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Diseño de un motor de combustión interna
Índice.
Introducción………………………………………………………………………………..3
1. Planteamiento del problema…………………………………………………….4
2. Hipótesis. ………………………………………………………………………….4
3. Procedimiento a seguir. ………………………………………………………....5
4. Composición del hidrocarburo…………………………………………………..5
4.1. Gas Natural Comprimido………………………………………………….6
5. Generalidades de la combustión………………………………………………..6
5.1. Coeficiente de exceso de aire…………………………………………...6
5.2. Usos del coeficiente de aire……………………………………………..9
5.3. Combustión incompleta y productos de la combustión……………..11
6. Proceso de admisión……………………………………………………………13
6.1. Presión en el cilindro en el proceso de admisión……………………14
6.2. Gases residuales y coeficiente de gases residuales………………..15
7. Temperatura de admisión………………………………………………………16
7.1. Coeficiente de llenado o rendimiento volumétrico…………………..16
8. Proceso de compresión…………………………………………………………17
9. Proceso de combustión…………………………………………………………19
9.1. Características del cálculo de los parámetros de la combustión visible en
motores gasolineros. ………………………………………..19
9.2. Calculo de la presión máxima al final de la combustión visible…….23
10. Proceso de expansión……………………………………………….................23
11. Parámetros indicados y parámetros efectivos………………………………..24
11.1. Parámetros indicados……………………………………………………25
11.2. Parámetros efectivos………………………………………………........25
12. Dimensiones principales del motor…………………………………………….27
Anexos………………………………………………………………………………...29
Conclusiones…………………………………………………………………………31
Bibliografía……………………………………………………………………………31
Introducción.
El objetivo principal del presente informe es calcular las presiones y temperaturas en los
procesos de admisión, compresión, expansión y escape a partir de los “balances de
energía” y las aplicaciones de los principios de la termodinámica.
Analizaremos el poder calorífico del combustible y su vital importancia en el proceso de
combustión visible.
También se podrá definir las dimensiones principales del motor (cilindrada, carrera,
diámetro del pistón, consumo de combustible, eficiencias) teniendo como dato
esencialmente la potencia nominal, velocidad nominal, relación de compresión. Es
necesario mencionar que la obtención de los principales parámetros dimensionales del
motor se desarrollara en el capítulo final ya que requieren de la obtención de los
parámetros termodinámicos desde el proceso de admisión.
Los motores de combustión interna son maquinas térmicas cuyo objetivo es transformar
una unidad de combustible en energía mecánica.
Un usuario de los motores de combustión interna tiene la necesidad de satisfacer
utilizando de mejor manera la energía mecánica que le proporciona su motor, para ello
calcula previamente la potencia que necesita y luego un ingeniero mecánico realiza los
cálculos de diseño de los principales parámetros y dimensiones del motor.
El presente informe no es un estudio minucioso de cada proceso termodinámico, se
resumirá lo esencial para nuestros objetivos, y también se mencionaran muchos consejos
técnicos que se han estudiado en clase. Dando así un aporte significativo en lo que
respecta al DISEÑO DE UN MOTOR DE COMBUSTION INTERNA.
1. Planteamiento del problema.
Lo que se va a calcular en este informe ha de ser el ciclo de trabajo de un motor de
combustión interna de encendido por chipa o que funciona con gasolina. También a partir
de los datos se han de calcular las principales dimensiones del motor y su supuesto
rendimiento económico.
Los datos nominales que nos dan son:
- Potencia nominal: 125hp.
- Velocidad nominal: 3650rpm.
- Relación de compresión: ε = 17.5
- Combustible: gas natural comprimido (GNC).
2. Hipótesis.a) Tomaremos los cálculos para un motor de combustión interna de cuatro tiempos.
b) Nuestro motor será de 4 cilindros debido a la elevada velocidad nominal y
potencia.
c) Se trabajara en condiciones normales de temperatura y presión de las
propiedades del combustible y promediando con las del ambiente
d) No usaremos un turbocompresor.
3. Procedimiento a seguir.
Primero veremos la composición del hidrocarburo.
Cálculos en el proceso de admisión.
Calculo de las temperaturas de admisión.
Cálculos en el proceso de compresión.
Cálculos en el proceso de combustión.
Cálculos en el proceso de expansión.
Octavo el proceso de escape.
Calculo de los parámetros indicados y parámetros efectivos.
Y finalmente calcularemos las principales dimensiones del motor.
4. Composición del hidrocarburo.
Composición gravimétrica de la gasolina:
C = 0.855
H = 0.145 OC = 0
Poder calorífico: Hu = 44 Mj/Kg.
Poder calorífico de la mezcla para α = 1, Hu = 83.9 Mj/Kmol
Cantidad de aire teóricamente necesaria (estequiometrica) para quemar por completo
1Kg. De combustible, es 0.516 Kmol.
Masa molecular del combustible media: 110 – 120.
4.1. GAS NATURAL COMPRIMIDO GNC.
POTENCIA DEL MOTOR 125HPRPM 3650rpmTEMPERATURA (To) 20°CPRESION (Po) 1atm=0.101325MPaRELACION DE COMPRESION 17.5
NUMERO DE CILINDROS (i) 4
NUMERO DE TIEMPOS 4
5. Generalidades de la combustión.5.1. Coeficiente de exceso de aire.
Los motores gasolineros (o bien llamados encendidos por chispa) tradicionalmente se
caracterizan por que tienen un carburador, quien se encarga de dosificar a la cámara de
combustión del motor mezclas de aire – combustible en función de las exigencias y
necesidades del motor al igual que en los motores a inyección. Estas mezclas de aire –
combustible varían en el proceso de trabajo desde mezclas ricas en el arranque y en el
desarrollo de máximas potencias, mezclas pobres en el trabajo, hasta mezclas ricas para
el desarrollo de la potencia máxima.
Con el propósito de tener claro los conceptos de mezcla rica y pobre es necesario
recordar que, la relación entre la cantidad real de aire que ingresa al cilindro del motor ( ι )
y la cantidad teóricamente necesaria ( ιo ) para la combustión de un kg. De combustible,
se denomina coeficiente de exceso de aire ( α ) es decir:
α = ι/ ιo
La cantidad de aire teóricamente necesaria se caracteriza porque presenta la menor
cantidad de oxigeno del aire que se necesita suministrar al combustible para su completa
combustión; por tanto α será igual a la unidad si ι = ιo = 1. Dicho en otras palabras al
cilindro ingreso aire igual a la necesaria teóricamente; a esto se le denomina mezcla
estequiometrica. Pero, no siempre se necesita α = 1, ocurre que necesitamos mezclas
ricas y esto es cuando α < 1 (0.85 – 0.90 en motores a gasolina) es decir existe una
insuficiencia de oxigeno.
Las mezclas pobres se suceden cuando α > 1 es decir existe exceso de oxigeno (α = 1.4 -
1.6) en motores a diesel. En los motores diesel sobrealimentados estos valores varíanλ (α
= 1.4 -1.25) para plena carga. Ahora bien, la cantidad de aire necesaria para la
combustión estequiometrica de un kg. De combustible está entre 14.45 y 15 partes de aire
por una de combustible, es decir, la relación aire combustible A/F = 15/1; y α = 1; está
claro que A/F<15 son mezclas ricas y A/F>15 son pobres.
En nuestro diseño se tendrá en cuenta que el GNC para que funcione debe hacer
explosión es por ello se tomara el uso del ciclo OTTO.
COMPOSICION GRAVIMETRICANOMBRE FORMULA % PESO MOLECULARMETANO CH4 90 16ETANO C2H6 6.2 30
PROPANO C3H8 0.6 44BUTANO C4H10 0.1 58
NITROGENO N2 1 28DIOXIDO DE CARBONO C02 2.1 44
C=75.41% , H=24.59%
lo=10.23 ( 83C+8H−Oc )
lo=10.23 ( 83∗0.7541+8∗0.2459)=17.29 kgaire
kgcomb.
Para calcular las magnitudes ιo y LO se ha asumido que el contenido de oxigeno en el aire
es un 20.9% en volumen y un 23% en masa.
Por la expresión:
Lo=10.21 ( C12+ H4 −
Oc
32 )
Lo=10.21 ( 0.754112
+ 0.24594 )=0.5919 kmol airekmol comb
Hallamos:
lo=μo∗LO→μo=loLO
= 17.290.5919
=29.216 kgkmol
μo=29.216kgkmol
:masamolecular aparentedel aire .
La cantidad real de aire que participa en la combustión de 1kg de combustible para α =
0.9 de acuerdo con la ecuación:
l=α∗lo=0.9∗17.29=15.561kg airekgcomb
También:
L=α∗LO=0.9∗0.5919=0.53271kmolairekmol comb
5.2. Usos del coeficiente de exceso de aire.
La curva inferior de la grafica representa la variación del coeficiente de exceso de aire en
los motores encendidos por chispas. (gasolinero); en el diseño de este motor gasolinero
consideramos α<1 por lo siguiente:
La mayor economía en el consumo de combustible se logra con mezclas pobres en el
rango de α entre 1.1 a 1.3, además, debemos considerar que el régimen de trabajo para
estos valores ocupa el mayor tiempo de funcionamiento del motor. Observe que del 25%
hasta aproximadamente el 80% de carga (mezcla) o apertura de la mariposa los valores
de α no bajan de la unidad. Sin embargo, los requerimientos para desarrollar las máximas
potencias y para el arranque no serian satisfechas con estas mezclas pobres,
necesitaríamos enriquecer la mezcla con α entre 0.85 a 0.90, es lógico que si diseñamos
el motor con α mayores que la unidad este no consideraría los requerimientos de máxima
potencia.
5.3. Combustión incompleta y productos de la combustión.
(α ≤1¿ En los motores a gasolina:
La cantidad total de la mezcla carburante:
M 1=α LO+1μC
[kmol ]
μC : Masa molecular del combustible mayor porcentaje de metano 18 kg/kmol.
M 1 : ingresa al cilindro y se mide en kmol o en kg.
Entonces:
M 1=0.9∗0.5919+118
=0.5883655 kmol
La cantidad de mezcla fresca de carburante:
G1=1+α lO=1+0.9∗17.29=16.51kg
Si tenemos la necesidad de trabajar con α≤1 implica una mezcla rica y por lo tanto existe
una insuficiencia de oxigeno en el proceso de combustión. Esto sucede en los motores
gasolineros, en los cuales para el diseño, α varia de 1.0. 0.9, 0.8, 0.7.
En la combustión incompleta se observa que la relación entre el numero de moles del
hidrogeno y del monóxido del carbono es aproximadamente constante y no depende de α
y se representa por ‘’K’’.
K=MH
MCO
Si, HC
=0.17−0.19entoncesK=0.45−0.50
Si, HC
=0.13 ;K=0.30
Por consiguiente tomamos H/C = 0.32 que con una interpolación queda:
0.19−0.140.32−0.14
=0.5−0.45K−0.45
K=0.63
Los productos de la combustión M2 representa la suma de cada uno de sus componentes
para un K = 0.45 se tienen:
MCO=0.421−α1+K
LO [Kmol ]
MCO=0.42∗1−0.91+0.63
∗0.5919=0.01525 kmol
MCO2=C12
−MCO [Kmol ]
MCO2=0.754112
−0.014946=0.04759 kmol
MH 2=K MCO [Kmol ]
MH 2=0.63∗0.01525=0.0096 kmol
MH 2O=H2
−M H 2[Kmol ]
MH 2O=0.24592
−0.0096=0.11334 Kmol
MN 2=0.79α LO [Kmol ]
MN 2=0.79∗0.9∗0.5919=0.294588 kmol
M 2=MCO+MCO2+MH 2
+MH 2O+MN 2
M 2=0.01525+0.04759+0.0096+0.11334+0.294588
M 2=0.600368Kmol
Entonces el incremento de volumen es:
∆M=(M 2)α <1−M 1
∆M=0.600368−0.5882655=0.0121025Kmol
Las fracciones volumétricas necesarias:
M 2O=C12
+ H2
+0.79LoM 2O=0.65339266 Kmol
ro=M 2O
M 2=0.653392660.600368
r o=1.3601911895
ra=¿ ro−1 ra=¿1.3601911895−1r a=¿0.3601911895 ¿¿¿
6. Proceso de admisión.
El proceso en admisión se encarga de introducir la mezcla aire – combustible al cilindro
con ayuda o no de un turbocompresor pero par nuestro caso es de aspiración natural no
usaremos un turbocompresor.
ρ0=ρk ρ0=1.1949kgm3P0=PkP0=0.101325MPa
Ra=8314μa
= 831429.216
Ra=284.57 ;T0=
PO
Ra∗ρ0106T 0=298.6 K
6.1. Presión en el cilindro en el proceso de admisión.
Para nuestro caso el motor no es sobrealimentado
∆ Pa=Pk−Pa=(β2+ξad )ωad
2
2ρk10
−6 [MPa ]
∆ Pa: perdidashidrahulicas enel multiple deadmison,
β : factor deamortiguamiento de lacarga fresca,
ξad :coeficiente deamortiguamientode la carga frescaen la seccionmas estrecha,
ωad=velocidad del aireenelmultiple deadmison, (β2+ξad )=(2.5…4,0 )=4,
ωad=(50…130 )=80 [m /s ]
Pa=PO−( β2+ξad )ωad
2
2ρo10
−6
Pa=0.101325−(4 )∗802
2∗1.1949∗10−6=0.08603028MPa
6.2. Gases residuales y coeficiente de gases residuales.
Debemos recordar que la válvula de admisión se abre grados antes de PMS
(dependiendo del diseño del motor) en la carrera de escape, para luego empezar la
carrera de admisión, es entonces, que unos grados después del PMS la válvula de
escape recién se cierra; es evidente que existe un instante en que las válvulas de
admisión y escape están abiertas, a esto se le llama ángulo de traslape el cual permite un
barrido de la cámara de combustión, refrigerando con mezcla fresca la cabeza del pistón,
válvulas y paredes del cilindro.
Estos gases residuales no son otra cosa que productos de combustión con elevadas
temperaturas y bajas densidades y que ocupan espacio en la cámara de combustión
tratando de desplazar a la mezcla fresca, estos tienen nombre propio Pr y Tr.
Mr perjudica la combustión y también e llenado del cilindro y él en cargado de cuantificar
la magnitud de los gases residuales es él:
“coeficiente de gases residuales” : γr=M r
M 1γr=
T o+∆TT r
∗Pr
ϵ Pa−Pr
Donde:
∆T : Temperatura de calentamiento de la carga varía entre 0 a 20 K, ∆T=10K .
La carga fresca durante su movimiento por el sistema de admisión y dentro del cilindro
entra en contacto con las paredes calientes, elevándose su temperatura en ∆T . el grado
de calentamiento de la carga depende de la velocidad de su movimiento en el múltiple de
admisión y de la diferencia de temperaturas entre las paredes y la carga.
Tr: temperatura de los gases residuales en grados K. este valor se tiene que asumir por el
momento y varía para los motores gasolineras entre 900 y 1000K. Asumiremos un valor
de 900K.
Pr: presión de los gases residuales en MPa.
Pr=(1.1…1.25 )PO Pr=(1.1 )PO Pr=0.1114575MPa
Entonces:
γr=
298.6+10900
∗0.1114575
17.5∗0.08603028−0.1114575=0.027414313
7. Temperaturas en la admisión.
La temperatura al final de la admisión, para Tk = To se determina mediante la ecuación:
Asumiendo que: φ=1
T a=T o+∆T+γ rT r
1+γ r=298.6+10+0.027414313∗900
1+0.027414313=324.38 K=51.38° C
M r=M1 γ r=0.58826555∗0.027414313=0.16126896 Kmol
7.1. Coeficiente de llenado o rendimiento volumétrico.
Es precisamente el coeficiente de llenado ηv el que nos permite calificar la calidad de la
admisión y sobre todo saber si la capacidad del cilindro fue saturada con carga fresca en
su totalidad.
ηv, es la razón entre la cantidad de carga fresca que se encuentra en el cilindro al inicio de
la compresión real y aquella cantidad de carga fresca que podría llenar el cilindro
(volumen de trabajo del cilindro) en las condiciones de admisión.
Otro nombre atribuido a este coeficiente es el rendimiento volumétrico
Siendo Tk = To, Pk = Po, y asumiendo que φ=φ1=φ s=1
ηv=φ1ϵϵ−1
Pa
Pk
T k
T a (1+γ r )=
17.516.5
∗0.08603028
0.101325∗298.6
324.38 (1+0.027414313 )=0.806824264
ηv=(0.75…0.85 ) rapidos sin turbo
8. Proceso de compresión.
Debido a la transferencia de calor desde las paredes del cilindro; el calor especifico de las
mezcla es mayor que en los motores diesel, además, los gasolineros tienen más gases
residuales que los diesel. Por lo tanto el valor promedio del exponente adiabático para esa
mezcla en el mismo intervalo de temperaturas resulta menor en los motores diesel.
Otra consideración importante es la comparación de las presiones y temperaturas al final
de la compresión. Los motores gasolineros trabajan con relaciones de compresión bajas
comparado con los diesel y como consecuencia lógica estos últimos tendrán mayores
presiones y temperaturas estas características influyen de manera sustantiva en la
segunda etapa de la compresión cuando n1 < k.
Para motores a gasolina n1 – 1,30 -1,37 entonces adoptamos un exponente politropico de
compresión: n1 = 1,37 pero debemos tabular el n1 para obtener su valor correctamente.
dividiendo entre M 1 (1+γr ) obtenemos: q1=0.9637q2=0.036293757
q1+q2=0.9637+0.036293757=1
Considerando la temperatura al final de la compresión:
T c=T a ϵn1−1=324.38∗17.51.37−1=935.36K=662.36 °C
Interpolamos de las tablas 2 y 4, para obtener:
Con T a y Ua: 51.38° C100° C
=Ua
2015U a=1035.307 R=8.314
Con T a y U ¨ a: 51.38° C100° C
=U ¨ a2204.5
U a=1132.6721
Con T c yU c :500−400 °C662.36−500° C
=10890−8591U c−10890
U c=14622.6564
Qac=(UcM 1+U¨ cMr )−(UaM 1+U ¨ aMr )−(M 1+Mrn1−1 )R (Tc−Ta )
q2=( ro∗Yr1+Yr )q1=( 1−Yr∗rα1+Yr )q (1)(Uc−Ua)+q(2 )(U¨ c−U ¨ a)− R
n1−1(Tc−Ta )=0
Con T c y U ¨c :500−400 °C662.36−500 °C
=11938.6−9384.2U c−11938.6
U ¨c=16085.92
Para interpolar necesito valores:
n1=1.37β1=−92n2=1.38 β1=2669.23889
1.38−1.371.38−n1
=269.23889− (−92 )269.23889−0
n1=1.372546791
Presion y Temperatura al final de la Compresion:
Pc=Pa ϵn1=0.01529472∗17.51.372546791=4.3729974MPa
T c=T a ϵn1−1=324.38∗17.51.372546791−1=942.2K=669.2° C
9. Proceso de combustión.
Los parámetros al final de la combustión, el coeficiente de variación molecular es:
μr=M 2+γrM 1
M1 (1+γ r )=μo+γ r1+γr
=0.600368−0.027414313∗0.588265550.58826555∗(1+0.027414313)
=0.82147766
El calor no desprendido por efecto de la combustión incompleta cuando α<1, será:
Hmezcla=H u
1μc
+αlo= 50KJ / kg118
+0.9∗0.5919=85 KJ
kmol
9.1. Características del cálculo de los parámetros de la combustión visible en motores gasolineros.
ξ z (Hu )(1+γ r )M 1
+U c+γ rU
' 'c
1+γ r=μrU
' 'z=A
Que corresponde a motores gasolineros con combustión incompleta α<1, podemos
observar que la primera parte de la ecuación nos faltaría conocer U ' 'c y U c e introducimos
el concepto de “calor especifico” que se conoce por termodinámica (μC v ) .
Asumimos que el coeficiente de aprovechamiento del calor ξ z=0.9
Por cierto que U ' 'c significa la energía interna de 1Mol de productos de la combustión al
final del proceso de compresión, punto “c” necesitamos el valor de U c que es la energía
interna de 1Mol de mezcla fresca al final de la compresión:
U c=(μC v )c∗T c
con T c y (μC v)c :500−400 ° C662.36−500 °C
=21.78−21.474(μC v )c−21.78
(μC v )c=22.2768216
U c=(μC v )c∗T c=22.2768216∗662.36=14755.27555KJKmol
La energía interna de los productos de la combustión:
U ' 'c=(μC v)
' 'c∗T c
(μC v )' ' c Es el calor específico de los productos de combustión al final de la compresión.
Sabemos que:
(μCv )' 'c=(μC v )COrCO+(μC v )CO2 rCO2+ (μCv )H2rH 2
+(μC v)H 2OrH 2O+(μC v )N 2
rN2
(μC v )' ' c=(μC v )CO(MCO
M 2)+(μC v )CO2(
MCO2
M 2)+(μCv )H2(
MH 2
M 2)+(μC v )H 2O
(M H 2O
M2)+ (μCv )N2(
MN 2
M 2)
Interpolando tabla 1 con T c y (μC v)c :
CO 600−500 ° C662.36−600 ° C
=22.11−21.7844(μCv)c−22.11
(μC v )CO=22.3133
CO2 600−500 ° C662.36−600 ° C
=37.438−36.258(μCv )c−37.438
(μC v)CO2=38.173848
H 2 600−400° C662.36−600 ° C
=20.934−20.871(μC v )c−20.934
(μC v )H 2=20.9536
H 2O 600−400°C662.36−600 ° C
=27.315−26.775(μCv )c−27.315
(μC v)H 2O=27.4834
N 2 600−400° C662.36−600 ° C
=21.449−21.185(μCv )c−21.449
(μC v)N2=21.5313
(μC v )' ' c=22.3133∗0.0317465+38.173848∗0.09906988+20.9536∗0.019984678+27.4834∗0.2359441+21.5313∗0.613254838=24.5977
kJKmol
U ' 'c=(μC v)
' 'c∗T cU
' 'c=16292.55
kJKmol
Entonces el primer miembro de la ecuación:
ξ z (H u )(1+γ r )M 1
+U c+γ rU
' 'c
1+γ r=μrU
' 'z126.5733877+14755.27555=0.82147766∗U
' 'z
U ' 'z=19.3556MJ /kmol
Interpolando
con T z yU' 'z :2500−2400° C2400−T z °C
= 73.882−70.543270.5432−19.3556
T z=866.8863 ° C=1139.886K
9.2. Calculo de la presión máxima al final de la combustión visible.
La presión calculada para el final de la combustión Pz será:
P zTEO=μrT z
TcPc=
0.82147766∗1139.886942.2
∗+4.3729974 P zTEO=4.701571212MPa
Ahora podemos hallar el grado de elevación de la presión:
λ=P zTEO
P c= 4.7015712124.3729974
λ=1.075137
La presión máxima, considerando el redondeamiento del diagrama:
P zreal¿P z' '=0.85 P zTEO=0.85∗4.701571212
P z' '=3.99633553MPa
10. Proceso de expansión.
Asumimos el exponente politropico de expansión n2=1.25 que para gasolineros está en el
intervalo n2=1.23−1.30, y ξ z=0.9 ,
Interpolamos:
Con T z yU z :2400−2300 °C
2300−866.8863 ° C=62090−59201
59201−U zU z=17798,345
Con T z y U ¨ z:2400−2300° C
2300−866.8863°C=73882−70543.2
U ¨ z−70543.2U ¨ z=17798,345
Asumo también: T b=T z
ϵ n2−1=557.316655K=284.316655°C
(ξb−ξz )HuM 1∗(uo+Yr )
= Rn(2 )−1
(Tz−Tb)−r (α )∗(Uz−Ub )−r ( o)∗(U ¨ z−U ¨ b)
Con T b yU b :1400−1300 °C
1300−284.316655 °C=33951−31238
31238−U zU b=3682.51
Con T b y U ¨ b:1400−1300 ° C
1300−284.316655 ° C=38053.1−34956.5
34956.5−U ¨ zU ¨ z=3504.8495
En la primera ecuación:
la presión al final de la expansión Pb se halla mediante:
Pb=P z
ϵ n2= 5.3210.51.24
Pb=0.288MPa
La temperatura al final de la expansión será:
T b=T z
ϵ n2−1= 2647.410.50.24
T b=1505.7 K
11. Parámetros indicados y parámetros efectivos.
Los parámetros indicados caracterizan la perfección del ciclo a realizar en cuanto al
aprovechamiento del calor, caracterizan la calidad de organización de los procesos; en
cambio los parámetros efectivos consideran, además de los indicados, el grado de
perfección mecánica del motor.
El trabajo y la potencia efectiva que recibe el cigüeñal son igual al trabajo y potencia
indicada (del diagrama indicado) menos el trabajo y potencia surgidas por perdidas
mecánicas (por ejemplo la fricción de los anillos del pistón con el cilindro).
Le = Li – Lm
Ne = Ni – Nm
Le – trabajo efectivo
Li – trabajo indicado
Lm – trabajo por pérdidas mecánicas
Ne – potencia efectiva
Ni – potencia indicada
Nm – potencia que se gasta en las perdidas mecánicas
11.1. Parámetros indicados.
Presión media indicada calculada del diagrama indicado para un motor a gasolina
(Pi )cal=Paε n1
ε−1 [ λn2−1 (1− 1
εn2−1 )− 1n1−1 (1− 1
ε n1−1 )](Pi )cal=0.0586
10.51.33
10.5−1 [ 3.971.24−1 (1− 1
10.51.24−1 )− 11.33−1 (1− 1
10.51.33−1 )]
(Pi )cal=0.7737MPa
Presión media indicada real
Pi=φi (P i)cal
φ i: Coeficiente de redondeo o plenitud del diagrama indicado (0.95 – 0.97) asumimos un
valor de φ i=0.96.
Pi=0.96∗0.7737=0.74275MPa
11.2. Parámetros efectivos.
Parámetros principales del ciclo. La fracción de la presión indicada que se gasta al vencer
la fricción y accionar los mecanismos auxiliares se determina recurriendo a los
coeficientes experimentales:
Pm=A+B v p
Donde vp es la velocidad media del pistón (m/s); vp=10−16m/ s asumimos la velocidad
media del pistón de vp=14m /s.
Valores de los coeficientes A y B para motores gasolineros:
Al tratarse de un motor rápido ηv=0.77 que está entre los valores de 0,75…..0.85 que
corresponde a los motores rápidos sin turbo.
Entonces S/D menor que 1 A = 0.04 B = 0.0135
Pm=0.04+0.0135∗14≅ 0.229MPa
Entonces la presión media efectiva del ciclo será:
Pe=Pi−Pm=0.74275−0.229
Pe=0.51375MPa
El rendimiento mecánico:
ηm=P e
Pi=0.513750.74275
ηm=0.692
El consumo especifico indicado de combustible:
gi=3600ηv ρoPiα lo
= 3600∗0.77∗0.84290.74275∗0.9∗14.96
gi=233.6g
KWh
Consumo efectivo de combustible:
ge=g iηm
=233.60.692
ge=337.57g
kW .h
Rendimiento indicado del ciclo (cuando gi se expresa en g
kW .h y el poder calorífico en
MJ/kg)
ηi=3600giH u
= 3600233.6∗44
ηi=0.35
N e=130hp=96.941 kw.
Gc=ge N e10−3=337.57∗96.941∗10−3
Gc=32.72 kg /h
12. Dimensiones principales de motor.
La cilindrada total del motor:
iV h=45N e τPe n
(lts )
τ=4 por serunmotor de 4 tiempos
iV h=45∗96.941∗40.51375∗5200
=6.35 lts
Volumen de trabajo de un cilindro:
V h=6.356
=0.725 lts
La relación S/D = j la supondremos igual a 0.85 < 1 (motor rápido).
V h=π4D2S=π
4D3 j
D= 3√ 4V h
πj= 3√ 4∗0.725π∗0.85
=1.028dm=102.8mm
Adoptamos un diámetro D = 103 mm, por lo que:
S=V h
π4D2
= 0.725π41.032
=0.87dm
Tomamos una carrera S = 87 mm entonces:
V h=π4D2S=π
4¿1.032∗0.87=0.7249 lts
Entonces la cilindrada real del motor será:
iV h=6∗0.7249=4.4 lts
La velocidad media del pistón será:
V p=Sn30
=0.087∗520030
=15m / s
ANEXOS.
Conclusiones.
Vemos que tuvimos que suponernos algunos valores con la intención de proseguir con los
cálculos y poder determinar los valores promedios del funcionamiento de nuestro motor;
pero dichas suposiciones son validas y están dentro de los intervalos que recomiendan
los diferentes autores que los tomaron de la experimentación, y dándonos valores
relativamente promedios pudimos hallar los parámetro indicados, efectivos, las
dimensiones principales del motor para que pueda operar correctamente en la ciudad del
cusco.
Además de esto debemos acotar que la presión atmosférica en el cusco es un valor
promedio dado que no solo varía con la altura sino que también con las condiciones
climáticas del medio, igualmente la temperatura es un promedio durante todo un año.
BIBLIOGRAFIA.
- MOTORES DE AUTOMOVIL; MS Jovak Editorial MIR.
- DISEÑO DE MOTORES DE COMBUSTION INTERNA; Ing. Arturo Macedo Silva.
- MOTORES ENDOTERMICOS; Dante Giacosa Editorial Cientifico Médica.