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Departamento de Aeronáutica

Facultad de Ingeniería

Universidad Nacional de La Plata

MOTORES ALTERNATIVOS

Ciclos Ideales Corregidos

Revisión 2014

Motores Alternativos Ciclos Ideales

Departamento de Aeronáutica Página 2 de 34

MOTORES ALTERNATIVOS DE 4 TIEMPOS ENCENDIDOS POR CHISPA

CICLOS IDEALES CORREGIDOS



Índice

1 Introducción a ciclos ideales de cuatro tiempos 4

2 Pérdidas de calor 9

3 Combustión no Instantánea 9

4 Efectos del avance de encendido 15 4.1 Efecto del avance del encendido en el consumo de combustible 15 4.2 Efecto del avance de encendido en la limitación de la potencia 16 4.3 Efecto del avance de encendido en la temperatura de culata de cilindros 19 4.4 Efecto del avance de encendido en la temperatura de los gases de escape 20

5 Reglaje de válvulas 22 5.1 Apertura de la válvula de admisión. (Reglaje real) 22 5.2 Cierre de la válvula de admisión 22 5.3 Apertura de la válvula de escape 25 5.4 Cierre de la válvula de escape 25 5.5 Influencia de la velocidad de los gases y de los tiempos de apertura de las válvulas sobre la curva de potencia 27

6 Diagramas de ciclos reales (Diagrama indicado) 30 6.1 Diagrama de las presiones en función de los desplazamientos angulares del eje para un motor de 4 tiempos 32



1 Introducción a ciclos ideales de cuatro tiempos El ciclo ideal corregido intenta, a través de aproximaciones, acercarse lo más posible al ciclo real que se obtendrá al ensayar el motor de referencia en un banco de pruebas. Un ejemplo básico de este ensayo se muestra en la siguiente figura.

Figura 1 Esquema básico de obtención de un ciclo real indicado en banco de ensayo

Este dispositivo busca determinar las presiones reinantes en el interior del cilindro registrando su evolución en función del giro del cigüeñal para con ello calcular la potencia real del motor. En este contexto las performances de los motores reales, son apreciablemente inferiores que las correspondientes a los ciclos ideales. Esta diferencia es debida a que los fenómenos reales ocurren dentro del cilindro en forma distinta a lo que habíamos supuesto para los ciclos ideales lo cual da como resultado una deformación del ciclo ideal representado en el siguiente esquema.

Figura 2 Ciclo ideal vs ciclo ideal corregido



Estas deformaciones surgen por varias causas. La mezcla real entre la carga admitida y los gases residuales se efectúa en el cilindro de tal manera que depende su homogeneidad del mecanismo existente para realizarla. Para lograr la corriente fluida hacia el cilindro es necesario, en los motores de funcionamiento normal, que la presión en el interior del cilindro sea inferior a la exterior. Además la carga antes de llegar al cilindro debe pasar por los conductos de admisión y válvulas que se encuentran a cierta temperatura; de las cuales recibe una cierta cantidad de calor que eleva su temperatura. Esta disminución de la presión y aumento de la temperatura que sufre la carga fresca hace que disminuya su peso específico, resultando finalmente que el peso de la carga admitida en el ciclo sea menor que la supuesta en el ciclo ideal. Durante la compresión, combustión y expansión se producen fugas a través de los aros de pistón. La combustión no es instantánea, sino que demora un cierto tiempo, durante el cual el pistón realiza un cierto desplazamiento modificando el volumen y por lo tanto la combustión no se realiza a volumen constante como lo habíamos supuesto en el ciclo ideal. Durante la combustión y expansión, se producen pérdidas de calor por las paredes del cilindro, debido a las altas temperaturas de los gases producto de combustión. Las mezclas reales no son homogéneas como hemos expresado anteriormente y la relación aire-‐combustible no es constante, variando de ciclo a ciclo de acuerdo a las condiciones de funcionamiento. En el caso del motor a explosión, la regulación de la potencia se hace introduciendo un parcializador de aire de admisión, cuyo efecto es modificar el peso de la carga admitida en el cilindro, y como el peso de los gases residuales es aproximadamente constante, resulta que la relación entre la carga fresca y los gases residuales no es constante. En la combustión completa del octano en el aire tenemos que la relación aire-‐combustible, como habíamos visto, es 0.0662. Sin embargo las mezclas reales son casi siempre ricas, pues el poder calorífico de una mezcla es máximo cuando se quema la cantidad máxima posible de combustible y esto se consigue cuando la mezcla es aproximadamente el 10% rica. Esta condición permite la máxima potencia para una carga dada. Por todo lo anteriormente explicado, en forma sintética y antes de pasar al análisis detallado de los factores más importantes podemos, clasificar las causas que producen deformaciones del ciclo real en el motor a explosión de la manera siguiente:



De naturaleza física, entre las que debemos considerar todas aquellas que hacen al fluido y al motor real, distintos del fluido y motor ideales. Tenemos entre ellas la variación de los calores específicos con la temperatura, y las pérdidas de calor a través de las paredes del cilindro. De naturaleza química, son aquellas causas que afectan el fenómeno de la combustión en el motor, velocidades de reacción, disociación de los productos de la combustión, etc. De naturaleza mecánica, son aquellas relaciones con la forma en que las operaciones de carga y descarga indispensable para la realización del ciclo, son efectuadas por el pistón. La velocidad de rotación del motor juega un papel preponderante en su análisis. Como en realidad las causas de distinta naturaleza, actúan simultáneamente en el funcionamiento del motor, su estudio aislado es difícil y carente de interés práctico; es evidente además que nos conviene efectuar el estudio desde un punto de vista más práctico refiriéndonos a factores que se pueden determinar y aislar en el laboratorio aunque sean el resultado de causas de distinta naturaleza. Los factores que podemos estudiar, o analizar más directamente y que provocan desviaciones importantes del ciclo real, con respecto al ideal, son en síntesis: Pérdidas de calor: Las transformaciones reales son politrópicas y no adiabáticas, su exponente “n” dependerá del comportamiento de los cilindros como aislantes o conductores térmicos y de las fugas de gases, esto último, además de alterar aparentemente el exponente, constituye en sí, una pérdida neta de energía utilizable en el proceso. Heterogeneidad de la carga: La mezcla gaseosa que aspira el cilindro no es ni puede ser homogénea, de manera que siempre se pierde algo de combustible sin quemar o parcialmente quemado, esta es una de las razones por que la energía liberada en realidad, no alcanza al valor previsto por la teoría, ni aún en el caso de las mezclas ricas. Por otro lado la relación de mezcla es variable de ciclo en ciclo y de un cilindro a otro del motor. Aumento de los calores específicos del fluido con la temperatura. Como ya sabemos, tanto el calor especifico a presión constante cp como el correspondiente a volumen constante cv, de un gas real, crecen con la temperatura, pero de tal forma que su diferencia permanece constante, es decir, cp -‐ cv = AR; por consiguiente, al aumentar la temperatura disminuye el valor de la relación k = cp / cv. De lo cual se infiere que los valores de la presión y la temperatura máximas resultan siempre inferiores a las que se alcanzarían en el caso en que los calores específicos permanecieron constantes al variar la temperatura. Este hecho se toma en consideración también al trazar el ciclo teórico del aire; pero, en el caso real, los productos de la combustión tienen calores específicos mayores que el aire, y, por tanto, los valores de la presión y de la temperatura máxima son, en el ciclo real,



inferiores a los correspondientes al ciclo teórico. Por esta razón, la superficie y el rendimiento térmico resultan disminuidos. Disociación en la combustión: Como la disociación de los productos de la combustión, constituidos esencialmente por CO2 y H2O, en otros compuestos tales como CO, H2 y O2, es una reacción que se realiza con absorción de calor, la temperatura máxima obtenible se reduce y se pierde una cierta cantidad de trabajo. Pero, dado que durante la expansión la temperatura y presión se reducen, la reacción de disociación retrocede. Produciendo una recombinación parcial con desarrollo de calor. El valor del exponente politrópico de la expansión, que debería ser mayor que k por las pérdidas de calor a través de las paredes del cilindro, se reduce acercándose al del politrópico de compresión y por esto se produce una recuperación parcial del trabajo anteriormente perdido. Dilución de la carga: La carga que evoluciona en cada ciclo no está constituida sólo por aire y combustible, sino que está diluida parcialmente por productos de la combustión del ciclo anterior. En efecto la expulsión de los residuos, no es completa en la carrera de escape y depende notablemente del grado de estrangulación del motor siendo mínima con el motor a pleno gas. Combustión no instantánea: La combustión no alcanza instantáneamente a toda la carga, sino que demora un cierto tiempo que depende de varios factores. Esto se traduce en una gran deformación del diagrama en la zona representativa del proceso de combustión. Reglaje del motor: La necesidad de cumplir un cierto número de ciclos por unidad de tiempo, o sea de hacer girar el motor a una cierta velocidad, impone algunas condiciones necesarias, para la mejor realización de las operaciones de carga y descarga del cilindro. La presión en el cilindro al final de la carrera de admisión es menor que la atmosférica y al final del escape es mayor, la operación de descarga de los gases a presión no es instantánea. Como consecuencia de esto debe establecerse en cada motor un cierto “reglaje” de su distribución (reglaje de válvulas), cuya influencia sobre la forma final del diagrama es muy importante. Factores Varios: Además de los mencionados se podrían citar: perdidas por bombeo, forma de la cámara de combustión, número y posición de las bujías, tamaño de los cilindros, temperatura de los cilindros, velocidad del motor, entre otros tantos. Cada uno de estos factores afecta en forma diferente a las performances del motor, o sea a su ciclo real de funcionamiento y todos deben ser tenidos en cuenta en el análisis previo del diseño del motor. Los factores: disociación de los productos de la combustión, dilución de la carga y propiedades reales del fluido que evoluciona en el motor no son tan importantes, a los fines de cálculo, como las pérdidas de calor, tiempo requerido para la combustión y reglaje del motor. Los primeros (disociación) pueden ser tenidos en cuenta mediante coeficientes experimentales utilizando el ciclo ideal en aire-‐



combustible, sin error apreciable, los últimos en cambio, son afectados por una serie de variables dependientes de las condiciones de funcionamiento del motor. Los factores que afectan al ciclo ideal en lo que respecta a forma del diagrama y a los valores de la temperatura y de las presiones son Las diferencias de forma están provocadas por:

• Perdidas de calor • Combustión no instantánea • Reglaje del motor

Las diferencias en los valores de la presión y la temperatura son debidas principalmente por:

• Aumento de los calores específicos del fluido con la temperatura • Disociación de los productos de la combustión

Finalmente el ciclo real presenta otra diferencia importante en comparación con el ciclo teórico: durante la carrera de admisión la presión en el cilindro es inferior a la que se tiene durante la carrera de escape. Salvo casos particulares (Sobrealimentados), durante la admisión la presión es inferior a la atmosférica y durante el escape es superior. Se crea por lo tanto en el diagrama real (indicado) el área negativa que corresponde a trabajo perdido (trabajo de bombeo).

Figura 3 Ciclo ideal y el ciclo real (indicado)

Dónde: Áreas A: Trabajo perdido por pérdidas de calor Áreas B: Trabajo perdido por combustión no instantánea Áreas C: Trabajo perdido por reglaje de válvula de escape Áreas D: Trabajo perdido por bombeo.



Veremos a continuación los efectos sobre el diagrama del ciclo ideal, provocados por:

• Pérdidas de calor. • Combustión no instantánea. • Reglaje del motor.

2 Pérdidas de calor Las altas temperaturas alcanzadas, durante la combustión, y que reinan durante la expansión de la carga en el cilindro, hacen que el factor “pérdida de calor” sea importante en su contribución a deformar el ciclo ideal. Durante la primera parte de la compresión, probablemente haya transferencia de calor de las paredes del cilindro, pistón y culata a los gases frescos que se encontrarán algo más fríos, pero durante la mayor parte de esta etapa del proceso y en el resto del mismo, es decir durante la expansión y escape, los gases están mucho más calientes que el cilindro, de modo que la transferencia de calor será de los gases al cilindro. Las pérdidas de calor a través de las paredes, alteran el diagrama de 1-‐2-‐3-‐4 pasando al 1-‐2’-‐3’-‐4’, (Figura 4) en que la curva de compresión es 1-‐2’, reduciéndose el trabajo de compresión; pero reduciéndose aún más el trabajo de expansión 3’-‐4’, de modo que el trabajo útil total es reducido por las pérdidas en un cierto porcentaje.

Figura 4 Efectos de las pérdidas de calor

3 Combustión no Instantánea En el ciclo teórico se supone que la combustión se realiza a volumen constante, es decir se está considerando que la combustión es instantánea; en el ciclo real, en cambio, se requiere un cierto espacio de tiempo.



Si el encendido tuviera lugar en el punto muerto superior (PMS) la combustión se desarrollaría mientras el pistón se va alejando del PMS y la presión máxima del ciclo sería inferior a la prevista en el ciclo ideal, con la consiguiente pérdida de trabajo útil y por consiguiente, a igualdad de consumo de combustible, un rendimiento termodinámico menor.

Figura 5 Ciclo ideal y ciclo con encendido en el PMS

Por lo expresado anteriormente, conviene anticipar el encendido de modo que la combustión pueda llevarse a cabo en su mayor parte cuando el pistón se encuentra en la cercanía del PMS. Esto también trae aparejado una pérdida de área del ciclo (pérdida de trabajo o eficiencia), pero esta pérdida resulta en magnitud mucho menor que la que se tendría sin adelanto del encendido.

Figura 6 Ciclo ideal, ciclo con encendido en el PMS y ciclo con encendido antes del PMS

El anticipo de encendido se denomina avance de encendido. En el sistema biela-‐manivela como veremos más adelante, el volumen es una función del ángulo de rotación del cigüeñal y por lo tanto el valor del avance de encendido es identificado por el ángulo medido en grados del recorrido de cigüeñal. Por ejemplo, en un motor de cuatro tiempos, ciclo Otto, para una velocidad del frente de llama entre 15 a 30 m/seg, la duración total de la combustión a 2500 rpm es aproximadamente 2 a 2.7 10-‐3 seg. , lo que implica que la combustión abarca



entre 30° a 40° de rotación del cigüeñal. Se entiende que al variar la velocidad del cigüeñal, el intervalo medido en rotación del cigüeñal varía. El adelanto de encendido es aproximadamente 15° a 45° antes del PMS y de esta forma la presión máxima del ciclo se alcanza del orden de 15° después de pasar el pistón por el PMS. En la Figura 7 se muestra la influencia del avance de encendido en un ciclo Otto real.

Figura 7 Influencia del momento del encendido en un Ciclo Otto

En la Figura 7 está marcado el punto que corresponde al encendido de la carga. Como hemos dicho antes, el encendido debe producirse antes del PMS para que la combustión, que requiere de un cierto tiempo para completarse, se produzca de la manera más cercana posible a la teórica, es decir, casi a volumen constante. Si la chispa salta con retraso (atrasada) la combustión se produce casi totalmente después del PMS, la presión máxima se alcanza cuando el pistón se ha alejado notablemente del PMS, y su valor es por lo tanto más bajo que el normal. Por lo tanto el área del ciclo se reduce como se ve en la Figura 7. La misma deformación del diagrama indicado se verifica en el caso de combustión lenta. Cuando en cambio la chispa salta con anticipación la combustión se realiza en gran parte antes del PMS, la presión máxima alcanza un valor superior al normal y el ciclo se deforma como se ve en la Figura 7. El momento del encendido se establece experimentalmente mediante pruebas para corresponder a la potencia máxima obtenible al límite de la detonación, a la regularidad de marcha del motor, consumo mínimo o bien máximo rendimiento. Como regla general se puede decir que el momento en el cual se hace saltar la chispa corresponde al punto en el cual la presión es la mitad de la que se alcanza en el PMS.



No obstante para el caso del avance de encendido que hace máximo el rendimiento térmico medio se puede calcular como se verá a continuación. La combustión real puede ser supuesta que ocurre como una serie de combustiones instantáneas en intervalos de tiempo Δt quemando en cada combustión elemental una fracción ΔM de la masa total Mm seguida estas combustiones por una expansión o compresión según ocurra en la carrera de expansión o en la de compresión (Fig. 8).

Figura 8 Aproximación a sucesivos ciclos ideales

Las áreas A1; A2; A3....Ai correspondientes a cada una de estas combustiones parciales, representan ciclos ideales realizados con distintas relación de compresión. Cada uno de estos ciclos tiene un rendimiento térmico Δτ

111

−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−=

k

xi rη

Como en cada uno de estos ciclos se quema una fracción DMm de la masa total de la mezcla (Mm), el rendimiento térmico medio del ciclo será:

∑=

ηΔ=ηn

1itiitm M

Mm1

Marvin (Repor N.A.C.A. 276) después de estudiar un gran número de procesos de combustión, estableció una relación entre el porcentaje de masa quemada con el tiempo de combustión, trazando la curva (Fig. 9) que se considera típica para combustión normal. La pendiente de esta curva nos da la velocidad de combustión.



Figura 9 Porcentaje de masa quemada según el tiempo de combustión

Utilizando la curva de Marvin se procede de la siguiente manera: Se traza una curva de rendimiento como ciclo ideal (como sí la mezcla quemada en forma instantánea en cada ciclo A1; A2; A3;...Ai) para distintas relaciones de compresión, expresadas en función del ángulo de rotación de la manivela. El rendimiento térmico de cada uno de estos ciclos es igual a:

1

1

21−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ +−=

k

xti V

VVη

donde V2 es el volumen de la cámara de combustión y Vx es el volumen debido al desplazamiento del pistón igual a:

x4dV2

xπ

=

siendo, como veremos en cinemática del sistema biela -‐ manivela:

)2cos1(4R)cos1(Rx θ−λ

+θ−=

En el diagrama de los rendimientos hti (Fig. 10) se lleva el diagrama de velocidad de combustión. (Esto se puede hacer pues fijando el tiempo de combustión total de la mezcla y sabiendo la velocidad de rotación de la manivela se puede obtener el ángulo q total de la manivela para la cual se quema toda la masa de la mezcla Mm.) Se integra las áreas bajo la curva (1) (velocidad de combustión) para pequeños desplazamientos de Dq y se multiplican por el rendimiento hti correspondiente a esa porción de masa quemada, se suman y se dividen por el área total de la curva (1).



De esta manera se obtiene el rendimiento térmico medio del ciclo que ocurre con este avance de encendido. Repitiendo el proceso con varios avances, para la misma velocidad del cigüeñal, se puede determinar fácilmente el rendimiento medio máximo con la condición de avance óptimo. Se comprende fácilmente que el área bajo la curva (1) multiplicada por el desplazamiento angular Dq representa la porción DMm quemada de ese intervalo angular.

Figura 10 Diagrama de rendimientos en función de la posición angular de la manivela

En general se puede decir que el momento en el cual se hace saltar la chispa corresponde al punto en el cual la presión es la mitad de la que alcanza en el PMS, o bien en base a la regla de UPTON que dice: El avance óptimo de encendido es aquel que permite llegar a la mitad del aumento total de presión cuando el pistón llega al PMS y se obtiene prácticamente cuando al llegar el pistón a este punto, el tiempo total de combustión es del 75 %. Si el cálculo se realiza, para diferentes duraciones de la combustión, por ejemplo para distintas revoluciones del cigüeñal, se puede obtener para el avance óptimo, la variación del rendimiento térmico medio. Refiriéndonos a la Fig. 10, el posicionamiento de la curva (1) será de tal manera que siempre este ubicado en 30° antes del PMS pero el ángulo que abarca será menor o mayor, debido a la variación de la velocidad del cigüeñal (Fig. 11 ).



Figura 11 Rendimiento de la combustión

4 Efectos del avance de encendido Veremos a continuación en forma general, cual es el efecto del encendido sobre algunas características de los motores de combustión interna: 4.1 Efecto del avance del encendido en el consumo de combustible Valores medios de avance del encendido de 10° aproximadamente con relación al punto de salto de la chispa respecto del menor valor de avance, demuestran que el consumo de combustible disminuye aproximadamente de un 4% a un 5% con relación al consumo para mayor economía a una potencia determinada. Esto se explica, porque desde que ocurre la chispa hasta que se obtienen las máximas temperaturas y presiones, existe un intervalo de tiempo que será tanto mayor cuanto menor sea la riqueza de la mezcla. Por ejemplo: en la mezcla de máxima economía, la velocidad media de la llama es aproximadamente un 70% de la que corresponde a la mayor potencia, por lo tanto, avanzando el encendido se tiene un intervalo mayor de tiempo aun a menos velocidad de propagación y, por lo tanto, se contrarresta esta menor velocidad de la llama con un tiempo mayor de combustión.



4.2 Efecto del avance de encendido en la limitación de la potencia Una de las características de la operación con avance de encendido, es la mayor estabilidad de la combustión en las cámaras, para riquezas de mezcla en la gama de pobres. Por ejemplo: Si un motor estuviera al borde de la inestabilidad para una riqueza de mezcla de 1/17 funcionando con 20° de avance al encendido, este mismo motor bajo las mismas condiciones tendría el mismo grado de inestabilidad aproximadamente con 1/19 de riqueza de mezcla, funcionando con 40° de avance al encendido. Estas cifras son valores medios no aplicables a todos los motores, pero dan idea del orden de magnitud de la relación existente entre la actuación con mezclas pobres a mayor avance del encendido. En la Figura 10 se pueden ver estos dos efectos.

Figura 12 Efectos del avance de encendido en la potencia y en el consumo específico del combustible

La Figura 12 representa resultados experimentales obtenidos en un motor monocilíndrico refrigerado con agua, en el que con defecto de aire (l=0.8) se alcanzaba la potencia máxima con unos 37° de avance al encendido, mientras que con un exceso importante de aire (l=1.06) eran necesarios unos 45° de avance para lograr la máxima potencia. Si el encendido se adelanta tanto que la mayor parte de la mezcla se queme antes del punto muerto, se producen presiones muy altas. Con ello crecen las pérdidas mecánicas y térmicas, de modo que si el encendido se avanza demasiado, disminuye la potencia (Fig. 11).



Figura 13 Relación entre la presión media efectiva y el avance de encendido para distintos l n= 2240 rpm En la Figura 13 se representa el resultado de medidas de potencia con diferentes avances, para una amplia gama de proporciones de mezcla. En estos ensayos, por ejemplo, para una proporción de aire l=0.85 (regulación normal de mezcla rica), la disminución de potencia en la zona de 30° a 50° de avance del encendido no es mayor de 1%.También puede observarse que con 46° de avance, por ejemplo, es posible obtener, en toda la gama de mezclas que puede presentarse en la regulación, menos del 1% de disminución de potencia respecto a la correspondiente al avance óptimo. En la práctica se adoptaría un encendido algo menos avanzado.

Figura 14 Instante óptimo de encendido para alcanzar las máximas presiones medias, en función de la proporción

de aire El excesivo avance tiene como consecuencia, según se ha dicho, una elevación desfavorable de la presión máxima (Fig. 14). En esta figura se presentan resultados de medidas características de las condiciones de funcionamiento del motor, para diferentes avances al encendido.



La presión media máxima y el mejor consumo se obtuvieron, en este caso, para unos 38° de avance. Al disminuir la temperatura del aire aspirado, se alcanza la máxima presión media con un encendido más avanzado, porque la velocidad de encendido disminuye también cuando baja la temperatura. Con un encendido avanzado, la relación media de expansión es más favorable, porque la combustión se realiza antes, disminuyendo notablemente la temperatura de escape (Fig. 14). Las variaciones en la temperatura de escape proporcionan ciertos indicios sobre el desarrollo de la combustión.

Figura 15 Influencia del avance de encendido sobre la potencia, consumo, temperatura de escape y presión

máxima p1 = 12 at.abs., t1 = 90 ºC, e = 1:8, l = 0,85 , n = 2600 rpm La Figura 15 indica que la disminución de la temperatura de escape; a causa del encendido más avanzado, aparece de modo análogo con todas las proporciones de aire y número de revoluciones. Las temperaturas de escape más altas se observan, como es natural, en las proximidades de las mezclas estequiométricas.



Figura 16 Temperatura de escape en función del avance de encendido (e = 1:7.5) a) Para diferentes proporciones de aire y número de revoluciones constante. b) Para diferentes números de revoluciones y proporción de aire

constante. 4.3 Efecto del avance de encendido en la temperatura de culata de cilindros El avance de encendido produce un aumento de la temperatura de culatas de cilindros por dos razones:

• La temperatura es mayor cuando la mezcla se quema antes

• Los gases en proceso de combustión están en contacto más tiempo con la cámara en el cilindro.

Este aumento de temperatura de culatas normalmente no sobrepasa del 10% de la temperatura correspondiente a retardo, entendiéndose en este caso por retardo el menor valor en avance. Puede observarse en la Figura 15 que al pasar de 20° a 30° de avance el encendido en la gama de riquezas de mezcla de crucero, aumenta la temperatura de culatas aproximadamente 20°C.



Figura 17 Variación de la temperatura de culata del cilindro en función de la riqueza de la mezcla (cada línea

horizontal representan 10ºC) 4.4 Efecto del avance de encendido en la temperatura de los gases de escape La temperatura de los gases de escape decrece al avanzar el encendido, pues la temperatura de combustión alcanza antes su valor máximo en la carrera de expansión y transfiere antes el calor, con la consiguiente caída de temperatura. Este efecto se refleja en la temperatura de las guías y válvulas de escape, cuya temperatura desciende en un orden de magnitud similar al que se indica en la Figura 18.

Figura 18 Efecto del avance del encendido en diversas variables indicativas de la operación del motor (cada línea

representa saltos de 20º)



Efecto de la cantidad de bujías (frentes de llamas) y su ubicación En las siguientes figuras se aprecia como varía la presión máxima obtenida en un ciclo para distintas ubicaciones de la bujía

Figura 19 .

Figura 20 Efecto de la ubicación de chispa sobre la presión máxima obtenida



5 Reglaje de válvulas En el ciclo ideal la apertura y cierre de la válvula de admisión y escape ocurren en forma instantánea y en el punto muerto superior (PMS) o punto muerto inferior (PMI) según corresponda. El reglaje se especifica en ángulos de rotación del cigüeñal. En los motores reales, las válvulas no abren o cierran instantáneamente por cuanto la inercia, de éstas como así también de los mecanismos que actúan sobre ellas, son considerables y por lo tanto se requiere más de 90° de rotación del cigüeñal para la apertura o cierre de las válvulas. 5.1 Apertura de la válvula de admisión. (Reglaje real) Si la apertura de la válvula de admisión se efectúa cuando el pistón llega al PMS, como esta apertura no es instantánea sino progresiva, debido al hecho de que para tener un movimiento regular de la válvula no deben superarse ciertos valores de la velocidad y aceleración, la mezcla fresca recién llegará en su totalidad dentro del cilindro cuando el pistón haya recorrido una cierta parte de su carrera, por esta causa no se aprovecha enteramente la carrera de admisión y por lo tanto el llenado del cilindro sería menor al deseado. Por lo tanto para que la válvula esté completamente abierta en el momento más conveniente para obtener el máximo llenado del cilindro (es decir, cuando el pistón alcanza la velocidad más alta) es necesario que el comienzo de la apertura se produzca antes del PMS. El valor del avance de apertura de la válvula de admisión (AAA) depende de las características de cada motor, tales como cilindrada, dimensiones, ubicación de las válvulas, tipo de carburador, forma del conducto de admisión, velocidad, etc. Este valor del avance está comprendido generalmente entre 5 a 35°. Figura 18. 5.2 Cierre de la válvula de admisión Si al legar el pistón al PMI lo suponemos durante un pequeño tiempo, detenido en ese punto, la masa de mezcla fresca no se detiene. Si en este punto cerramos la válvula de admisión estaremos cortando el ingreso de una importante cantidad de mezcla fresca, disminuyendo de esta manera la eficiencia volumétrica. (La mezcla fresca viene con una cierta energía cinética). Por lo tanto si dejamos abierta la válvula de admisión durante un tiempo, evaluado en ángulo de rotación del cigüeñal, después de pasar por el PMI en su carrera hacia el PMS diremos que tendremos un retardo del cierre de la válvula de admisión (RCA), este retardo aprovechará la energía cinética de la mezcla fresca y por lo tanto el cierre se efectuará cuando esta energía sea próxima a cero. Este retraso tiene valores distintos para cada tipo de motor oscilando entre 40 y 80°. Cuanto mayor es



la velocidad de rotación del motor, tanto mayor es la energía cinética de los gases y por lo tanto mayor es el retraso que hay que dar al cierre de la válvula, con respecto al PMI. En la Figura 21 está representado el reglaje teórico y real.

Figura 21 Apertura y cierre de la válvula de admisión en reglaje teórico y real

En los conductos de admisión se forman ondas de presión. Escogiendo adecuadamente la longitud del conducto de aspiración se puede conseguir que las oscilaciones de la columna de gas debida a la sucesión de aspiración estén en fase con el movimiento de la válvula a fin de resaltar el efecto de inercia y conseguir un grado de llenado superior al normal. Es decir que cuando las ondas de presión que se forman en el conducto de aspiración tienen un comportamiento tal que, poco antes del cierre de la válvula, la presión en la entrada del cilindro alcanza un máximo o un mínimo, se tiene respectivamente un aumento (sobrealimentación por inercia) o una disminución del rendimiento volumétrico. El rendimiento volumétrico depende, además de la velocidad de los gases en los conductos y a través de las válvulas, también de los ángulos durante los cuales las válvulas permanecen abiertas. Si dependiese sólo de la velocidad de los gases, asumirá su valor máximo al número de revoluciones mínimo porque las pérdidas de carga son aproximadamente proporcionales al cuadrado del número de revoluciones. Pero la elección de los tiempos de apertura de las válvulas interviene en gran medida para variar esta condición. Así por ejemplo un motor diseñado para funcionar a regímenes elevados tiene un ángulo de retraso del cierre de la válvula de admisión más bien amplio. Por debajo de un cierto régimen sucede que la inercia de la columna de gas aspirado disminuye en relación con su baja velocidad y por esto, al comienzo de la carrera de compresión, una parte del gas es devuelta hacia atrás, a través de la válvula aún



abierta, al conducto de aspiración. El rendimiento volumétrico, en consecuencia, disminuye. En general la curva de rendimiento volumétrico presenta un punto de máxima a un régimen de velocidad intermedio, como se ve en la Figura 19, donde se han trazado las curvas de rendimiento volumétrico hv y de la velocidad media teórica W del gas a través de las válvulas de admisión, en función del número de revoluciones. También se indica la curva del producto hv*W. Para modificar la curva del rendimiento volumétrico es necesario por lo tanto actuar sobre la velocidad de los gases como sobre el diagrama de la distribución. Es extremadamente difícil establecer por medio del cálculo cuáles son los valores óptimos de los ángulos de adelanto y retraso para un motor dado. Ellos dependen de muchos factores, incluso de carácter constructivo. Pero, en base a consideraciones teóricas y a datos de comparación con motores conocidos, se pueden establecer en la etapa de proyecto valores muy cercanos, si no, incluso, coincidentes, a los que podrían ser definidos experimentalmente para obtener los mejores resultados. Cuando se habla del diagrama de la distribución se entiende el teórico, es decir, aquél definido por la forma de la leva (excéntrica) que acciona la válvula, considerando la cadena cinemática intermedia como indeformable y sin juegos. En realidad, entre la regulación teórica y la regulación efectiva existen siempre diferencias debidas a la elasticidad de los órganos que componen el mecanismo, a los juegos existentes entre ellos y a las dilataciones debidas a las temperaturas alcanzadas durante el funcionamiento. Teniendo en cuenta estas razones de carácter constructivo, que pueden determinar variaciones de los ángulos de hasta 6° o incluso de 8°, las razones principales de la necesidad de anticipar la apertura y retrasar el cierre de la válvula de admisión deben relacionarse con la velocidad W del fluido y con la forma de la leva.



Figura 22 Rendimiento volumétrico y velocidad media teórica de los gases a través de las válvulas de admisión

para dos motores de cuatro tiempos.

5.3 Apertura de la válvula de escape La presión que se alcanza en la combustión y luego en la expansión del gas constituye la energía que es aprovechada por el sistema biela-‐manivela. A medida que el pistón va desde el PMS al PMI, el volumen del cilindro aumenta rápidamente y la presión decrece. Por lo tanto antes del que el pistón llegue al PMI la presión del gas ha descendido hasta un nivel que ya prácticamente no ejerce una acción útil sobre el pistón que sigue su movimiento debido a su inercia y en consecuencia se puede efectuar la apertura de la válvula de escape con anterioridad al PMI. Esto contribuye al aumento del rendimiento por cuanto la presión reinante dentro del cilindro al efectuar la apertura de la válvula de escape, es mayor que la atmosférica, resultando la expulsión de los gases quemados más completa. El valor de apertura de la válvula de escape (AAE) está comprendido entre 45 a 75°. Figura 20. 5.4 Cierre de la válvula de escape El cierre de la válvula de escape se efectúa después de que el pistón llegue al PMS y prosiga su carrera hacia el PMI (retraso cierre de válvula de escape-‐RCE). Pues tiene en cuenta, como en el caso de la aspiración, el cierre progresivo y no instantáneo de



la válvula y la inercia de los gases quemados y teniendo como consecuencia que el escape sigue realizándose hasta que el pistón llega al PMS. El valor puede estar comprendido entre 5 y 35°. Ver Figura 20.

Figura 23 Apertura y cierre de la válvula de escape en reglaje teórico y real

En la Figura 21 se representa un diagrama típico del reglaje de válvulas.



Figura 24 Diagrama de la distribución típica del reglaje de válvulas en un motor de cuatro tiempos De la Figura 21 se puede observar que cerca del P.M.S. mientras todavía no está cerrada la válvula de escape, ya está abierta la admisión. El ángulo durante el cual las dos válvulas están abiertas al mismo tiempo se llama “ángulo de cruces” o "cruce de válvulas". Las áreas de paso entre las válvulas y sus asientos, durante el cruce, son bastante pequeñas, dado que la válvula de admisión está iniciando su apertura y la de escape está acercándose a su cierre, por lo tanto la velocidad de los gases de escape es alta y la corriente tiende a mantener la dirección del movimiento. Esta es la razón por la cual a regímenes de uso normal del motor, los gases de escape no tienden a penetrar en el conducto de admisión durante el cruce. 5.5 Influencia de la velocidad de los gases y de los tiempos de apertura de las

válvulas sobre la curva de potencia Variando la sección de los conductos; las dimensiones de las válvulas, o los tiempos de apertura de las válvulas o bien unas y otras en conjunto, se pueden provocar apreciables variaciones de la potencia en el rango de velocidades establecido. Aumentando las dimensiones de los conductos y de las válvulas de admisión disminuye la velocidad de los gases, por lo que mejora el rendimiento volumétrico para los regímenes altos porque la resistencia al paso de los gases disminuye. Para regímenes bajos con la reducción de la velocidad de los gases varía la influencia que los tiempos de apertura de las válvulas de admisión tienen sobre el rendimiento volumétrico, pudiendo suceder también verificarse que al comienzo de la fase de compresión una cierta cantidad de mezcla sea devuelta atrás, hacia el conducto de aspiración.



En definitiva, aumentando las dimensiones de las válvulas y conductos, se desplaza hacia un régimen más elevado el valor máximo del rendimiento volumétrico y por lo tanto del par máximo y de la potencia máxima. El régimen máximo del motor aumenta como así también la potencia, mientras la potencia para regímenes bajos disminuye. Disminuyendo las dimensiones de los conductos y de las válvulas, las variaciones se producen en sentido opuesto. El aumento de la velocidad de los gases en los conductos desplaza hacia un régimen inferior el rendimiento volumétrico máximo y en consecuencia también la potencia máxima. El régimen máximo del motor se reduce, la potencia correspondiente disminuye, mientras la potencia a bajos regímenes aumenta. El funcionamiento del motor resulta más estable. En la Figura 25 se muestra los diagramas característicos de un típico motor de combustión interna cuatro tiempos encendido a chispa: las curvas de línea continua han sido obtenidas con conductos y válvulas de dimensiones grandes; las de trazo discontinuo, con conductos y válvulas de dimensiones menores.

Figura 25 Curvas características de un motor de cuatro tiempos a carburación (4 cilindros, DxC = 82 x 66 mm,

cilindrada 1.395 cm3) para dos diferentes dimensiones de válvulas y conductos de aspiración



En la Figura 26 se representan la curva característica y de rendimiento volumétrico de un motor de combustión interna, cuatro tiempos, encendido a chispa con tiempos o periodos de apertura de válvulas de admisión y escape diferentes.

Figura 26 Curvas características de un motor de cuatro tiempos a carburación (4 cilindros, DxC = 68 x 75 mm,

cilindrada 1.089 cm3) para dos diferentes regulaciones de distribución

La Figura 27 muestra las consecuencias de la variación de las dimensiones de los conductos y de las válvulas de admisión y de los tiempos de apertura de las válvulas sobre las curvas características de un motor normal de 4 tiempos de carburación.



Figura 27 Curvas características de un motor de cuatro tiempos encendido a chispa (4 cilindros, DxC = 82 x 90mm,

cilindrada 1.900 cm3) para dos diferentes regulaciones de distribución y dimensiones de la válvula y de los conductos de aspiración

6 Diagramas de ciclos reales (Diagrama indicado) El conocimiento del diagrama indicado de un motor es importante. Midiendo su área se obtiene la p.m.i. (presión media indicada). Conociendo la p.m.i. se obtiene, considerando la cilindrada total del motor y el número de carreras útiles en la unidad de tiempo, la potencia indicada, es decir la potencia desarrollada en los cilindros. En la práctica la potencia indicada se obtiene agregando a la potencia



medida al freno la potencia absorbida por los rozamientos, la que se mide haciendo girar el motor sin encendido. Los aparatos indicadores se usan para estudios de laboratorios (lo trataremos en el capítulo referente a Banco de Prueba) y para controlar la regularidad del ciclo. Puesto que la forma del ciclo depende del modo en que se desarrollan los procesos que se verifican en el motor, las irregularidades de funcionamiento pueden ser estudiadas examinando el ciclo indicado. Estudiemos entonces con un poco de detalle el diagrama indicado tomado como referencia el motor de 4 tiempos. Muchos de los razonamientos que haremos son válidos tanto para los motores del ciclo Otto como para los de ciclo Diesel, puesto que, como hemos demostrado en los párrafos precedentes, las formas de sus diagramas son similares, diferenciado solo los valores de las presiones y de las temperaturas máximas. La Figura 28 ilustra dos diagramas indicados de un motor; uno a plena abertura, es decir, con la mariposa del carburador plenamente abierta, y el otro a abertura parcial, es decir con la mariposa cerrada en parte.

Figura 28 Ciclos Otto indicados a plena abertura y abertura parcial

Como sabemos, el área en blanco es positiva y el área rayada es negativa, la cual representa en efecto el trabajo perdido por el bombeo durante las fases de escape y admisión. Cuando la mariposa está totalmente abierta la resistencia al paso del aire es mínima y entra la máxima cantidad de mezcla. El área positiva, que representa el trabajo útil, es por lo tanto máxima. Cuando en cambio al mariposa está parcialmente cerrada, entra una menor cantidad de mezcla, por lo tanto el trabajo realizado por el fluido es menor y el área positiva es más pequeña.



Sobre el área rayada el efecto de la estrangulación mediante la mariposa es totalmente opuesto. Cuando la mariposa está abierta la resistencia al paso del aire es mínima y, si el conducto está bien diseñado, la presión en el cilindro es muy próxima a la atmosférica. En cambio, cuando la mariposa está parcialmente cerrada, la resistencia al paso de la mezcla es considerable; esta no entra con la misma rapidez con la que está aumentando el volumen en el cilindro por el movimiento del pistón, por lo que se crea una depresión. En el primer caso el trabajo perdido por bombeo es mínimo y en el segundo la pérdida por bombeo. Por lo tanto el trabajo perdido por bombeo está muy influenciado por la posición de la mariposa del carburador. En la Figura 29 se muestra la influencia de las condiciones de apertura de las válvulas en el ciclo indicado.

Figura 29 Influencia de las condiciones de apertura de las válvulas en el ciclo indicado

6.1 Diagrama de las presiones en función de los desplazamientos angulares del eje

para un motor de 4 tiempos Conociendo el ciclo indicado es fácil trazar el diagrama de las presiones en el cilindro en función de los desplazamientos angulares de la manivela, más que en función de los volúmenes o de los desplazamientos del pistón, dada la relación sistemática que une estos últimos a la rotación del eje. Este diagrama sirve como veremos más adelante, para el cálculo de las cargas sobre los cojinetes, pero anticipamos aquí su estudio para adquirir mayor familiaridad con los razonamientos sobre los ciclos. En la Figura 30 se presenta el diagrama para un motor de 4 tiempos.



Figura 30 Diagrama de presiones referido a los desplazamientos angulares del eje motor

Como ya hemos visto, en el ciclo real los procesos no se realizan como se suponen en el ciclo teórico, dentro de los límites representados por los puntos muertos. Por lo tanto las fases del ciclo se cumplen durante desplazamientos angulares de la manivela que son diferentes entre sí y de los que corresponden a las carreras totales del pistón. Examinemos en forma de resumen, con los conocimientos adquiridos anteriormente, como varían los valores de la presión durante el desarrollo del ciclo: Admisión.-‐ Al comienzo de la carrera de aspiración (o admisión) 1-‐2 el interior del cilindro se encuentra a una presión ligeramente superior a la atmosférica, porque aún no ha terminado la fase de escape. Coincidiendo con el punto 2 el pistón, en su carrera hacia el P.M.I., aspira aire o mezcla gaseosa a través de la válvula de admisión que se ha abierto en el momento oportuno. Como ya hemos visto, a causa de las resistencias que el gas encuentra en los conductos en la mayor parte de esta fase se tiene una presión menor que la exterior (depresión de la aspiración). La depresión es tanto mayor cuanto mayor es la velocidad del gas en los conductos porque mayores resultan las resistencias a su paso. Esta fase representa trabajo pasivo. Cuando en 3 el pistón inicia la carrera hacia el P.M.S., el interior del cilindro se halla aún en depresión por lo que, a pesar del movimiento contrario del pistón, continúa la introducción del fluido, hasta que en 4 se verifica el equilibrio entre la presión



interna y la atmosférica. En este punto debe cerrarse la válvula de admisión. Si los conductos de aspiración son largos, se puede utilizar el efecto de la inercia de la columna gaseosa para prolongar la introducción incluso después del punto 4 retrasando aún más el cierre de la válvula. En el punto 4 comienza por lo tanto la verdadera fase de compresión. Compresión.-‐ La compresión de la carga se produce por efecto del movimiento del pistón en la carrera 4-‐6. Teniendo en cuenta el hecho de que la combustión requiere de un cierto tiempo para completarse, para permitir el desarrollo más satisfactorio de la fase útil (combustión y expansión) se hace comenzar el encendido antes del P.M.S. El punto 6’ da el valor máximo de la presión en el caso de falta de encendido. Combustión y expansión.-‐ Con el encendido coincidiendo con el punto 5, poco antes del final de la carrera de compresión, comienza la combustión; ésta genera una repentina elevación de temperatura y de presión que alcanza su valor máximo en el punto 7. La combustión termina cuando el pistón ya ha recorrido un primer tramo de la carrera. Terminada la combustión, se lleva a cabo la expansión. El volumen aumenta y la presión experimenta una rápida caída, que es debida también en parte a la cesión de calor a las paredes del cilindro. La expansión debería prolongarse lo más posible para aprovechar al máximo la fase útil, es decir, hasta alcanzarse el P.M.I., pero en la práctica, para facilitar la expulsión de los gases quemados, ésta es interrumpida con la apertura anticipada con respecto al P.M.I. de la válvula de escape, en el punto 8. Escape.-‐ Los gases que en el momento de la apertura de la válvula de escape se encuentran a una presión superior a la atmosférica, se descargan violentamente al exterior. En este primer periodo de la fase, que se produce casi a volumen constante (escape espontáneo), la presión se reduce rápidamente y en 9, cuando comienza la carrera de escape, supera por poco la presión atmosférica con tendencia a reducirse aún más durante el primer tramo de esta carrera. A veces, si los conductos de escapes son largos, por efecto de inercia de la columna gaseosa puede además tenerse en 10 una rápida punta de depresión. En 11 comienza el segundo periodo de la fase; el pistón, desplazándose hacia el P.M.S., expulsa los gases que aun ocupan el cilindro. Este periodo se desarrolla a presión ligeramente superior a la atmosférica (sobre presión de escape) por efecto de la resistencia que los gases encuentran al atravesar las válvulas y las tuberías de escape, y representa trabajo pasivo. El pistón, sin embargo, no puede expulsar completamente los gases quemados porque una parte de ellos ocupa la cámara de combustión. En 1, al final de la carrera de escape, la presión tiene aun un valor ligeramente superior a la atmosférica, por lo que la fase se prolonga últimamente hasta el punto 2. Mientras tanto, a comenzado a reabrirse en 12 la válvula de admisión de modo que en 2 esta se encuentra ya completamente abierta y ofrece la máxima sección de paso para la nueva fase de admisión: así comienza un nuevo ciclo, que continuara repitiéndose regularmente.

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