluso realizar rebajes en la falda del pistón para que no toque con los contrapesos del cigüeñal cuando se encuentra en el PMI. En cambio en los grandes motores estacionarios, en donde el peso del motor no es un factor determinante, la tendencia es totalmente opuesta, es decir a grandes longitudes de la biela.

2 . Pie de biela Como se anunciaba al hablar del bulón,existen dos montajes posibles: Fig. 22.42. Angulo fj formado por la biela

- Eje fijo. - Eje flotante.

El eje fijo puede materializarse, o bien por medio de tornillos/o bien con un montaje con interferencia entre bulón y biela. La ventaja más importante del montaje fijo es la eliminación de ruido, a la vez que se lim itan las desa lineaciones producidas por la holgura entre biela y bulón del montaje flotante. En el caso de eje flotante. el bulón desliza en el interior del pie de biela. Si se adopta esta soll1ción hay que prever un cojinete que es montado por interferencia así como el engrase adecuado del mismo. El cojinete suele ser una fina lámina de acero recubierta con una pelicula de 5 a 6 décimas de espesor de bronce. Cuando la biela se calienta la interferencia aumenta debido a los diferentes coeficientes de dilatación del bronce y del acero. El fluido lubricante puede llegar hasta este cojinete de dos formas. Una consiste en que el aceite que proviene del rascado de los segmentos del pistón caiga por gravedad a través de un taladro practicado en la parte superior de la biela. El método alternativo es mandar aceite a presión a través de un canal practicado en el cuerpo de la biela. que canaliza el aceite que proviene del cigüeñal , (figura 22.431. - Espesor radial del pie de biela

El espesor radial del pie de biela se calcula en función de los esfuerzos de inercia, v rP.stiltci ser en general pequeño. Para obtener el espesor exacto sería necesario me-

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Elementos constructilfos

t

t

p i e d e bi e la

pi e de biela

lu bri ca d o por

lubr i cado a

gro.v edad

presión

Fig. 22.43. Lubricación del pie de biela

canizar la parte exterior del pie de biela. Como esta operación es cara, se deja tal y como v iene de la forja. con lo que el espeso r es bastante mayor de lo necesario.

3 . Cuerpo de la biela La sección del cuerpo de la biela debe diseñarse pa ra evitar el pandeo . La se~ción más habit ual es la doble T pero procurando facilitar al máximo el proceso de forja. Para ello se dan grandes radios de acuerdo y espesores importantes .. Las variaciones bruscas de sección son indeseables en la biela porque producen puntos de acumulación de tensiones. Así la un ión entre cuerpo y cabeza de biela debe ser progresiva.

4 . Cabeza de biela Haciendo referencia a la cabeza de biela se puede decir que:

Fig. 22.44. Cabeza de biela

- Las dimensiones están fijadas por la carga en los cojinetes.


680

- Las dimensiones exteriores definen la mandolina, que se debe tener en cuenta al diseñar las paredes del cárter y la longitud de los cilindros. - Normalmente la cabeza de biela es partida para poder realizar el montaje sobre el cigüeñal con lo que se evita que éste sea de varias piezas. El plano de unión de la biela y la tapa de biela es normalmente perpendicular al eje de la biela. En algunas ocasiones, este plano no es perpendicular para reducir el tamaño de la mandolina, y poder extraer el conjunto pistón-biela por el cilindro y facilitar la tarea de montaje y desmontaje, pue.sto que no hay que desmontar el cigüeñal {figura 22.45). Fig. 22.45. Cabeza de biela con plano de unión no perpendicular al eje

El inconveniente de este montaje es que genera esfuerzos de cortadura, lo que va en detrimento de los cojinetes, por lo que hay que prever una unión muy rígida entre la biela y su tapa.

a) Rigidez La cabeza de biela debe poseer una rigidez extraordinaria, indispensable para grantizar un buen contacto de los cojinetes. Para lograr esta cualidad de la biela, el diseño debe ser muy cuidado, procurando por otra parte evitar concentraciones de tensión que llevarían ai la rotura por fatiga.

b) Fijación de la tapa a la cabeza de biela La fijación puede efecturarse por tornillos, aun que en la actualidad se prefieren los bulones porque garantizan un centrado más perfecto. Téngase en cuenta que el mecanizado de la biela se efectúa con la tapa montada.

5. Tipos de biela Hasta ahora se ha hecho referencia a la biela sencilla , que es la utilizada en motores en línea. Aunque las bielas de los motores en V tengan prácticamente las mismas características que las anteriores, presentan distintas disposiciones constructivas en cuanto a la cabeza de biela. Fig. 22 .46. Biela maestra Y. bieleta


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a) Montaje biela maestra y bieleta Con este montaje se emplea un cojinete para la cabeza de biela y otro para la bieleta. El eje que une la biela y la bieleta no presenta grandes problemas, pues recibe los mismos esfuerzos que el bulón. El inconveniente de este montaje es que la carrera de ambos cilindros es distinta (figura 22.46).

b) Montaje en horquilla

Fig. 22.47. Biela en horquilla

En este montaje, la cabeza de la biela principal está constituida por una horquilla. En la parte central de dicha ho_rquilla se aloja la otra biela. Normalmente el coj inete es solidario a la biela en horquilla, mientras que la otra biela desliza sobre la parte exterior del cojinete (figura 22.47).

e) Montaje de dos bielas gemelas sobre la misma muñequilla Este es el tipo de montaje más empleado en los motores en V. Presenta la ventaja de que el proceso de fabricación es más racional al ser ambas bielas iguales, a la vez que la cinemática de los dos cilindros de la V coincide. Como inconvenientes tiene el que los ejes de los cilindros de la V deben estar desplazados, con lo que la longitud total del motor aumenta levemente y aparecen momentos flectores adicionales en las muñequillas.

d J Motores en estrella La construcción típica de los motores en estrella es con una biela maestra y bieletas para cada uno de los demás cilindros. Esta construccjón ha sido muy empleada en los motores de émbolo de aviación.

e J Bielas para motores de 2T de pequeña cilindrada En los motores de 2T, la biela trabaja prácticamente siempre a compresión , ya que los máximos esfuerzos de tracción son debidos a las fuerzas de inercia en el punto muerto superior, existiendo en este punto un fuerte esfuerzo de compresión debido a la alta presión de los gases generada por el proceso de combustión. Este hecho posibilita el que tanto el pie como la cabeza de biela puedan tener un espesor muy reducido. Por otro lado, si el barrido es por cárter, situación normal en los 2T pequeños, la lubricación se realiza por mezcla , por lo que es ineludible montar rodamientos en lugar de cojinetes tanto en el pie como en la cabeza de biela , lo que condiciona el he-


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cho de que la biela tenga que ser de una sola pieza para servir de pista a los rodillos. Al ser la biela de una sola pieza, el cigüeñal debe ser partido, montándose las diferentes piezas por interferencia en caliente. f) Motores de cilindrada muy grande

P.ie de

bie la

---,----:C:..:u:!.;e::..:r po d e l o. biela

En los motores muy grandes, los esfuerzos laterales debidos a la oblicuidad de la biela son de tal magnitud que los pistones sufrirían fuertes tensiones si tuvieran que absorberlos. Para solucionar este problema se montan crucetas con patines especialmente preparados para soportar estos esfuerzos laterales (figura 22.48).

6. Materiales

cabeza de. b i e.lo.

Los materiales utilizados en la construcción de la biela son:

Fig . 22.48. Cruceta

,

- Aceros al carbono. - Aceros especiales. - Aleaciones ligeras. - Fundición de grafito esferoidal. - Una composición habitual de acero al car-

bono es 0,35% C y 0,60% Mn. - Los aceros especiales se emplean sobre todo en motores rápidos para dar más ligereza al conjunto .. Son en general aceros al cromo-níquel. - Las aleaciones ligeras se han intentado emplear en motores con resultados no demasiado satisfactorios. La aleación más utilizada es el duraluminio. - La fundición de grafito esferoidal es muy empleada actualmente por sus bue· nas características mecánicas y su bajo precio.

7 . Fabricación Para conseguir unas buenas características mecánicas las bielas son normalmente forjadas. El mecanizado posterior debe garantizar: - Un paralelismo entre los ejes de pie y cabeza. - Exactitud de distancia entre ejes. - Exactitud en el diámetro de cabeza y de pie.


683

Finalmente indiquemos que para conseguir una uniformidad en el peso se suele prever un exceso de material en la cabeza y en el pie para llevarlas posteriormente a su peso correcto y ajustar el centro de gravedad mecanizando estas partes.

2 2 .8. CIGÜEÑAL El cigüeñal de un motor es el encargado, a través de la biela, de transformar el movimiento alternativo de los pistones en un movimiento rotativo que suministre un par útil. Esencialmente un cigüeñal es: - Una viga apoyada en n puntos. - Un árbol acodado con los codos decalados entre sí un cierto ángulo.

brazo

apoyo

/,/

contrapeso

apoyo Fig . 22.49. Partes de un cigüeñal

El cigüeñal se encuentra sometido a esfuerzos de flexión y torsión alternados y resulta una pieza del motor difícilmente calculable. Por ello la experiencia es una base muy importante para el diseño de esta pieza.

1. Estudio de la geometría del cig üeñal a J Definiciones Antes de entrar en el estudio de la geometría del cigüeñal , vamos a establecer la nomenclatura que posteriormente se utilizará (figura 22.49).


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El gorrón sobre el que se articula la biela recibe el nombre de muñequilla. /

I

/

-

(- ......

1

Los gorrones sobre los que se apoya el cigüeñal en el bloque reciben el nombre de apoyos.

' \

Las muñequillas y los apoyos están uni. . rec ubrimrento dos entre sí por brazos que a su vez llevan los contrapesos.

b) Dimensiones principales Definida la separación entre cilindros y .el diámetro de los mismos, la longitud del cigüeñal está prácticamente fijada. Otra magnitud también fija es el radio de la manivela, ya que debe ser igual a la mitad de la carrera del pistón. Las dimensiones que habrá que establecer por consideraciones estructura les son: Fig. 22.50. Recubrimiento del cigüeñal

- El diámetro y la longitud de la muñequilla. - El diámetro, la longitud de los apoyos y su número. Un parámetro muy importante en los cigüeñales es el recubrimiento (figura 22.50). Se dice que el recubrimiento es positivo cuando el radio de la muñequilla más el radio del apoyo es superior al radio de la manivela. El recubrimiento da una idea de la rigidez del cigüeñal, de tal forma que a mayor recubrimiento la rigidez es más alta.

2 . M uñequilla del cigüeñal Tanto el diámetro como la longitud de la muñequilla vienen determinados por los cojinetes. Es necesario en cualquier caso conocer si el cigüeñal es capaz de resistir los esfuerzos a los que está sometido con dicha geometría.

Fig. 22.51. Muñequilla hueca

La unión entre la muñequilla y el brazo debe hacerse con radios de acuerdo amplios para evitar concentraciones de tensión en estos puntos.


685

Es práctica habitual utilizar muñequillas huecas (figura 22.51 ), y se comprueba con el uso que esta disposición no disminuye la resistencia del cigüeñal, sino que por el contrario puede llegar a reducir la concentración de tensiones. Por otra parte disminuye la masa en rotación que hay que equilibrar con los contrapesos. En cuanto a los taladros interiores para la circulación del aceite y posterior distribución a la muñequillas, deben estar situados en zonas donde no provoquen un deterioro apreciable de la resistencia mecánica del cigüeñal. El punto por donde desemboca el aceite en la muñequilla deberá colocarse en la zona de menores presiones específicas según el diagrama polar del cojinete de la muñequilla. El aumento del diámetro de la muñequilla así como la disminución de la longitud de la misma, hacen al cigüeñal más rígido. Sin emba!"go una reducción importante de la longitud del cojinete conduce a una excesiva presión en el mismo. Por otro lado el diámetro no puede ser aumentado de forma importante, ya que las velocidades relativas resu ltantes serían excesivas. 3 . Apoyos del cigüeñal El cálculo de los apoyos del cigüeñal se efectúa de una forma análoga al cálculo de las muñequillas. En general, el diámetro de los apoyos suele ser mayor que el diámetro de las muñequillas, por existir menos problemas de espacio. En este caso el factor preponderante suele ser la velocidad de deslizamiento, que no debe superar los 18-20 m/s. La unión del apoyo con el brazo también debe hacerse mediante radios de acuerdo adecuadqs, pero en general estos puntos son menos críticos que los de unión entre el brazo y la muñequ illa. El apoyo del lado del volante suele denominarse primer apoyo, y es más ancho que los demás, puesto que debe resistir el peso del volante que está en voladizo. El aumento del número de apoyos da rigidez al cigüeñal. No hay que olvidar al diseñar el cigüeña l el prever un cojinete de empuje axial, así como los cierres necesarios para evitar las fugas de aceite por los extremos. Los motores de encendido provocado emplean cigüeña les con apoyos junto a cada cilindro o bien alternados debido a las bajas presiones de combustión. Los motores de encendido por compresión suelen tener apoyos junto a cada cilindro debido a los altos picos de combustión, excepción hecha de los motores en V donde se suelen emplear bielas gemelas. Hay que tener en cuenta que aparte de las consideraciones

686

Moto res de combustión interna alternativos

Fig. 22.52. Cigüeñal de fundición hueco

hechas, el aumento del número de apoyos encarece el cigüeñal y aumenta las pérdidas mecánicas.

4. Brazos y contrapesos La forma y disposición de brazos y contrapesos depende fundamentalmente del proceso empleado para la fabricación. En general puede afirmarse que: - Los contrapesos equilibran como máximo del 50 al 60% de las masas rotativas. - En el caso de cigüeñales fundidos los brazos pueden ser huecos para aligerar el peso del conjunto (figura 22.52). - Cuando el cigüeñal está completamente mecanizado suelen emplearse contrapesos postizos. Esta es una práctica habitual en cigüeñales estampados (figu ra 22.53).

Fig. 22.53. Contrapeso postizo

- Existe una clara tendencia a au mentar el número de contrapesos, pa ra absorber los


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esfuerzos en los sitios en que se producen. De esta forma puede aligerarse el volante, dado que los propios contrapesos ejercen la función de volantes de inercia.

5. Consideraciones generales de diseño Las dimensiones principales de un cigüeñal referidas al diámetro del cilindro y a la carrera vienen fijadas por una parte por consideraciones de resistencia de materiales, pero por otra parte por consideraciones prácticas como ya se anunciaba antes. La necesidad de aumentar la resistencia y la rigidez ha ido acrecentándose a medida que aumentaban las presiones medias efectivas y las velocidades lineales medias de los pistones. Sin embargo resulta notable que los parámetros generales de diseño se mantienen en la actualidad prácticamente independientes del número y posición de los cilindros. Las mejoras de diseño han sido en cambio muy considerables en los últimos años, lo que ha permitido mantener el tamaño del cigüeñal a pesar del aumento · de la pme y del régimen de giro. Como ya hemos dicho, el diseño del cigüeñal está lejos de ser una ciencia exacta, sin embargo a continuación se dan una serie de datos generales que pueden orientar el diseño: - El diámetro de la muñequilla debe ser por lo menos 0,6 veces el diámetro del cilindro. Por otra parte la longitud de la muñequillla debe ser suficiente para acomodar cojinetes de biela de una anchura mínima de 0,3 veces el diámetro de la muñequilla. - El diámetro del apoyo suele ser mayor que el de la muñequilla. En el caso de estar compensadas las fuerzas centrífugas, puede llegar a tener una anchura mínima de 0,30 veces el diámetro del apoyo. - El solape de apoyo y muñequiíla mejora la resistencia del cigüeñal·siempre que no produzca concentración de tensiones. - El vaciado del apoyo y, sobre todo el vaciado de la muñequilla, favorecen la distribución de líneas de fuerza y suelen elevar la resistencia mecánica del cigüeñal. - En todo caso deben existir radios de acuerdo entre muñequillas y brazos, y entre apoyos y brazos. Estos radios de acuerdo también elevan la resistencia mecánica del cigüeñal, debiéndose procurar que sean de radio amplio y con superficies excelentemente acabadas, para evitar la producción de grietas favorecidas por la rugosidad. - Siempre que sea posible hay que evitar todo tipo de chavetas y taladros en el cigüeñal, dado que pueden provocar puntos de concentración de tensiones.

688


6 . Materiales a} Materiales fundidos Dado que el cigüeñal es una pieza de geometría relativamente complicada, la fundición puede ser un buen método para fabricarlo. Un acero de fundición característico podría tener la siguiente composición: 1,30% C ; 1% Si; 0,6% Mn; 1,7% Cu; 0,5% Cr; 0,2% Ni La fundición de grafito esferoidal tiene unas buenas características mecánicas, muy semejantes a las del acero forjado, por lo que cada día es más empleada . b} Aceros forjados Son normalmente aceros al Cr-Ni-Mo. En general los cigüeñales se tratan térmicamente para endurecer las superficies de rozamiento. Sin embargo hay que evitar posibles tensiones térmicas que provocarían posteriores grietas por fatiga.

7. Fabricación Como se ha indicado, la fundición es un método muy empleado en la fabricación de cigüeñales, por permitir geometrías complejas. En el caso de cigüeñales forjados con muñequillas que se encuentran en distintos planos, primero se estampa el cigüeñal en un plano, para posteriormente retorcerlo en caliente el ángulo necesario. Una vez fundido o forjado el cigüeñal hay que mecanizarlo y finalmente equilibrarlo dinámicamente. En la actualidad y como dato orientativo se aceptan desequilibrios de hasta 20 g /cm en motores no muy rápidos.

22.9. COJINETES Son las piezas que se interponen entre los distintos elementos que funcionan en el motor con movimiento rotativo y oscilante (figura 22.54).

1 . Propiedades cojinetes

de los materiales para

Para garantizar el que desempeñen correctamente la función que tienen encomendada son deseables las siguientes características: Fig. 22.54. Cojinete

- Resistencia mecánica. Particularmente impor-


689

tantees la resistencia a la fatiga debida a los esfuerzos alternativos que recibe. - Oeformabilidad. Es decir la capacidad de deformarse plásticamente en los puntos de presión elevada y adapt~rse en, general a la forma del gorrón. - lncrustabilidad. Es la capaéidad para perm itir la incrustación en el cojinete de partículas duras de materiales extraños no filtrados y arrastrados por el aceite. De esta forma se evita que circulen por la película de aceite donde podrían rayar el cojinete y el gorrón. - Resistencia al gripaje. Es la resistencia a que se produzca una soldadura entre el cojinete y el eje. - Resistencia a la corrosión. - Capacidad para funcionar sobre gorrones no endurecidos. - Resistencia a temperaturas elevadas. - A lta conductividad térmica . Finalmente no debemos olvidar otros factores como son la existencia de materias primas o el factor coste. 2. M ateriales empleados

En la actualidad los cojinetes de los motores están formados por dos partes diferentes. Una es de acero o de hierro y es la que sustenta a la segunda, que es el cojinete propiamente dicho. Esta segunda parte puede ser de diversos metales, entre los que cabe destacar: - Metal blanco a base de plomo y estaño. - Cupro-plomo. - Aluminio. b) Cojinetes de metal blanco También conocidos como cojinetes Babbitt, poseen todas las características enunciadas como deseables anteriormente, excepto la alta resistencia mecánica. Este inconveniente no es tan acusado si se utiliza en pequeños espesores, de ahí la tendencia actua l a util izar pequeños recubrimientos de metal blanco sobre una base algo más ancha de cobre-plomo, por ejemplo, que posee una mayor resistencia. Este recubrimiento actúa de protección frente al agarrotamiento y se encarga de absorber las partículas de materiales extraños de menor espesor que el propio recubrimiento. Como aleaciones típicas pueden citarse: - a base de estaño: 80-90% Sn; 8-13% Sb; 2-6% Cu - a base de plomo: 80-86% Pb; 2%Sn; 15% Sb

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b) Cupro-plomo

Los cupro-plomos no son aleaciones, sino mezclas, de ahí que su homogeneidad sea difícil de conseguir. Su estructura consta de una matriz esponjosa de cobre con partículas de plomo distribuidas entre los intersticios. Esta combinación persigue unir la resistencia estructural del cobre con las propiedades antifricción del plomo. Respecto al metal blanco, tiene la ventaja de una mayor resistencia mecánica. Sin embargo es menos deformable que el metal blanco y no admite incrustaciones, a no ser que exista una elevada proporción del plomo, lo que disminuye evidentemente su resistencia mecánica. Otros problemas que presenta la utilización de esta mezcla son por una parte la susceptibilidad del plomo a la corrosión, y por otra la tendencia que tiene la mezcla al gripado. Para evitar estos problemas en la actualidad el cojinete de cupro-plomo se recubre con una fina capa de metal blanco que mejora mucho sus cualidades. La asociación de cupro-plomo con un revestimiento de meta l blanco (estaño, plomo, indio, cadmio) es en el momento actual, la solución más empleada en motores altamente solicitados. Su gran inconveniente es desde luego el precio. Mezclas típicas de cupro-plomo son: - Cojinete fundido:

70-75% Cu ; 25-30% Pb

- Cojinete sinterizado:

45-75% Cu ; 30-55% Pb

e) Cojinetes de aluminio

El empleo de cojinetes de aluminio ha sufrido un rápido incremento a partir de 1960. Los inconvenientes del aluminio son su baja deformabilidad e incrustabilidad, sin embargo pueden atenuarse estos inconvenientes añadiendo un cierto porcentaje de estaño, lo que por otra parte reduce la resistencia mecánica. Una técnica bastante empleada es la adición de una aleación reticular de aluminioestaño en capas muy finas sobre soportes de acero, para finalmente recubrirlas de metal blanco para favorecer el rodaje. Una composición típica es: 79 % Al ; 20% S n ; 1% Cu

3. Rodamientos El empleo de cojinetes de bolas o rodillos en vez de coj inetes de fricción puede estar motivado por las razones siguientes:


691

a) Engrase Los rodamientos no son tan exigentes en cuanto a la cantidad de aceite que necesitan para una buena lubricación.

b) Espacio Para una determinada capacidad de carga. los rodamientos suelen ser más estrechos, pero tienen un diámetro exterior considerablemente mayor.

e) Rozamiento Los rodamientos reducen significativamente el rozamiento respecto a los cojinetes de fricción, particu larmente en el arranque .. El rodamiento presenta una serie de inconvenientes como son: - Es poco resistente a la fatiga. - Posibilidad de que el fallo sobrevenga bruscamente. - Problemas de montaje. En general, el empleo de este tipo de elementos se encuentra limitado a aplicaciones especiales, particularmente en los motores de dos tiempos de pequeña cilindrada.

4 . Engrase Las condiciones que facilitan un buen engrase en los cojinetes son: - Hacer desembocar el aceite er:i una zona que no esté sometida a variaciones bruscas de presión , para poder garantizar un suministro continuo. - Prever una cantidad y renovación suficiente de aceite en el cojinete: - Disponer de una superficie suficiente para evitar altas presiones que puedan romper la película de aceite. En motores pequeños, el engrase está garantizado por la propia niebla de aceite que hay en el cárter. La práctica usual, sin embargo, es suministrar el aceite a presión tanto en los apoyos del cigüeñal como en las muñequillas. En motores de elevado tamaño puede ser incluso necesario el engrase a presión del bulón.

5. Relación LID en cojinetes Si únicamente se tiene en cuenta la presión puede parecer que cuanto mayor es la long itud de un cojinete. para un diámetro dado. mayor fuerza es capaz de sopor-

692


tar. Sin embargo, esto no es cierto puesto que al aumentar la longitud del cojinete éste se deforma más y pueden aparecer puntos donde la presión sea elevada, además de que puedan existir distorsiones o desalineamientos axiales. Así pues, la relación UD viene limitada en sus valores máximós por esta circunstancia. En la práctica esta relación puede oscilar entre 0,3 y 0,6 y trabajos experimentales demuestran que precisamente estos valores son los que admiten una carga mayor.

6. Juegos Hay varias razones para afirmar que los juegos de los cojinetes no deben ser demasiado pequeños. En primer lugar la dificultad que encontraría el aceite para circular por el cojinete al que tiene que lubricar y refrigerar. En segundo lugar los pequeños juegos no permiten las ligeras distorsiones que se presentan en el cojinete ni la eliminación de partículas extrañas. El inconveniente de los juegos grandes es que obligan a utilizar caudales elevados de aceite, a pesar de lo cual son preferibles a los juegos pequeños. Puede recomendarse como mínimo un juego de 1/1000 veces el diámetro del gorrón.

7. Fallos y defectos Además de las averías producidas por fállos de resistencia mecánica, los fallos más habituales que pueden presentarse en los cojinetes son debidos fundamentalmente a las siguientes razones: - Interrupción del suministro de aceite. - Introducción de partículas extrañas. - Deformaciones en la geometría del cojinete. De ahí que debe insistirse en los siguientes puntos: - Es necesario suministrar al cojinete un caudal de aceite suficiente y hacerlo desembocar en una zona del gorrón donde no ex ista n presiones elevadas, ni fluctuaciones importantes de presión. Para posicionar el orificio de entrada habrá que conocer el diagrama polar de esfuerzos a distintos regímenes (par máximo, régimen máximo, etc.). - Es necesario prever una buena incrustabilidad del material para que sea capaz de absorber pequeñas partículas extrañas que acompañen al aceite, siendo por otra parte necesario un filtrado efectivo del mismo. - Al diseñar los soportes del cigüeñal, así como los gorrones, debe tenerse un cuidado especial en lograr una rigidez elevada, puesto que si existen deformaciones puede aparecer un contacto metal-metal que llevaría a un rápido deterioro del cojinete.

693

E:ementos constructiv9s

8. Fabricación Un método tradicional, era el de la fundición directa sobre el soporte y un mecanizado posterior.

es pJ.g_g_

Actualmente el método más empleado es cortar el cojinete a partir de una banda, utilizándose el sinterizado, particularmente en los cojinetes de cupro-plomo.

22.10. VALVULAS El proceso de renovación de la carga en los motores de cuafro tiempos es posible gracias a la apertura y cierre de los condu'ctos de admisión y escape. Los elementos encargados de controlar este proceso reciben el nombre de válvulas. Estas piezas también aparecen en algunos grándes motores Diesel de dos tiempos de barrido uniflujo, para controlar el escape. Las válvulas utilizadas actualmente en la casi totalidad de los motores son las llamadas válvulas de plato, con la nomenclatura de la figura 22.55. Antiguamente se utilizaron otros tipos de válvulas, como por ejemplo de corredera o rotativas, pero se abandonaron por problemas de estanqueidad, dificultad de refrigeración y · escaso rendimiento mecánico. f:ig. 22.55. Válvula de plato

1 . Válvulas de plato

Las ventajas de las válvulas de plato podemos resumirlas en: - Presentan una superficie de paso a los gases aceptablemente grande respecto a la superficie del pistón. - Con un diseño correcto tienen unos excelentes coeficientes de flujo. - Presentan un coste de fabricación muy reducido . - Tienen muy poco rozamiento, precisando por esta razón muy poca lubricación. Piénsese que en su movimento la válvula no tiene ninguna superficie rozante sometida a la presión de los gases. Las válvulas de plato tienen una desventaja grave que se analizará más adelante con detenimiento y es la dificultad que presenta su refrigeración. En el diseño de una válvula hay que prestar atención a las siguientes exigencias:

694


- Deben tener una elevada capacidad de flujo para mejorar al máximo la renovación de la carga. - Hay que prever una adecuada refrigeración y evacuación del calor de la válvula. - La válvula debe presentar una elevada resistencia mecánica. - Hay que procurar una lubricación adecuada de las guías de las vá lvulas. - La válvula debe situarse de tal forma que sea fácilmente accesible.

2. Válvulas múltiples Para una culata dada, con la disposición de válvu las múltiples se consigue una relación superficie de válvula~ / superficie del pistón mayor, con lo que el llenado o/ y escape se ven favorecidos. Además de la mayor capacidad de flujo otras razones importantes para la adopción de válvulas múltiples son: - Disminución de tensiones térmicas, debido al menor tamaño de las mismas. - Esfuerzos menores, como consecuencia de tener un peso menor. - Disminución de la temperatura media de la válvula, debido a que se dispone de una mayor sección para disipar calor a .través de su asiento, en efecto: Supongamos una culata de una sola válvula (1 l y otra con n vá lvulas (Nl y hagamos las siguientes hipótesis:

K

Siendo: L - levantamiento. Dv - diámetro de la válvula. 8 - ángulo de asiento. Av - área geométrica descubierta. Si analizamos la expresión del área descubierta por una válvula que se dedujo en el tema de renovación de la c·arga en cuatro tiempos, tendremos: Av

=

7í

Dv L cos()

+ L2 cos 2

()

sen()

el segundo sumando podemos considerarlo, a efectos de esta demostración. despreciable frente al primero pues () es un ángulo pequeño y por tanto el seno de ()

695


tiene un valor bajo y además L es mucho menor que Dv. Así pues podemos escribir:

AvN

A v1

=

7r

Dv1 L, cose

=

7r

=

N

7r

DvN LN cose

=

N

D~ 1 K cose 7f'

D~N K cose

y puesto que hemos supuesto la igualdad de áreas descubiertas se puede escribir que: 7r

=

D~ 1 K cose

N

7r

D~N K cose

y la relación entre las longitudes de asiento valdrá:

= En el caso por ejemplo de N to es del orden de un 40%.

= v'Ñ

= 2, v'Ñ = 1,41, el incremento en la longitud del asien-

3 . Influencia del tipo de culata La disposición y tamaño definitivo de las válvulas, sean dos únicamente o sean múltiples, depende en último extremo del tipo de culata empleado. Las separaciones generalmente admitidas como mínimas para evitar distorsiones de flujo o grietas térmicas son las de la figura 22.56, según Taylor. ·

O,O~J>

Fig. 22.56. Dimensiones máximas de las válvulas

En las cámaras de combustión con válvulas laterales, teóricamente no existe ninguna limitación para el área de las válvulas, sin embargo excepto en motores con relaciones de compresión muy bajas esta disposición está prácticamente abandonada,


696

aunque hay que decir que esta disposición tiene la ventaja de su sencillez, por interven ir menos elementos mecánicos y la seguridad en caso de rotura de la válvula, ya que no cae dentro del cilindro. Prácticamente todos los motores de automoción llevan válvulas en cabeza, ya sea en culatas con cámara de combustión cilíndrica, hemiesférica o en forma de cuña (figura 22.57).

c. cilíndrica

o

o o

e. en cuña

;---o-.. . l

1

o

'

1

e. htm i es f ér ita

\

\

o ,/ --- - -

1

1

¡ 1 1

,,

/

': º

,

''

I

I

I

I

I I

o(Q 1 1

\ \

Fig. 22.57. Disposición de las válvulas en función del tipo de cámara de combustión

Los motores con culata cilíndrica o en cuña tienen normalmente las válvulas en línea,con lo que el accionamiento es más sencillo. En lá disposición de culata hemiesférica las válvulas forman un cierto ángulo. Evidentemente la forma constructiva que, con una geometría de culata apropiada, da una mayor superficie de válvula es la hemiesférica. Sin embargo esta disposición es más cara de fabricación. Se recurre a el las en motores rápidos que deban desarrollar elevada potencia.

4. Refrigeración de válvulas Ya hemos indicado que uno de los problemas más graves que presenta la válvula de plato es la dificultad que tiene para evacuar calor. Aunque los problemas principales en cuanto a refrigeración afectan a la válvula de escape, las válvulas de admisión también trabajan a temperaturas elevadas, aunque con un diseño estructural cuidado, estas últimas no plantean problemas térmicos. La superficie de la válvula que recibe calor es mucho mayor que la superficie que


t(º()b_ 700 ---, 500

',, X

·-----~ -·-··

X

1

1

asiento

1

lo cede,. que consiste en el asiento y en el vástago. Por otra parte la temperatura de los gases a su paso por la válvula de escape es mayor que en cualquier otro punto del motor, si a esto añadimos que la velocidad de los gases es elevada, o lo que es lo mismo el número de Reynolds es elevado, el coeficiente de película también lo será y es razonable pensar que la válvula de escape sea uno de los puntos más castigados térmicamente del motor. En la figura 22.58 está representada a título orientativo, la distribución de temperaturas en una válvula de escape para dos perfiles de plato dados. ·

Según algunos autores el 75% del calor evacuado por la válvula de escape es a través del asiento, siendo el 25% restante evacuado por el vástago y el pie de válvula; por ello es muy importante aumentar la superficie de contacto de la válvula con la culata, siendo una buena solución el empleo de válvu las múltiples. Otra consideración importante es la utilización de materiales que mantengan sus propiedades mecánicas a altas temperaturas, así mientras las válvulas de admisión se construyen con aceros al carbono o aleados al cromo-níquel en bajas proporciones, las válvulas de escape son de acero cromo-níquel austenítico, que mantiene sus propiedades mecánicas y físicas hasta los 1000ºC. Fig. 22.58. Distribución de temperaturas de dos tipos de válvulas

Como normalmente la temperatura del gas y del refrigerante vienen impuestas por razones ajenas al sistema .de distribución, la temperatura de una válvula puede minimizarse: - Haciendo mínima la superficie expuesta al ca lor. - Haciendo máxima la superficie que cede calor . . Disminuyendo la longitud del recorrido del flujo calorífico, desde la guía y asiento de la válvula, hasta el refrigerante. - Aumentando la capacidad para transmitir calor, bien sea dando un gran espesor al vástago de la válvula, o empleando válvu las refrigeradas. Los problemas planteados en la refrigeración de las válvulas crecen con el tamaño de éstas. En válvulas con diámetro mayor de 50 mm o incluso en vá lvulas más pequeñas pero sometidas a condic iones de funcionamiento severas, puede resu ltar necesaria una refrigeración interna. La válvula en este caso es hueca, y el espacio interior está relleno hasta la mitad con sodio, que se licúa cuando la válvu la alcanza una

698

Motores de combust ión interna alternativo.s

cierta temperatura. En el movimiento de subida y bajada de la válvula el sodio se desplaza por la cavidad tomando calor de la cabeza y cediéndolo al pie. Esta es una solución cara que se emplea en motores de prestigio o en competición y que permite disminuciones en la temperatura de funcionamiento de unos 100ºC.

presión

5 . Consideraciones mecánicas en- el diseño de válvulas

vástago

En este apartado vamos a hacer mención a dos exigencias fundamentales de las válvulas. Por una parte su resistencia mecáFig. 22.59. Esquema para el cálculo nica a la rotura, que puede tener graves consecuencias para el motor debido a su del vástago situación, y en segundo lugar la estanqueidad del cierre, es decir el buen ajuste entre válvula y cu lata.

a J Re'Sistencia mecánica La cabeza de la válvula está sometida a una presión que depende de la presión de combustión. El esquema mecánico es el de una carga uniformemente repartida (figura 22.59). A esto hay que añadir una carga que se supone puntua l y aplicada en el centro, debida a los resortes de la vá lvula. Finalmente se debe considerar una carga adicional que depende de la velocidad de asiento, y tiene en cuenta el golpe de la válvula al cerrar, y que es función del peso de la vá lvula y de la velocidad de asien to que depende de la geometría de la leva . El diámetro d5 del vástago puede determinarse por la siguiente relación empírica: ds

=

Dv 8

+

a 16

variando a entre 10 y 8, siendo el límite superior para válvulas grandes o muy castigadas.

b J Estanqueidad La estanqueidad del cierre de la válvula es importante para evitar pérdidas de potencia. El asiento de la válvu la suele tener un ángu lo de asiento superior al de la propia válvula, siendo esta diferencia del orden de un grado (figura 22.60). Esta disposición tiene dos ventajas:


699

- Sigue existiendo estanqueidad aunque se desgaste el asiento. - Al ser mayor la presión, rompe los depósitos carbonosos y mejora el cierre. Tiene el inconveniente de que la válvula trabaja a mayor temperatura por ser la superficie para evacuar calor más pequeña. Para evitar desgastes en el asiento de la válvula, éste debe ser considerablemente duro, así en culatas de aluminio y en ocasiones incluso en culatas de fundición, hay que recurrir al asiento postizo, que puede ir o bien a presión o bien roscado a la culata, como se mencionó al hablar de culatas. Existen dispositivos que imprimen a la vá lvula un movimiento de rotación cada vez que ésta efectua un movimiento de traslación. Esta disposición ayuda a eliminar los depó'sitos carbonosos en el asiento de la válvula. los depósitos en el vástago y evita el quemado de la válvula en el caso de que existan puntos calier.tes. Fig. 22.60. Diferencia entre el ángulo de la válvula y del asiento

22.11. SISTEMA DE DISTRIBUCION 1 . Introducción El sistema de distribución agrupa a todos los elementos mecánicos que provocan la apertura y el cierre de las válvulas en el momemto oportun"l. Este sistema en su conjunto debe funcionar con las siguientes características: - Verificar la apertura y el cierre a determinados ángulos del cigüeñal. - Ser lo más silencioso posible. - Trabajar con desgastes mínimos para evitar juegos e inexactitudes en su funcionamiento. El sistema de distribución está constituido en el caso más general por un árbol de levas, que gira a velocidad mitad de la velocidad de giro del cigüeñal, los empujadores y las varillas, que convierten el movimiento rotativo del árbol en un movimiento de traslación, y finalmente los balancines y las válvulas con sus muelles. El mecanismo completo es un sistema elástico que se deforma por los esfuerzos a que se ve sometido en un valor que depende de su geometría y de la magnitud de los esfuerzos. Existen multitud de esquemas de accionamiento, pero podemos dividirlos en cuatro grandes grupos atendiendo a la posición de. las válvulas y a la posición del árbol de levas:

700


Válvulas

Arbol de levas

l l

En culata Laterales L-.ateral En cabeza

El esquema de válvulas laterales prácticamente no se utiliza actualmente dado que su disposición obliga a una cámara de combustión mu y poco favorable. Comparando las dos disposiciones actualmente empleadas en cuanto al árbol de levas, podemos decir: - El esquema del árbol de levas lateral (figura 22.61 l tiene en general un mayor

juego de taqué

varilla

rai-'-·- - --

guía

. - + - - - -- - válvula

~~=====::::2t-- asiento de

válvula ---- -

árbol de levas

Fig. 22.61. Esquema del sistema de distribución . Arbol de levas lateral

701


número de elementos siendo la cadena cinemática más larga, como consecuencia es más sensible a las dilataciones presentando además fenómenos de inercia más acusados. - El árbol de levas en cabeza (figura 22.62) presenta problemas en cuanto a su accionamiento y en cuanto a su engrase. En los motores con culatas partidas no es posible su empleo como consecuencia de las desalineaciones que se pueden presentar. En los motores de encendido provocado de diseño más avanzado se tiende a utilizar el árqol de levas en cabeza, mientras que en los motores Diesel la práctica usual es montar el árbol de levas lateral.

2. Arbol de levas

siento de

/válvula

Las levas se forjan o se funden conjuntamente con el árbol,que debe poseer gran rigidez y ser suficientemente resistente para absorber los esfuerzos flectores, de torsión y las vib raciones que su funcionamiento genera.

Fig. 22.62. Esquema del sistema de distribución. Arbol de levas en cabeza

El árbol de levas es movido por el cigüeñal mediante cadena, correa dentada o engranajes. En los motores de cilindros en línea, el árbol va montado lateralmente sobre cojinetes en la parte baja del motor, aunque también existen motores con el árbol en cabeza, e incluso dos árboles para los motores de culata hemiesférica que controlan las válvulas de admisión y escape por separado. En los motores en V se ubica normalmente encima del cigüeñal entre los dos b loques de cilindros. Al árbol de levas suelen asignársele otras funciones como son: accionar la bomba de combustible por medio de una leva y el distribuidor por medio de un piñón, en los motores de encendido provocado, y mover el regulador en los motores Diesel. Normalmente también es el encargado de mover la bomba de aceite .

3. Perfiles de leva Debido a las limitaciones d.erivadas de los esfuerzos, las válvulas no pueden abrirse y cerrarse bruscamente, sino que deben seguir una cierta ley que, en forma general,

702


se ve en la figura 22.63. Analicemos dicha figura: Con el fin de que la válvula siempre asiente con firmeza, y para permitir las dilataciones y desgastes que aparecen , es necesario que exista un cierto juego en el mecanismo. Para evitar esfuerzos bruscos al entrar en contacto la leva con su seguidor o bien la válvula con el balancín, este juego debe absorberse por medio de una rampa de velocidad constante, zona A de la figura 22.63. Cuando el seguidor de la leva golpea la rampa, los esfuerzos debidos al impacto, para un diseño dado, serán función de la velocidad de la rampa. Estos esfuerzos son difíciles de predecir, por lo que en general se recurre a velocidades de rampa que la experiencia haya confirmado como tolerables . Al final de la rampa el perfil de la leva debe ser tal que la válvula sufra un rápido levantamiento. La·velocidad y aceleración de este levantamiento será función de la geometría del perfil. Esto corresponde a la zona B de la figura. Finalmente, después de la etapa de aceleración, el muelle debe decelerar la válvula hasta velocidad nula, para a continuación moverla en sentido negativo, siempre siguiendo la geometría de la leva. Evidentemente si la deceleración es muy brusca, puede perderse la continuidad de la cadena cinemática. Existen gran cantidad de perfiles de levas, que imprimen una mayor o menor aceleración al conjunto, con lo que el área media descubierta por la válvula es mayor o menor, así como los esfuerzos originados por el sistema. Existen levas de flancos rectilíneos tangentes a los círcu los de base y nariz; existen levas de flancos cóncavos y levas de flancos convexos; existen levas de aceleración constante, aunque en la práctica esto no es posible y hay que prever unas variaciones bruscas al principio y al final; existen levas de sobreaceleración constante, etc.

- - l evantam i en to - - - - veloc i dad - ·- ·- ·· ar:elerar: i ón 1

1 ·'''

--

1

1 /

\ 1

1!

\1

V

--

:

1

--

Fig . 22.63. Diagrama de levé.ntamiento, velocidad y aceleración de la válvula


703

Aquí vamos a hacer mención al diagrama polinomial del levantamiento de la válvula, que puede expresarse de la forma:

siendo a el ángulo recorrido por el cigüeñal y tomando el origen a = O en el punto de alzada máxima. Dando valores a fos exponentes a, e, i, u, obtenemos distintas curvas de alzada y por tanto distintos perfiles de leva (figura 22.64).

1,018

0,003556 OP030 N -o

0,812

d

L.. CJl

0,0020 E

0,609

-....... E u

c.

u

0,0010

e

QJ

0,406

-o

o -o

u

o

QJ

o

o

·eL.. u

QJ

e

'QJ

a;....,

0,203

o

L..

-0,0010

o

o

12

24

36

48

- 0,0015 60

Fig. 22.64. Diagramas de levantamiento ángulo de giro para diferer.tes perfiles polinomiales

Derivando la expresión obtenemos la velocidad, la aceleración y la sobreaceleración, así como sus máximos. Los valores de los coeficientes en función de los exponentes son:

C2

=

Ca

=

Ce

=

-a e i u L (a-2)(e-2)(i-2)( u-2) L2 2 e i u L (a-2)(e-a)(i-a )(u-a) Lª -2 a i u L (e-2)(e-a )(i-e) (u-e) Le

C; =

2 a e u L (i-2)( i-a )( i-e)( u-i) L;

Cu

=

-2 a e i L (u-2)( u-a )(u-el(u-il Lu

704


4 . Empujadores. Balancines. Muelles El movimiento de la leva es transmitido al balancín por el empujador y la varilla empujadora . Entre el empujador y la leva hay un movimiento relativo de deslizamiento, por lo que es necesario el engrase. En ocasiones el empujador está dotado de un rodillo para evitar esta fricción. Por otra parte el inevitable desgaste debe tener lugar en el empujador, puesto que si se produjese en la leva ésta variaría su perfil, y por tanto el diagrama de distribución del motor. La varilla empujadora debe tener un diámetro suficiente y una longitud lo menor posible para evitar el fenómeno del pandeo así como excesivas dilataciones térmicas. Se suele emplear tubo de acero con extremos endurecidos. Tradicionalmente entre el balancín y la válvula se deja un huelgo que varía normalmente entre O, 10 y 0,40 mm, conocido como juego de taqués. Sin embargo existen sistemas para absorber este huelgo que consiguen un funcionamiento más silencioso del conjunto, como son los taqués hidráulicos. ' Las soluciones para estos elementos constructivos son muy diversas y prácticamente distintas para cada motor. El material aceptado generalmente para los muelles de las válvulas es el acero con 0,50% de carbono. Cuando el precio no es un factor primordial se recurre a aceros aleados. Para mantener el contacto entre las levas y las válvulas, así como el del mecanismo intermedio, durante los períodos de deceleración, es necesario que la fuerza del resorte sea suficiente, lo que depende de la masa de las partes móviles y de la aceleración generada por el perfil de la leva. Los muelles de las válvulas deben estar parcialmente comprimidos cuando la válvula está cerrada para garantizar el cierre. Los muelles se deben diseñar de tal forma,que su frecuencia propia sea suficientemente alta como para que al régimen máximo del motor no haya la posibilidad de resonancia con algun armónico. La amplitud máxima de la vibración de un muelle puede escribirse como: d3 Amplitud máxima - a0 N D donde: a0 - es la d - es el D - es el N - es el

amplitud del arm6nico más bajo que puede entrar en resonancia. diámetro del alambre. diámetro del muelle. número de espíras del muelle.


705

_Evidentemente para reducir la amplitud máxima es conveniente utilizar muelles de gran diámetro con gran número de espiras, pero de hilo fino. En motores comprometidos o muy cargados, suelen disponerse varios muelles por válvula.

5. Movimientos oscilatorios parásitos Sobre todo a regímenes altos, los órganos del sistema de distribución no son rígidos, sino que se deforman y pueden en ciertos momentos entrar en resonancia. Las curvas de alzada , aceleración, etc., no son las previstas teóricamente,lo que puede originar por una parte caidas de potencia y por otra averías y roturas en el motor. Estudios experimentales del movimiento de la vá~vula permiten comprobar que el movimiento de ésta puede diferir extraordinariamente del teórico. Son especialmente importantes las desviaciones en el tramo de aceleración negativo, pues pueden originarse grandes puntas de aceleración y pos.teriores golpes. También son importantes las oscilaciones en el momento del cierre de· la válvula, por cuanto pueden darse velocidades de impacto de la válvula sobre su asiento muy grandes. En tales casos los golpes contra el asiento son tan violentos que ocasionan el rebote de la válvula. Este fenómeno es muy peligroso porque las válvulas pueden llegar a interferir con el pistón.

6 . Distribución desmodrómica A diferencia de lo que sucede en el tipo tradicional de distribución con muelle recuperador, el sistema desmodrómico prevé que el árbol de levas accione ambos movimientos de la válvula, tanto el de apertura com.o el de cierre. La ventaja fundamental que ofrece este sistema es la de permitir trabajar al motor a elevados regímenes de giro en mejores condiciones que en un motor con muf,!lles, ya que al estar la válvula totalmente guiada los movimientos parásitos prácticamente no existen. Este sistema no se utiliza prácticamente más que en competición por su elevado coste, complejidad y dificultad de puesta a punto, además de presentar desajustes debidos a los desgastes.

7. Taqués hidráulicos Actualmente, y siguiendo la tónica general de reducir al máximo las operaciones de mantenimiento de los motores, se está general izando el uso de los llamados taq ués hidráulicos. El sistema consiste en intercalar en la cadena cinemática de la di~ tribución un mecanismo h!dráulico que reduce el juego de taqués a cero en todo momento y de forma automática. Esencialmente el taqué hidráulico está compuesto por una camisa móvil accionada por la leva y un pistón que puede moverse dentro de

706


la camisa, dejando una cáma ra intermedia de aceite, siendo este pistón el encargado de accionar el resto de la cadena cinemática hasta la válvula.

válvula unidi r eccional

El aceite con el que se llena la cámara del taqué es sumin istrado por la bomba de lubricación del motor, bomba que no da presión suficiente como para que se abra la válvula. Con el fin de permitir que el aceite entre en la cámara y permanezca en ella, ésta dispone de una válvula unidireccional que suele ser de bola o membrana. En la figura 22.65 aparece representado un taqué de éste tipo de forma esquemática.

entrada del aceite

Fig. 22.65. Esquema de un taqué hidráulico

Por último hay que indicar que por medio de la adopción de taqués hidráulicos se consigue reducir el ruido de la distribución al anular los golpes que se producen cuando se absorbe el juego de taqués del sistema clásico.

8. Distribuciones hidráulicas En algunos grandes motores de dos tiempos se emplean distribuciones hidráulicas para controlar la válvula de escape. La razón fundamental para el empleo de este tipo de sistemas estriba en el hecho de que se pueden eliminar los esfuerzos laterales a los que se ve sometida la válvula en los sistemas clásicos con balancín , lo que posibilita una vida más larga para el asiento, la guía y la válvula misma.

9 . Velocidad característica de la distribución Cuando se utilizan relaciones carrera-diámetro bajas, la velocidad lineal media del pistón no está limitada por el conjunto cigüeñal-biela-pistón, sino por el mecanismo! de d istribución. De la misma forma que definimos una velocidad característica de las masas alternativas conocida como velocidad lineal media del pistón, vamos a definir una velocidad característica del sistema de distribución que llamaremos c 0 . Siendo L el levantamiento, en una revolución del árbol de levas la válvula recorre un espacio 2L. Si el motor gira con una velocidad n, el árbo l de levas gira a n/2, con lo que ce> v.:;¡le: c0

=

L n

Para poner la expresión en función de parámetros usuales podemos escribir:


707

Cm

=2

S n

n

2S

con lo que sustituyendo en la ecuación anterior nos queda:

Dado que la relación L/ Dv·no es arbitraria, sino que tiene unos valores óptimos del orden de 0,3 como vimos en capítulos anteriores, podemos sustituir el valor de Len ·, función de Dv y obtenemos:

En el caso más general de que sean N válvulas, la relación que existe como ya se ha demostrado es:

y puesto que para una culata dada hay una relación entre el diámetro del pistón y el de la válvula, podemos escribir: DvN k

C0 =Cm - -

s

1

Cm

s

Dv1 k

YN

1

o 1

Cm -

s

-

k

YN

Al valor Cm (D/Sl (k/ YN) se le conoce como velocidad característica de la distribu ción. Como puede observarse, a medida que crece el número de válvulas el valor de c0 disminuye y el funcionamient.o de la distribución es menos críti.co.

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Motores de combustión interna alternativós

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CAPITULO 23

CONSIDERACIONES SOBRE El DISEÑO Y LA EVOLUCION DE LOS MCIA

23. 1. Razones para un nuevo diseño 23.2. Elección del motor 23. 3. Tendencias en la evolución de los motores 23.4. Consideraciones finales

M. MUÑOZ Dr. lng. Industrial


23. 1. RAZONES PARA UN NUEVO DISEÑO Las motivaciones para proceder al diseño de un nuevo motor deben ser sopesadas cuidadosamente por las repercusiones, principalmente económicas, que la decisión entraña, contando por supuesto con la tradición y experiencia necesarias en la realización de dichos diseños. Entre los motivos o razones principales para abordar un nuevo diseño, podemos citar: - Se precisa cubrir una finalidad especia l; es decir, se necesita un motor de nuevas características con el fin de conseguir un determinado propósito, como por ejemplo: motores policombustibles para aplicación militar, motores de gas, etc. - Se pretende diseñar un motor más competitivo dentro de servicios ordinarios ya cubiertos por motores existentes; es decir, se intentan conseguir características tales como: menor peso y precio por kW, menor consumo específico, ma· yor duración, mayor fiabilidad, etc. - Aparece un nuevo segmento de mercado en el que el fabricante quiere estar presente, lo que implica diseñar un nuevo motor con prestaciones diferentes a las de la gama de motores que en ese momento fabrica.

23.2 . ELECCION DEL MOTOR 1 . Tipo de servicio Un factor de capital importancia que influye en el diseño es el tipo de servicio a: que va destinado el motor. En el campo de la aviación por ejemplo, el peso por kW es un factor primordia l, el consumo y el costo del motor son aigo más secundarios. En el automóvil, el costo del motor i.¡ el peso por kW son muy importantes. El consumo específico, sin que sea un factor a despreciar, es menos importante que los anteriores, debido en general al bajo factor de utilización, aunque el incesante incremento del precio de los combustibles está modificando esta tendencia.

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En motores estacionarios y marinos, el consumo específico es un factor de gran importancia, siendo algo más secundario el costo del motor. Estas y otras muchas consideraciones que podrían hacerse acerca del tipo de servicio condicionan básicamente el diseño de un motor. El consumo específico, dentro de un tipo de servicio cubierto por otros motores, p1Uede resultar, como ya se ha dicho en el apartado anterior, un factor decisivo en la competitividad del motor en el mercado. La necesidad de reducir los costes de fabricación obliga frecuentemente a cubrir diferentes servicios con un mismo motor base, utilizando los equipos complementarios adecuados al correspondiente tipo de servicio.

2. Motor Diesel o de explosión En rasgos generales, la elección de un MEC o de un MEP para el tipo de servicio propuesto la podemos hacer teniendo en cuenta lo siguiente: - Los motores que emplean como combustible la gasolina tienen que tener diámetros de cilindro inferiores a 150 mm por limitaciones impuestas por la detonación, aunque empleando gas los diámetros pueden ser algo mayores. Las grandes cilindradas, y por tanto los grandes motores, son del tipo Diesel. · - Los motores Diesel tienen consumos específicos, especialmente a cargas parciales, más reducidos que los motores de explosión, empleando ·además combustibles más económicos, principalmente debido a su más reducida carga fiscal. La influencia del consumo específico depende del factor de utilización del motor, dependiente a su vez del tipo de servicio. - Los motores Diesel tienen potencias específicas (kW por kg de motor) más reducidas, del orden de la mitad, debido a su dosado más pobre y a su más bajo número de revoluciones. Este inconveniente, en determinadas cilindradas, puede ser en parte compensado con la sobrealimentación. - El coste de adquisición y de entretenimiento del motor Diesel es, en general, superior al de explosión, debido a su mayor tamaño, equipo de inyección, etc., aunque la producción en gran serie y el aprovechamiento de componentes de motores de explosión están reduciendo notablemente los costes de fabricación. Al mismo tiempo, se ha conseguido una simplificación constructiva que ha permitido reducir sensiblemente los costos de mantenimiento. - El motor Diesel es más ruidoso (presiones de trabajo más elevadas, combustión por autoencendido, mayores masas en movimiento, ruido del equipo de inyección, etc.), especialmente en la marcha a ralentí.

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- En los motores Diesel el riesgo de incendio, debido al tipo de combustible. es menor que en los motores de explosión.

3. Dos tiempos o cuatro tiemp.os El ciclo de dos tiempos permite, por su forma de realizarse, obtener motores de una potencia específica más elevada que la que se obtendría con el empleo del ciclo de cuatro tiempos. En las pequeñas cilindradas,que como hemos visto en el capítulo de semejanza de motores tienen potencias específicas elevadas, el empleo del ciclo de dos tiempos responde en general al criterio económico de su bajo coste de fabricación, presentando en contrapartida los siguientes inconvenientes: - Mayor consumo e~pecífico. Esta característica no es muy importante, debido a la pequeña potencia del motor y al reducido factor de utilización que suele tener este tipo de motores. - Elevado consumo de· aceite, ya que la sencillez del motor aconseja el empleo de engrase por mezcla. - Arranque más difícil, originado fundamentalmente por la circunstancia anterior. - Par irregular a bajo régimen. Los motores de pequeña cilindrada de dos tiempos son de explosión y emplean el sistema de barrido por cárter por simplicidad mecánica. El empleo del motor de dos tiempos en las gtandes cilindradas viene obligado por la creciente disminución de la potencia específica al aumentar las dimensiones geométricas {ver semejanza de motores). La sobrealimentación, práctica corriente en estos motores, es un medio eficaz de contrarrestar esta indeseable tendencia. Los motores alternativos más grandes, 32.000 kW aproximadamente, son motores Diesel de dos tiempos sobrealimentados. En las cilindradas intermedias el motor de 2T está menos extendido por las siguientes razones: - La potencia específica no alcanza valores tan críticos como en las grandes cilindradas. - El diseño del motor, en lo que se refiere a la renovación de la carga, es mucho más delicado en motores de 2T que en motores de 4T, sobre todo si el servicio exige variaciones frecue:ntes de la carga y del régimen.

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- La sobrealimentación también es mucho más delicada en 2T por los condicionantes impuestos por el barrido, complicándose igualmente con la variación de las condiciones operativas del motor. - Se tiene, en general, menos experiencia en el diseño de motores de dos tiempos en esta gama de potencias, lo que inclina al diseñador a buscar, por seguridad, criterios tradicionales. - El coste de fabricación de motores de dos tiempos con sistemas de barrido más sofisticados (escape por válvulas, etc.) no es inferior al del motor de cuatro tiempos. 4. Refrigeración por aire o por agua

El coeficiente de película del agua es 175 veces mayor que el del aire. Esta notable diferencia puede ser, en parte, compensada por: - Mayor velocidad del fluido respecto de las paredes. En la refrigeración por aire se emplean velocidades del orden de 4 a 8 veces las del agua. - La superficie de transmisión en la refrigeración por aire (aletas) es de 10 a 25 veces la superficie utilizada en la refrigeración por agua. El valor inferior corresponde a pequeños motores y el superior a los más grandes que emplean este sistema de refrigeración (aviación). - La temperatura del refrigerante es más baja en el aire (máx. 40ºCl que en el agua (80-95ºC). Los factores más importantes a tener en cuenta al decidir el empleo de la refrigeración por aire o por agua son los siguientes: - Tamaño del cilindro. Las necesidades de refrigeración crecen con el tamaño del cilindro. La refrigeración por. aire, menos enérgica, se dificulta en forma progresiva al aumentar la cilindrada, encontrándose su límite máximo tolerable para diámetros próximos a 150 mm.Por todo lo expuesto los motores refrigerados por aire tienen temperaturas de trabajo más elevadas que los refrigerados por agua. - Incluyendo en la refrigeración por aire la soplante o ventilador, los pesos totales de ambos tipos de motor (aire y agua) son similares. - Los motores monocilíndricos y los bicilíndricos con cilindros opuestos tienen disposiciones constructivas adecuadas para la refrigeración por aire. Los motores policilíndricos en línea, cuando están refrigerados por aire, tienen mayor

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longitud por la necesidad de aumentar la distancia entre cilindros por exigencias de la refrigeración, resultando también, en consecuencia, más largo el cigüeñal. Conviene tener presente que en ambos tipos de refrigeración se intercambia calor con el aire, utilizándose en uno de ellos el agua como fluido intermedio; pero en este último sistema, al ser el radiador (donde tiene lugar la cesión de calor del agua al aire) un elemento independiente, se puede diseñar más libremente y colocar en el sitio más conveniente, sin imponer condicionantes serios a la estructura del motor. - Los motores refrigerados por aire, debido en parte al coste de la soplan~e de refrigeración (exceptuados aquellos motores que no la necesitan, como por ejemplo las motocicletas y motores de aviación) y en parte a la necesidad de construirlos con cilindros independientes, resultan, en general, más caros de construcción que los motores refrigerados por agua. - El motor refrigerado por aire resulta ruidoso a causa de: - Mayores juegos por temperaturas de trabajo más elevadas. El motor es especialmente ruidoso en frío. - Ruido de la soplante. - Vibraciones de los elementos del motor al ser éste de cilindros independientes y por tanto menos rígidos. - La cámara de agua, en los motores con este tipo de refrigeración, hace de aislamiento acústico del motor. - Bajo el punto de vista económico, los motores que emplean refrigeración por aire tienen menores costos de entretenimiento. (Pérdida de agua, corrosiones, cavitación, empleo de anticongelantes, etc.). - Los motores refrigerados por aire son menos sensibles a la variación de las condiciones ambientales. El gradiente de temperatura motor-aire es muy superior al del agua-aire que tenemos en el radiador. Una variación de la temperatura ambiental es proporcionalmente menos importante en el primer caso que en · el segundo. - La inercia térmica en el arranque es menor en un motor refrigerado por aire; se calienta más rápidamente y se enfría más deprisa que un motor refrigerado por agua. El arranque en frío es un factor esencial en el desgaste .y bajo este punto de vista interesará un tipo u otro de refrigeración según sea la secuencia de arranque. Para arranques poco frecuentes con paradas suficientemente largas para enfriar el motor interesaría el aire; si el tiempo de parada es corto inte· resaría la refrigeración por agua. La tendencia más generalizada es diseñar con refrigeración por agua. Las excepcio-


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nes actualmente existentes son: - Aviación. Aplicación en donde disponemos de grandes caudales de aire por el movimiento propio del avión, temperaturas exteriores muy bajas y donde el factor ruido, debido a la perfecta insonorización de las cabinas, puede ser secundario. - Motores pequeños. Debido a las bajas necesidades de refrigeración y sencillez. - Aplicaciones militares o especiales. Por el poco gasto de conservación y por ser menos vulnerables mecánicamente.

5. Motor sobrealimentado o de aspiración natural a) Motor de encendido provocado Como la sobrealimentación favorece la detonación, es necesario bajar la relación de compresión y emplear sistemas sofisticados para la carburación , encendido y regulación del grupo de sobrealimentación, siendo además la curva de par menos apta para la tracción y los tiempos de respuesta mayores, lo que justifica la práctica habitual de no sobrealimentar los motores de encendido provocado , a no ser en los casos siguientes: - Motores de aviación de émbolo. Estos motores, prácticamente desaparecidos en las grandes cilindradas, se sobrealimentan en altura. Su sobrealimentación en potencia se realiza en el despegue controlando la tendencia a la deton~ción con mezclas ricas o con inyección de mezclas de agua-alcohol. - Algunos motores de tendencia deportiva. Se reduce la tendencia a la detonación bajando la relación de compresión y retrasando el encendido mediante sensores de la detonación. · - Motores de gas. Se sobrea limentan motores de más de 350 kW-. Los c9mbustibles gaseosos derivados de los hidrocarburos son menos detonantes que las gasolinas. b) Motor Diesel La decisión sobre el empleo de la sobrealimentación y el grado de la misma depende fundamentalmente de los siguientes aspectos: - Potencia específica del motor. - Costo del motor y del grupo de sobrealimentación . - Consumo específico de combustible. - Fiabilidad del motor y período entre revisiones.


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La situación actual es la siguiente: - Automoción. Por debajo de los 40 kW no se sobrealimentan. Entre 75 y 150 kW se sobrealimentan aproximadamente un 50%. Por encima de los 150 kW es muy frecuente y desde los 200 kW prácticamente están todos sobrealimentados. Los motores de automoción se diseñan actualmente como sobrealimentados, aunque se comercia licen en versiones sin sobrealimentar. - Motores marinos y estacionarios. El límite inferior de la sobrealimentación está aproximadamente en los 750 kW para los estacionarios y en los 100 a 150 kW en los marinos.

6. Efecto del tamaño del cilindro y de la relación S/D La potencia por unidad de ci li ndrada vale, como ya sabemos: (4T)

Ne

=

7r

02

n pme 5 ·-

4

2

=

V0 pme

Cm

45

con lo que se puede escribir:

NE1 Vo

pme

Cm

= - --45

Para la misma cilindrada , la potencia específica aumenta cuando disminuye la carrera. Esta disminución obliga a aum'entar el diámetro, reduciéndose por tanto la relación carrera-diámetro, pudiéndose aumentar, en consecuencia, el número de revolu ciones para la misma Cm. La optimización del consumo específico conduce a relaciones S/ D más largas que en el pasado. Cuando lo que se pretend~ es aumentar la cilindrada, y por tanto las dimensiones del cilindro, se fijan valores de la pme y de la velocidad lineal media del pistón Cm más conservadores debido a las sigu ientes razones: - Al aumentar las dimensiones del cilindro aumentan las tensiones térmicas. - Las elevadas cilindradas corresponden a motores en los que la fiabilidad y la duración son factores determinantes del diseño. - En los motores grandes se dispone de menos información a corto plazo de su funcionamiento y los ensayos son más difíciles y costosos, lo que obliga a evitar cualquier riesgo excesivo.

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7 . Número y disposición de los cilindros La elección del número de cilindros depende de la potencia del motor. Los motores de 3 ó 4 kW son normalmente monocilíndricos. A medida que aumenta la potencia de los motores se eleva el número de cilindros debido a las ventajas siguientes: - Para una misma potencia el motor tiene menor cilindrada y menor peso. Consecuencia deducida en el capítulo dedicado a la semejanza. - El equilibrado mejora aumentando el número de cilindros, resultando el par motor más regular y el volante de inercia más reducido. - Los problemas de origen térmico son menores al disminuir el tamaño de tos cilindros. - La disminución de la cilindrada unitaria hace el motor menos sensible a la detonación, cuando se trata qe MEP. El aumento del número de cilindros tiene en contrapartida los siguientes inconvenientes: - En lo que se refiere al costo de fabricación y a pesar de que el motor pesa menos, resulta en general más caro, por su mayor complejidad en las operaciones de montaje. - Aumentan los gastos de mantenimiento. - El número de revoluciones aumenta, lo que para ciertas aplicaciones es un inconveniente. - En los motores Diesel, la reducción del tamaño de los cilindros y el aumento del número de revoluciones aumenta el retraso de encendido y por tanto la dureza de marcha, incrementándose el consumo de combustible con la subdivisión de la cilindrada. La disposición de los cilindros puede ser: - Disposición en línea. Favorable bajo el punto de vista económico, teniendo un buen equilibrado. Por encima de los seis cilindros resulta un cigüeñal excesivamente largo (vibraciones torsionalesl. Sin embargo, por razones de ubicación, son frecuentes motores marinos de hasta 12 cilindros. - Disposición en V. Las disposiciones V-8 y V -12 son muy adecuadas para la tracción. El cigüeñal resulta corto y la forma del motor es muy favorable para


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la colocación de la distribución, sobrealimentación, inyección, carburación, etc . Como contrapartida estas disposiciones constructivas son más costosas. Dos, cuatro y seis cilindros en V presentan más problemas de equilibrado. - Cilindros opuestos. Esta disposición conduce a cigüeñales cortos y a motores bajos, aptos para ser colocados bajo el suelo (automotores, autobuses, etc.). - Radial. Típica en aviación por facilitar la refrigeración por aire. Las disposiciones pueden ser en simple o doble estrella. - Pistones opuestos. En la actualidad casi abandonados. Sus ventajas son: - No necesitan culata. - Tienen pérdidas de calor reducidas. - Potencia específica elevada. Los inconvenientes son: - Necesidad de dos cigüeñales. - Accesibilidad difícil.

23.3. TENDENCIAS EN L<\ EVOLUCION DE LOS MOTORES Los factores que condicionan de forma importante en la actualidad el diseño de los motores de combustión interna alternativos son: el consumo específico, la emisión de contaminantes y el ruido. Estos factores previsible.mente conservarán su importancia en el futuro. La incidencia de estos factores, ciertamente muy compleja, la analizaremos en relación con los tipos básicos de motor:

1 . Motores de encendido provocado de dos tiempos Los valores elevados del consumo específico y de las emisiones de escape, especialmente hidrocarburos sin quemar, de estos motores con configuraciones suficientemente sencillas (barrido por cárter, escape por lumbreras, etc.) para que resulten económicamente atractivas en las pequeñas cilindradas, restringirán aún más su campo de aplicación en el futuro, quedando prácticamente reducido su uso a cilindradas muy


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pequeñas con un reducido factor de utilización. En aquellas aplicaciones en donde la prestación prioritaria es la potencia específica, la competición por ejemplo, su campo de utilización puede incluso ampliarse.

2 . Motores de encendido provocado de cuatro tiempos Este tipo de motor tiene un uso generalizado en el campo de los vehículos particulares (turismos} por su alta potencia específica, funcionamiento silencioso, ausencia de olores, etc. Su principal inconveniente es su bajo rendimiento, especialmente a cargas parciales. Como de cara a un futuro próximo el parámetro que va a primar en este tipo de motores es el rendimiento, la evolución de estos motores se puede centrar en los siguientes puntos:

a) Reducción de las pérdidas mecánicas Dentro de este aspecto podemos considerar los siguientes aspectos: - Reducción del régimen de giro de funcionamiento del motor, mediante el aumento de la relación carrera/diámetro. Si analizamos la variación que ha sufrido este parámetro a lo largo del tiempo, vemos que la tendencia ha sido a disminuirlo, para de esta forma aumentar la potencia específica sin aumentar de forma importante la velocidad lineal media del pistón. Sin embargo, hoy en día, para mejorar el rendimiento mecánico, y por tanto el efectivo, se tiende incluso a aumentarlo. - Reducción de la potencia de accionamiento de auxiliares. En este sentido no es previsible el que se puedan obtener grandes mejoras.

- Empleo de la turbosobrealimentación. Hoy en día ya se nota una cierta tendencia al empleo de la turbosobrealimentación. Con las mejoras que han experimentado y experimentarán los grupos de sobrealimentación es posible predecir el que en el futuro s.e sobrealimentarán mayor número de MEP.

- Reducción de las pérdidas de bombeo Dado el alto índice de utilización de este tipo de motóres a ca~gas parciales, así como la necesidad de realizar la regulación cuantitativamente ~strangulanpo la admi-

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sión, este tipo de pérdidas constituyen uno de los puntos a mejorar en los MEP y fundamentalmente en los de automoción. Dos son las posibles soluciones: El empleo de motores modulares. Estos motores anulan algunos de sus cilindros a cargas parciales al no accionar sus válvulas en estos casos. De esta forma los cilin dros activos deben funcionar con un grado de carga más alto, lo cual conduce a una disminución global de las pérdidas de bombeo. Si bien ya existen motores comercializados de este tipo, su futuro está condicionado por el hecho de que la regulación no es perfecta, ya que se presentan brusquedades al entrar cilindros en funcionamiento. Por otro lado, las tensiones mecánicas y térmicas que se presentan son importantes, por lo que la duración del motor se reduce. La segunda solución consiste en la adopción de distribuciones variables, de tal forma que la carga se regule fundamentalmente por el tiempo de apertura de la válvula de admisión. Este tipo de solución está condicionada al hecho de que se encuentren sistemas válidos desde el punto de vista mecánico y de regulación que no impliquen costos excesivos. b) Mejora del proceso termodinámico

- Se hace patente la necesidad de quemar mezclas pobres para de esta forma aumentar el rendimiento y reducir la emisión de contaminantes, fundamentalmente en lo que se refiere a NOx y CO. Para poder realizar combustiones relativamente completas con mezclas pobres se hace necesario aumentar la turbulencia, por lo que es previsible que se extiendan las soluciones encaminadas a este fin, como son: pipas direccionales, cámaras de alta turbulencia, torbellinadores en admisión, etc. - También parece aconsejable aplicar sistemas que permitan ajustar el dosado con un mayor número de parámetros que los empleados en el carburador clásico, lo que mejorará las condiciones de funcionamJento en cuanto a detonación, mezclas pobres, contaminación, fase de calentamiento, etc. La vía de solución consiste en recurrir a la inyección electrónica con la correspondiente unidad de control, cuya aplicación se extenderá previsiblemente a las grandes y medianas cilindradas, quedando el carburador clásico circunscrito probablemente a las pequeñas. - Punto de encendido. Es previsible que se impongan totalmente los encendidos electrónicos gobernados por microcomputadores, para de esta forma conseguir ajustes más finos del punto de encendido en función de un mayor número de variables operativas. - Reducción de las pérdidas de calor. Su reducción, con el consiguiente aumento del rendimiento, pasa necesariamente por una mayor adiabaticidad del motor

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y una temperatura mayor de las superficies internas del mismo. La problemática que este aumento de temperatura conlleva, especialmente en el engrase, se intenta resolver con el empleo de materiales cerámico~ y mejorando la estabilidad de los aceites con la temperatura. - Emisión de contaminantes. El empleo de mezclas pobres es un procedimiento eficaz de reducir el consumo específico de combustible. El empobrecimiento progresivo conduce, en un principio, a la reducción de las emisiones de escape, aumentando las mismas, en lo que se refiere a hidrocarburos sin quemar, cuando el empobrecimiento se extrema debido al apagado local de la llama. La situación contradictoria a la que conduce el fuerte empobrecimiento obligará probablemente a uAa reducción en las exigencias de emisiones contaminantes en beneficio del consumo específico. La utilización de catalizadores de escape no se extenderá previsiblemente en el mercado europeo, debido a las cilindradas de sus motores y a sus previsibles normas sobre contaminación.

3.

Motores de encendido por compresión de cuatro tiempos

En relación con los motores de encendido por compresión de cuatro tiempos dé automoción, las tendencias son las siguientes:

a) Reducción de pérdidas mecánicas Podemos citar las mismas soluciones señaladas en los MEP, exceptuando las de bombeo, que tienen su origen en la regulación por estrangulamiento, inexistentes en este tipo de motores. La tendencia a mejorar el rendimiento mecánico, aumentando la relación carrera/ diámetro e incluso reduciendo la velocidad lineal media del pistón es una tendencia actual de los motores Diesel, .con la excepción de los destinados a turismos por la exigencia de alta potencia específica de este tipo de aplicación.

b J Mejora del proceso termodinámico Las tendencias previsibles en la mejora del proceso termodinámico son esencialmente las siguientes: - Se extenderá la sobrealimentación, incluso a las pequeñas cilindradas.con las ventajas termodinámicas que esta práctica entraña. El grado de sobrealimentación aumentará probablemente, aunque no en forma importante, mejorándose el acoplamiento grupo de sobrealimentación-motor mediante el empleo de grupos de sobrealimentación de geometría variable, con la obtención entre otras ventajas de una curva par-número de revoluciones más favorable para la tracción.

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El enfriamiento del aire a la salida del turbocompresor mediante el empleo de un intercambiador aire-aire se extenderá en las grandes cilindradas de automoción con la consiguiente mejora de la potencia específica y del rendimiento. - La inyección de combustible controlada electrónicamente mediante un microcomputador, que permitiría optimizar la ley y el punto de inyección en función de las condiciones operativas, será muy probablemente la tendencia de la inyección en un próximo futuro. - La mejora de los procesos de combustión en las cámaras de inyección directa, cuya aplicación se extenderá hasta motores de relativamente pequeña cilindrada (2000 ccl, quedando la cámara dividida para las muy pequeñas, y el aumento de la presión de inyección son tendencias actuales en los motores Diesel de automoción. - Disminución de las pérdidas de calor. Este punto aboga por las cámaras de inyección directa, siendo válidas las consideraciones hechas sobre el particular en relación con los motores de encendido provocado. - Emisiones de contaminantes. Como es bien sabido el principal contaminante en los MEC es el NOx, y dado que no existe la posibilidad de reducir este tipo de compuestos en el escape por ser las mezclas pobres y existir en consecuencia exceso de aire, la única solución consiste en redudr las presiones y temperaturas máximas en el cilindro, razón que aboga también en favor de las cámaras de inyección directa. Las tendencias apuntadas para los MEC de automoción son en general válidas para los equivalentes de aplicación industrial.

4.

Motores de encendido por compresión de dos tiempos de gran cilindrada

Los motores de encendido por compresión de dos tiempos de gran cilindrada in dustriales o marinos presentan las siguientes tendencias específicas: - Existe una clara tendencia hacia el barrido uniflujo con válvula de escape en culata, con lo que mejora el proceso de barrido y consecuentemente el rendimiento del motor. Por otra parte, el empleo de este tipo de barrido facilita la refrigeración uniforme del émbolo, con la reducción de las temperaturas y tensiones térmicas en el mismo, lo que permite refrigerar el pistón con aceite en lugar de hacerlo por agua, con la simplificación que esto conlleva. - La sobrealimentación a presión constante está permitiendo reducir sustancialmente el consumo específico de estos motores.

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- El aumento de la relación carrera / diámetro es una tendencia también encaminada a au mentar el rendimiento mecán ico del motor, aunque esta solución, que incide favorablemente en el barrido uniflujo, no es aplicable a los motores con barrido cruzado o por lazo por su desfavorable influencia sobre estos tipos de barrido. La reducción del número de revoluciones, cuando se trata de motores marinos, permite mejorar el rendimiento propulsivo de la hélice.

23.4. CONSIDERACIONES FINALES El desarrollo de motores convencionales con personal y equipo adecuados se puede estimar en dos o tres años, y se debe tener en cuenta que la vida útil de un motor se estima en alrededor de diez años. Por otra parte, los costos de desarrollo dependen de la experiencia y de las metas que se imponen al nuevo diseño. Finalmente, el coste de fabricación es función principalmente de la serie, que a su vez depende del campo de aplicación. Se comprende, pues, de estas consideraciones la dificultad que entraña la decisión de iniciar el diseño y fabricación de un nuevo motor, debiendo realizarse un cuidadoso análisis de las motivaciones que condicionan la decisión. En cuanto a modelos no convencionales, las incertidumbres de t iempo de desarrollo y costos son tan importantes que únicamente razones de mucho peso pueden inducir a su construcción. En relación a la evolución de los motores de combustión interna alternativos no hay que pasar por alto la evolución en las técnicas de diseño, desarrollo y fabricación, así como la de los nuevos materiales. Esta evolución está muy relacionada con la explosión de las técnicas informáticas, como son el diseño asistido por ordenador o la automatizac ión de ensayos.

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Motores de Combustio Interna Alternativos - F. Payri y M. Muñoz

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