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MOTORES TÉRMICOS

TOMO I

JOHN R. AGUDELO UNIVERSIDAD DE ANTIOQUIA

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CONTENIDO

Capítulo 1 Breve historia de los motores de combustión

Introducción ................................................................................................................................. 1 Las máquinas de fuego ................................................................................................................ 2 Vacío a partir de la condensación de vapor ................................................................................. 3 Motores de aire caliente ............................................................................................................... 8 Del Calórico a la termodinámica ................................................................................................. 9 Evolución histórica de los motores de combustión interna alternativos ................................... 10

El motor de Lenoir ................................................................................................................. 12 Principios de Beau de Rochas ............................................................................................... 13 El motor de Brayton .............................................................................................................. 14 El motor Otto ......................................................................................................................... 14 El motor de dos tiempos ........................................................................................................ 16 El motor Diesel ...................................................................................................................... 16 El motor Wankel .................................................................................................................... 19

Literatura Recomendada ............................................................................................................ 22 Referencias ................................................................................................................................ 22

Capítulo 2

Tipos de motores y su funcionamiento La máquina de fluido ................................................................................................................. 23 El motor térmico ........................................................................................................................ 24 Motores de combustión externa e interna .................................................................................. 25 Clasificación de los MCIA ........................................................................................................ 25 Ciclos de operación de los motores ........................................................................................... 26 Componentes del motor ............................................................................................................. 29 Operación del MEP ................................................................................................................... 31 Operación del MEC ................................................................................................................... 34 Motores de carga estratificada ................................................................................................... 38 Literatura recomendada ............................................................................................................. 40 Referencias ................................................................................................................................ 40

Capítulo 3

Parámetros de operación y diseño de motores Características importantes de los motores ............................... ¡Error! Marcador no definido. Propiedades geométricas de los motores alternativos ............................................................... 42 Par y Potencia efectivos ............................................................................................................. 44 Trabajo indicado por ciclo ......................................................................................................... 45

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Rendimiento Mecánico .............................................................................................................. 47 Presión media efectiva ............................................................................................................... 48 Consumo especifico de combustible y Rendimiento ................................................................. 49 Relaciones aire - combustible y combustible - aire ................................................................... 51 Rendimiento Volumétrico ......................................................................................................... 51 Peso y volumen específicos del motor ...................................................................................... 52 Factores de corrección para la potencia y el rendimiento volumétrico ..................................... 53 Emisiones específicas e índice de emisiones ............................................................................. 54 Relaciones entre los parámetros de funcionamiento ................................................................. 55 Diseño de motores y datos de funcionamiento .......................................................................... 57 Referencias ................................................................................................................................ 62

Capítulo 4

Termoquímica de las mezclas aire - combustible y propiedades de los fluidos de trabajo

Caracterización de llamas .......................................................................................................... 63 Revisión del modelo de gas ideal .............................................................................................. 65

Propiedades termodinámicas de los gases ideales ............................................................... 66 Mezclas de gases ideales ....................................................................................................... 68

Composición del aire y los combustibles .................................................................................. 69 Aire ........................................................................................................................................ 69 Combustibles ......................................................................................................................... 71

Combustión estequiométrica ..................................................................................................... 73 Balance energético de primera ley en un MCIA ....................................................................... 75

Calores de reacción. .............................................................................................................. 75 Entalpía de formación ........................................................................................................... 76 Poder calorífico. .................................................................................................................... 77

Propiedades de los fluidos de trabajo ........................................................................................ 78 Cálculo de las propiedades ........................................................................................................ 80 Mezclas sin quemar ................................................................................................................... 81 Mezclas quemadas ..................................................................................................................... 87 Referencias ................................................................................................................................ 94

Capítulo 5

Ciclos de trabajo teóricos y reales Ciclos Teóricos .......................................................................................................................... 95

Ciclos con aportación de calor a volumen constante ........................................................... 97 Ciclos con aportación de calor a presión constante ............................................................. 97

Relaciones Termodinámicas para los diferentes procesos en motores .................................... 100 Relaciones para calcular ciclos de trabajo ideales ............................................................ 101

Ciclos Reales ........................................................................................................................... 102

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Literatura recomendada ........................................................................................................... 107 Referencias .............................................................................................................................. 107

Capítulo 6

Proceso de renovación de la carga Introducción ............................................................................................................................. 108 Procesos de admisión y escape en motores de cuatro tiempos ................................................ 108 Rendimiento volumétrico ........................................................................................................ 109

Efectos cuasi – estacionarios .............................................................................................. 110 Combinación de efectos dinámicos y cuasi – estacionarios ............................................... 113 Efectos dinámicos ................................................................................................................ 116

Turboalimentación ................................................................................................................... 118 Ecuaciones básicas .............................................................................................................. 120 Efecto de la altitud ............................................................................................................... 124 Pérdidas mecánicas ............................................................................................................. 126 El Compresor ....................................................................................................................... 126 La Turbina ........................................................................................................................... 130

Literatura recomendada ........................................................................................................... 140 Referencias .............................................................................................................................. 140

Capítulo 7

Pérdidas de calor y refrigeración Introducción ............................................................................................................................. 141 Condiciones de funcionamiento a carga parcial ...................................................................... 144 Importancia de la transferencia de calor .................................................................................. 144 Cálculos de transferencia de calor en MCIA ........................................................................... 145 Tasa de Transferencia de Calor en el cilindro ......................................................................... 147

Procedimiento de Cálculo de las pérdidas de calor Convectivo en el cilindro .................. 150 Cálculos de Refrigeración en el motor .................................................................................... 150

Procedimiento de cálculo del calor cedido al refrigerante ................................................. 152 Balance de Energía en el motor ............................................................................................... 152 Referencias .............................................................................................................................. 164

Capítulo 8

Pérdidas Mecánicas y Lubricación Introducción ............................................................................................................................. 165 Formas de medir las pérdidas de fricción en los MCIA .......................................................... 168 Pérdidas de fricción en el motor .............................................................................................. 170 Sistema de lubricación ............................................................................................................. 172

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Requerimientos del lubricante ............................................................................................. 173 Referencias .............................................................................................................................. 174

Capítulo 9

Capítulo 10

Capítulo 11

Capítulo 12

Capítulo 13

CAPÍTULO 1

BREVE HISTORIA DE LOS MOTORES DE COMBUSTIÓN1

INTRODUCCIÓN

Desde siempre la primera energía mecánica utilizada por el hombre ha tenido el origen en su propia energía muscular, incrementada a través de mecanismos simples como la palanca y la polea. Otro paso importante en la obtención de la energía necesaria para realizar las labores más extenuantes consistió en la domesticación de los animales para la sustitución de la energía humana por la animal, en general más potente. A lo largo de los años la mejora progresiva de diversos aparejos permitió ir incrementando la capacidad de tiro de los animales. La importancia del aprovechamiento de la energía de los animales en la sustitución de tareas de los hombres se comprende fácilmente teniendo en cuenta que aún hoy en día se sigue utilizando.

Un paso importante ha sido el aprovechamiento de las energías potenciales de la naturaleza como la hidráulica y la eólica, que eran las más fácilmente detectables por el hombre. Así, las primeras ruedas hidráulicas, precursoras de las actuales turbinas, constituyeron las primeras actividades de producción en serie en las que se utilizó maquinaria.

El uso de la energía hidráulica pasó de los molinos de grano a las demás actividades industriales, hasta tal punto que la revolución industrial se inició en un momento en el que las máquinas hidráulicas, sobre todo motores, estaban muy extendidas. De hecho, como lo veremos luego, los primeros motores de vapor se usaron en muchas ocasiones para bombear agua y mover ruedas hidráulicas. Respecto a la energía eólica aparte de su uso convencional para mover barcos, comenzó a utilizarse más tarde que la hidráulica con fines industriales.

Tanto la energía hidráulica como la eólica tienen el inconveniente de ser fuentes de energía de carácter estacional cuya utilización está limitada a la presencia de saltos de agua y a la relativa constancia de la velocidad y dirección del viento, respectivamente. La aparición de las primeras máquinas de vapor potenció y aceleró el gran desarrollo tecnológico que dio lugar a la revolución industrial a principios del siglo XVIII.

1 Adaptado de la literatura recomendada que aparece al final del capítulo

Capítulo 1. Breve Historia de los motores

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LAS MÁQUINAS DE FUEGO

La obtención de energía mecánica a partir de la combustión de combustibles se produjo antes del desarrollo de las bases termodinámicas (siglo XIX). Así, el aparato más antiguo de obtención de energía mecánica a partir del estado térmico proporcionado por el fuego data del siglo I antes de Cristo y está descrito en los escritos de Herón de Alejandría. El aparato que posteriormente recibiría el nombre de “eolípila”, consiste en una esfera giratoria hueca provista de unos codos acodados diametralmente opuestos y orientados en sentidos opuestos que era alimentada con vapor procedente de calentar agua con fuego. El vapor entraba en las esfera a través de unos soportes huecos y al circular por los codos acodados hacía girar la esfera (Figura 1.1). Este dispositivo usado, posteriormente en el antiguo Egipto con fines litúrgicos, constituye el primer antecedente de las turbinas de vapor modernas, aunque el principio de reacción pura por el que trabaja no se aplica a ninguna de las turbinas existentes actualmente.

Figura 1.1. Eolípila o primera turbina de reacción pura que se conoce en la historia. Siglo I a.C.

No se conocen más antecedentes serios de construcción de máquinas térmicas hasta finales del siglo XVII, en 1678, cuando el francés Abbé Jean de Hautefeuille, a quien la historia ha acreditado con el origen del motor de combustión con pistón, propuso usar la capacidad explosiva de la pólvora en un cilindro para mover un pistón y obtener trabajo. Sin embargo, fue solo hasta 1680 cuando los Franceses Huygens y Papin lograron construir un motor de este tipo. La falta de control en la explosión, y particularmente la dificultad de cargar el cilindro con el combustible sólido entre cada carrera de trabajo, frenó el desarrollo de este motor excepto para algunas aplicaciones específicas como ciertos tipos de catapultas. En la figura 1.2 se ve un esquema a mano alzada hecho por el propio Huygens. Cuando el pistón terminaba su carrera ascendente descubría unas lumbreras por las que se escapaban los gases calientes y al enfriarse el gas


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residual (generación de vacío), junto con la presión atmosférica, actuando sobre la cara opuesta del pistón empujaban a éste hacia abajo realizando la carrera de trabajo.

Figura 1.2. Esquema a mano alzada del motor de Huygens

VACÍO A PARTIR DE LA CONDENSACIÓN DE VAPOR

El francés Denis Papin, ayudante de Huygens, tuvo la clarividencia de usar la condensación del vapor de agua como mecanismo para producir vacío en el interior del cilindro, proporcionando así el fundamento para la construcción de la máquina de vapor de Newcomen. El motor de vapor de Papin (1690) consistía en un cilindro vertical en el que se situaba un pistón asociado a una barra. En el fondo del cilindro se ponía agua, la cual se calentaba generándose vapor. La expansión del vapor elevaba el pistón hasta el final de su carrera, donde se fijaba. En ese momento se refrigeraba el cilindro, con lo que se producía la condensación del vapor, haciéndose el vacío. Posteriormente se liberaba manualmente el pistón, el cual realizaba la carrera descendente de trabajo por acción de la presión atmosférica, al igual que en el motor de pólvora de Huygens. La idea de Papin fue poco practicable, ya que el cilindro tenía la triple función de caldera, condensador y mecanismo transmisor de potencia. Hay que señalar que, aunque Papin fue el primero en aplicar la creación de vacío por condensación de vapor a la obtención de potencia mecánica, en 1606 Giovanni Battista della Porta ya había descrito antes este fenómeno, prediciendo sus posibles aplicaciones.

En 1698, los trabajos en las minas de estaño de Cornish fueron obstaculizados por la presencia del agua. Con el objetivo de extraer el agua, Thomas Savery diseñó y construyó un motor sin pistón al que llamó “The Friend Miner’s” (El Amigo del Minero). Un esquema de este motor puede observarse en la Figura 1.3.

El motor de Savery extraía agua de un pozo a través de una tubería conectada a una cámara que admitía vapor de una caldera. Al refrigerar dicha cámara la condensación del vapor


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provocaba un vacío que elevaba un volumen de agua que quedaba atrapado por encima de una válvula antirretorno. En ese momento se readmitía vapor a la cámara y la presión del mismo forzaba dicho volumen de agua hacia arriba pasando por una segunda válvula antirretorno. Hay que señalar que las válvulas de admisión de vapor a la cámara y de agua de refrigeración para provocar la condensación eran manuales. Además, la altura a la que podía elevarse el agua era muy dependiente de la presión del vapor en la caldera. Se cree que el motor de Savery alcanzaba los cinco ciclos por minuto y que su rendimiento térmico era muy inferior al 0.5%.

Figura 1.3. Esquema del motor de Savery

A pesar de las limitaciones que tenía, el motor de Savery tuvo un breve éxito comercial hasta la aparición en 1712 de la primera máquina de vapor construida por Newcomen. Uno de los inventos que ha influido de forma más decisiva en la historia de la humanidad es, sin duda, la máquina de vapor, desarrollada por el herrero de profesión, Thomas Newcomen a principios del siglo XVIII. El papel trascendental que ha desarrollado este motor térmico lo indica el hecho de que fue el único utilizado por el hombre durante aproximadamente 150 años.

Una de las más importantes mejoras de la máquina de vapor construida por Newcomen, ayudado por John Calley, fue la idea de provocar la condensación del vapor inyectando agua pulverizada en el interior del cilindro. Se cuenta que una fuga accidental de agua hacia el interior del cilindro a través de un poro produjo una condensación tan rápida del vapor que el pistón rompió la cadena que la unía a un balancín, así como el fondo del cilindro y la parte superior de la caldera. Este accidente providencial condujo al descubrimiento de la condensación por mezcla.


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En la máquina de vapor de Newcomen (Figura 1.4), el vapor, generado en una caldera situada bajo el cilindro de potencia, se introducía en el cilindro, elevando el pistón hasta su máxima altura vertical. En este momento, se provocaba la condensación del vapor mediante una inyección de agua fría en el interior del cilindro, de modo que por la acción de la presión atmosférica aplicada en la otra cara del pistón (de ahí el nombre de motor atmosférico), éste realizaba la carrera descendente de trabajo.

Figura 1.4. Esquema de la máquina de vapor de Thomas Newcomen

Entre las innovaciones introducidas en la máquina de vapor de Newcomen cabe destacar las siguientes:

• Empleo del balancín para transmitir el movimiento lineal del pistón • Válvulas accionadas automáticamente desde el balancín • Válvula para expulsar el aire del interior del cilindro • Empleo de segmentos (anillos) de cuero, sobre los que se mantenía un cierto nivel de

agua, para asegurar el sellado entre el cilindro y el pistón. Este dispositivo constituye el primer cierre hidráulico de la historia de la tecnología.

Las prestaciones de la máquina de vapor de Newcomen se aproximaban a las siguientes:

• 16 carreras de trabajo por minuto • 6 caballos de vapor de potencia • Rendimiento térmico cercano al 0,5%

Las mejoras introducidas por Smeaton alrededor de 1768 aumentaron el valor del

rendimiento de la máquina de vapor hasta un 1%. En esta época, su funcionamiento era ya muy


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fiable, por lo que, sólo en Inglaterra se construyeron aproximadamente 200 unidades. Fueron, sin embargo, las mejoras introducidas por el escocés James Watt, el cual, trabajando en la Universidad de Glasgow, intervino en la reparación de un modelo reducido de máquina de vapor. El interés que despertó en él este motor provocó que dedicase el resto de su vida a su mejora y construcción.

Quizá la mejora más sustancial que introdujo Watt en la máquina de Newcomen fue la invención del condensador separado (Figura 1.5). Al hacer esto se conseguía eliminar el proceso repetitivo de recalentar el cilindro en cada ciclo. Se puede decir que esta mejora elevó por sí misma el rendimiento al doble del logrado por Smeaton y a cuatro veces el original de Newcomen. La invención del condensador separado proporcionó a Watt una patente en 1769, cuya duración fue extendida en 1775 hasta el año 1800. El título de la misma fue “Método para reducir el consumo de vapor y combustible de las máquinas de fuego”, fechas entre las cuales en unión con Mathew Boulton lograron poner en operación cerca de 500 motores.

Figura 1.5. Esquema de la máquina de vapor de James Watt Otras contribuciones de Watt al desarrollo de la máquina de vapor fueron:

• El regulador de bolas para controlar la velocidad de la máquina • El uso de instrumentos para medir presiones máxima y mínima en el interior del cilindro,

lo cual condujo al desarrollo posterior de un instrumento para medir la presión instantánea en el interior del cilindro (diagrama del indicador), llamado indicador por parte de su ayudante John Southern.


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• La primera definición de una unidad precisa de potencia, que fue llamada “horsepower”, definida como la potencia necesaria para levantar 33.000 libras a un pie de altura durante un minuto.

El uso de la máquina de vapor se popularizó tanto que llegó a ser empleada en la navegación

hacia 1807 por R. Fulton y mas tarde, en 1825 G. Stephenson la usó para accionar una locomotora. En la fotografía 1.1 se observa una máquina de vapor empleada en el banco de España para estampación de moneda. Esta máquina fue donada a la Escuela Técnica Superior de Ingenieros Industriales de Madrid y se encuentra actualmente en el salón principal del edificio como pieza de museo.

La aparición de la turbina de vapor a finales del siglo XIX desplazó a la máquina de vapor del campo de las grandes potencias, aunque ésta siguió utilizándose en aplicaciones con grados de carga y regímenes variables. Sin embargo, fue la aparición de los motores de combustión interna alternativos el hecho que constituyó el principio del fin de la máquina de vapor, que desapareció prácticamente del mercado a mediados del siglo actual.

Fotografía 1.1. Máquina de vapor ubicada como pieza de museo en la ETSII de Madrid


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MOTORES DE AIRE CALIENTE

A pesar del éxito logrado con el desarrollo de la máquina de vapor, hubo algunos intentos de emplear el aire en vez del vapor como fluido de trabajo para, siguiendo principios similares, desarrollar lo que se ha dado en llamar motores de aire caliente.

Así en 1759, en pleno apogeo de la máquina de Newcomen, H. Wood describía una patente en la cuál decía que se podía introducir aire caliente a presión desde un horno en un cilindro y, después de enfriarlo, dejar que la presión atmosférica empujara el pistón realizando la carrera de trabajo. Aunque el señor Wood nunca logró fabricar uno de estos motores, si logró sentar las bases para la posterior aparición de los motores de aire caliente, que básicamente, reflejaron sus ideas.

Fue hasta 1816 cuando Robert Stirling patentó un motor de aire que constituye uno de los más brillantes inventos de la historia de los motores térmicos (ver figura 1.6). Su diseño es aún más sorprendente si se tiene en cuenta que en esa época había todavía un conocimiento muy limitado de la naturaleza del calor y de su relación con el trabajo.

Figura 1.6. Esquema del motor Stirling y funcionamiento básico del motor

El motor de Stirling emplea un ciclo cerrado con combustión externa. El funcionamiento se puede observar siguiendo el esquema de la parte derecha en la figura 1.6. Así, el ciclo comienza cuando el pistón de potencia está en la parte inferior y el pistón hueco al que se acopla un regenerador en la posición superior. En este momento todo el aire está contenido en la cámara A entre ambos pistones. Posteriormente, el pistón de potencia es elevado por la inercia del motor, comprimiéndose el aire de la cámara A y forzándolo a pasar por la superficie del regenerador, que se mantiene en la posición superior. El aire al pasar por el regenerador se calienta, entrando


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en la cámara B donde se calienta de nuevo al entrar en contacto con las paredes superiores del cilindro expuestas al calor procedente de un horno. Gracias a este calentamiento el aire se expande en la cámara B y mueve el pistón con el regenerador hacia abajo, sin embargo, sigue pasando aire de la cámara A hacia la B, ya que el pistón de potencia sigue su carrera ascendente, hasta que ambos pistones se juntan en la posición superior del pistón de potencia. Con todo el aire contenido ahora en la cámara B, se produce la expansión del mismo, empujando hacia abajo ambos pistones hacia la posición inferior. En este momento, el pistón con el regenerador es elevado por la inercia del motor, mientras el pistón de potencia permanece quieto. El regenerador, que se ha refrigerado al proporcionar calor al aire que ha pasado a su través, absorbe calor del aire contenido en la cámara B que es forzado a pasar hacia abajo a través de él. De este modo el regenerador se vuelve a calentar y el aire se enfría al entrar en la cámara A, iniciándose un nuevo ciclo.

Los motores de aire caliente se dejaron de fabricar a principios del siglo actual, eclipsados por los motores de combustión interna alternativos. Sin embargo, los avances en metalurgia y en la tecnología de transmisión de calor han revitalizado el interés en el motor de Stirling, debido principalmente a sus bajas emisiones contaminantes y bajo ruido. Así, no se puede descartar que, en el futuro, este motor pueda suponer una cierta competencia para los actuales.

DEL CALÓRICO A LA TERMODINÁMICA

Se puede dar por sentado que la máquina de vapor alcanzó un elevado nivel de desarrollo sin que se conociera claramente la naturaleza de los procesos termodinámicos que tenían lugar en su interior. Así, en el momento de aparición de la máquina de vapor no se sabía que el calor era una forma de transporte de energía y que el trabajo era su equivalente mecánico.

Fue en 1765 cuando J. Black explicó la naturaleza del calor usando su teoría del calórico, según la cual el calor (calórico) era un fluido elástico contenido en los cuerpos de cuya densidad dependía la temperatura de los mismos. Según dicha teoría, el calórico tenía poco o ningún peso y se extraía de los cuerpos por fricción y por aplicación de fuego.

La teoría del calórico permitía explicar los fenómenos de origen térmico conocidos hasta esa época, sin embargo pronto comenzó a tener detractores. Así, en 1798, el estadounidense B. Thompson, conde Rumford, a través de sus experimentos con el sistema de taladro enfriado con agua utilizado en la fabricación de cañones se convenció de que el calor no era una sustancia. Esta afirmación se basaba en el hecho de que, no importaba el tiempo que el taladro estuviera trabajando en el cañón, siempre se seguía produciendo liberación de calor o, lo que es lo mismo, nunca se agotaba el calórico.


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Sin embargo, fue hasta muy entrado el siglo XIV cuando se logró rebatir completamente la teoría del Calórico. Se puede decir que la ciencia que explica los procesos que ocurren en los motores térmicos, la termodinámica, se encuentra en los pensamientos del ingeniero militar francés Nicholas Leonard Sadi Carnot, publicados en 1824 con el título de “Reflexiones sobre la potencia motriz del fuego y sobre las máquinas adecuadas a recibir esta potencia”. De esta manera, y hacia finales de 1860, con la aportación de grandes genios de la historia, se logra plantear la termodinámica como cuerpo de doctrina.

EVOLUCIÓN HISTÓRICA DE LOS MOTORES DE COMBUSTIÓN INTERNA ALTERNATIVOS

Como se mencionó antes, la historia acredita al francés Abbé Jean de Hautefeuille como el hombre que primero concibió la idea del motor de combustión con pistones, debido a que en 1678 propuso usar pólvora en un cilindro para mover un pistón y obtener trabajo. Un par de años más tarde los franceses Huygens y Papin construirían un motor de este tipo, pero de aquí en adelante y durante más de 100 años, hasta 1794, con el motor desarrollado por Street en Inglaterra (ver figura 1.7) no se volvería a hablar de otra cosa que fueran las máquinas de vapor.

Figura 1.7. Motor de Street (1794)

En este motor, el aire se inducía al cilindro bombeándolo con la mano, haciendo que el pistón subiera un poco. Luego se inyectaba combustible líquido y se producía el encendido debido al calentamiento de la parte inferior del cilindro ubicado en un horno. La combustión y expansión de los gases forzaban el pistón hacia arriba y realizaba trabajo, no solamente para elevar el pesado pistón, sino también para bombear agua a una elevación superior.

La parte superior del cilindro estaba rodeado de una chaqueta de agua para refrigerar los gases de combustión y producir así un vacío parcial, el cual, combinado con el efecto de la gravedad, hacían que el pistón se impulsara hacia abajo y elevara el agua desde el pozo.


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32 años más tarde, en 1826, el inglés Samuel Brown era acreditado como el inventor del motor de vacío, usaba un gran tanque lleno de aire dentro del cual inyectaba combustible gaseoso. El encendido de la mezcla producía una llama que forzaba el aire hacia fuera del tanque. La válvula de escape del tanque se cerraba cuando la presión disminuía hasta la atmosférica, y en ese momento inyectaba un chorro de agua dentro de los gases calientes provocando un enfriamiento rápido de los gases y obteniendo un vacío parcial en el tanque. Una cara del pistón estaba sometida a la presión atmosférica y la otra al interior del tanque, de tal forma que la diferencia de presiones unidas al peso de éste, proveían la fuerza para mover el pistón y realizar trabajo.

El 13 de mayo de 1854 los Padres Eugenio Barsanti y Felix Matteucci patentaban en Inglaterra su método de “obtención de potencia motriz por explosión de gases”. En la figura 1.8 muestra el pistón y la biela descendiendo debido al efecto del enfriamiento de gases, al peso del pistón y a la presión atmosférica hasta que la cara superior del pistón descubre el puerto superior en la parte inferior izquierda del cilindro. Esto obliga a pasar los gases de combustión hacia la parte superior del pistón. La parte superior del cilindro está abierto a la atmósfera, de tal forma que los productos de combustión se mezclan con el aire inducido dentro del cilindro durante la carrera de bajada del pistón. La aplicación de la patente requiere del uso de dos cilindros, así que la bajada del segundo pistón inicia la subida del primero y el aire es inducido a través del puerto empleado para escape. Se inyecta hidrógeno a través de una válvula ubicada en la parte inferior derecha del cilindro. El movimiento del mecanismo de esta válvula produce una chispa selectiva la cuál enciende los gases. El pistón y la biela eran libres durante la carrera de subida, pero realizaban trabajo en la carrera descendente.

Figura 1.8. Vista parcial del motor de pistón libre de Barsanti y Matteucci


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El motor de Lenoir

En 1860 el francés Étienne Lenoir desarrolló el motor de gas sin compresión (figura 1.9) fuertemente inspirado en las máquinas de vapor de la época. Se usaba una mezcla aire y gas de hulla que se quemaba a presión atmosférica. La mezcla aire – gas se admitía durante parte de la carrera de admisión a través de una válvula de corredera, cuya apertura era controlada por un sistema de varillas movido desde el cigüeñal. Cuando el pistón había realizado aproximadamente la mitad de la carrera, las válvulas se cerraban y, poco después, saltaba una chispa, originada por una bujía, lo que inflamaba la mezcla elevando la presión y transmitiendo potencia al pistón durante la segunda mitad de la carrera. En la carrera de regreso se descargaban los gases del cilindro. La eficiencia de este motor era baja debido a lo corta que era la carrera de expansión y a la ausencia de compresión previa de la mezcla. Pese a esto, se construyeron cerca de 500 motores de este tipo en Francia e Inglaterra.

Figura 1.9. Diagrama presión – volumen del motor de Lenoir

En 1866 los alemanes Otto y Langen construyen una versión mejorada del motor de Barsanti

y Matteucci, incluyendo además las mejoras del motor de Lenoir como la válvula de corredera y el encendido provocado de la mezcla. El motor Otto-Langen, como se llamó después, empleaba una volante de inercia para subir el pistón desde la posición inferior e inducir carga fresca. Este motor aprovechaba el incremento de presión por la combustión de la mezcla al principio de la carrera de subida de un pistón libre para acelerar dicho pistón, que estaba solidario a una cremallera. La subida rápida del pistón libre, que tenía una inercia considerable, producía la formación de vacío en el interior del cilindro. Posteriormente, con la cremallera del pistón engranada al cigüeñal, la presión atmosférica empujaba al pistón en su carrera descendente, que era la que proporcionaba trabajo al pistón. Por otra parte la válvula de corredera controlaba los


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procesos de admisión, escape y encendido de la mezcla mediante una llama de gas. Se construyeron cerca de 5000 motores que tenían las siguientes características:

• Potencia nominal: entre 0,25 y 3 CV • Régimen de giro: entre 90 y 110 rpm • Rendimiento térmico: entre 8% y 11,2%

Principios de Beau de Rochas

En Francia, en 1862, Beau de Rochas sentaba los cuatro principios fundamentales para ahorro de combustible en un motor de combustión a pistones:

1. Relación superficie - volumen lo más pequeña posible para el cilindro 2. Proceso de expansión lo más rápido posible 3. Expansión lo máxima posible 4. Máxima presión posible al inicio del proceso de expansión

Las primeras dos condiciones van encaminadas a reducir al mínimo las pérdidas de calor,

permitiendo así que toda la energía disponible en los gases de escape se transforme en trabajo. La tercera condición prevé la expansión de los gases hasta el máximo, de tal manera que se obtenga el máximo trabajo de la expansión. La cuarta condición reconoce el hecho de que entre más alta sea la presión inicial, mayor es la presión a través de la carrera para una relación de expansión dada y hace posible mayores relaciones de expansión, resultado ambas en más trabajo. Beau de Rochas, también indicó el método de operación deseado para el motor de combustión interna a pistón:

1. Admisión durante la carrera de bajada del pistón 2. Compresión durante la subida del pistón 3. Encendido de la carga en las cercanías del punto muerto superior, seguida por una

expansión durante la carrera de bajada del pistón 4. Escape durante la siguiente carrera de subida del pistón.

Han transcurrido cerca de 140 años y los principios siguen siendo prácticamente los mismos,

únicamente se han variado los tiempos de aperturas y cierres de válvulas con el fin de incrementar las velocidades y las potencias.


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El motor de Brayton

En 1873, el estadounidense Brayton, desarrolló un motor que tenía las características de proceso de combustión a presión constante y expansión completa. Se usaba un cilindro para comprimir aire o la mezcla aire – combustible; el otro cilindro se usaba como un cilindro de trabajo y era lo suficientemente grande para obtener la expansión completa hasta presión atmosférica. El compresor descargaba la mezcla a una cámara, y la mezcla fluía luego de ésta al motor, siendo encendida y quemada a presión constante a medida que entraba al motor (ver figura 1.10).

Figura 1.10. Esquema del motor de Brayton y representación en el P – V del proceso ideal

Se mantenía una llama para el encendido de la mezcla mediante un baypass desde la cámara ,

y como medida de seguridad, para evitar la retrollama a la cámara se ponía una malla. El motor de Brayton, aunque construido relativamente en gran número, no representó una

competencia considerable con el motor de pistón libre de Otto – Langen debido principalmente a su bajo rendimiento por las elevadas pérdidas de calor y de fricción. Posteriormente éste se abandonó completamente a favor del proceso de Beau de Rochas cuando el motor de Otto penetró en el mercado estadounidense. Teóricamente el ciclo de Otto y del Brayton deberían tener el mismo rendimiento térmico. Aunque el proceso de Brayton fue desechado para su aplicación en motores de pistones, fue sin embargo usado como proceso para las turbinas de gas y por esta razón a veces se dice que éstas trabajan según el ciclo de Brayton.

El motor Otto

A pesar de todos los diseños de motores de combustión interna alternativos descritos hasta ahora, la máquina de vapor (e incluso los coches de caballos) era aun el motor más utilizado. Sin embargo, esta situación cambió rotundamente en el año 1876, cuando el alemán Nikolaus


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August Otto (ver fotografía 1.2) construyó el primer motor de cuatro tiempos de la historia (ver figura 1.11) basado en los principios de Beau de Rochas. Este motor ingresaría al banco de patentes con el número 365,701.

Fotografía 1.2. Nikolaus August Otto. [URL: www.alvar-engine.se/otto.htm]

A pesar de que la patente de Otto fue invalidada en Alemania porque se basaba en los

principios de Beau de Rochas, nadie acusó a éste de haber copiado, sino que simplemente se pensó que a Otto se le había ocurrido el ciclo de cuatro tiempos 14 años después que a Beau de Rochas. Las repercusiones de este litigio llegan hasta nuestros días, ya que el ciclo de cuatro tiempos se conoce en Francia como ciclo de Beau de Rochas, mientras que, prácticamente en el resto del mundo, se le llama ciclo Otto.

Figura 1.11. Principio de operación del motor de gas de Otto

En 1885 se implementaron en el motor de Otto dos mejoras significativas: el sistema de

encendido eléctrico de la mezcla por magneto (diseñado por Otto) y el carburador de superficie para vaporizar el combustible líquido. Ya para 1890, se habían vendido cerca de 50.000 de estos motores en Europa y Estados Unidos.


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El motor de dos tiempos

De las cuatro carreras descritas en los principios de Beau de Rochas, solamente en una se obtenía trabajo (expansión). Esto es lo mismo que decir que de las dos revoluciones que tiene que dar el motor, solamente en una de ellas se logra suministrar potencia al cigüeñal (carrera de potencia). Era deseable pues, lograr obtener en una sola revolución las cuatro carreras antes mencionadas. Este principio llevó al desarrollo del motor de dos tiempos. A pesar de intentos previos, fue realmente el inglés Clerk quien en 1878 logró construir el primer motor de dos tiempos de la historia. Como se puede ver en la figura 1.12, el motor consistía en dos cilindros separados. El más pequeño contenía un pistón que bombeaba carga fresca al cilindro mayor, desplazando ésta los productos de la carga previa que se escapaba a través de puertos en las paredes del cilindro.

Los motores de dos tiempos de compresión en carcaza (o en cárter) se usan más comúnmente debido a su bajo costo y pequeño tamaño especialmente en motores de fuera de borda y en motocicletas. Los motores de dos tiempos con soplador de barrido independiente (figura 1.12) se emplean en motores grandes para trabajo pesado. En la actualidad los primeros tienden a desaparecer del mercado por su excesiva descarga de emisiones contaminantes a la atmósfera.

Figura 1.12. Motor de dos tiempos de Clerk (1878)

El motor Diesel

En 1892 el alemán Rudolf Diesel, (ver fotografía 1.3) basado en que el trabajo de compresión rápida en un medio incrementa su energía interna y su temperatura, propuso comprimir sólo aire hasta que alcanzara una temperatura lo suficientemente elevada para que lograra encender el


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combustible que se inyectaría hacia el final de la carrera de compresión. Propuso, igualmente, coordinar el ritmo (o la tasa) de inyección de combustible con el movimiento del pistón de tal forma que el calor de la combustión fuera liberado a una temperatura máxima constante. De esta forma, el proceso original fue concebido lo más cercano posible al ciclo de motor de Carnot. Sin embargo, razones económicas llevaron a que el proceso se realizara como una aproximación a un proceso de combustión a presión constante para motores Diesel grandes de baja velocidad.

Fotografía 1.3. Rudolf Diesel (1892) [URL: www.germanembassy-india.org/news/june97]

Así pues, Diesel recibiría el 16 de julio de 1895 en los Estados Unidos la patente número 542.846 por este diseño, usando carbón pulverizado. Esta patente igualmente incluía el sistema de inyección de combustible líquido en el cual una bomba suministraba la cantidad de combustible deseado mediante una válvula de aguja y aire a presión arrastraba el combustible dentro del cilindro.

El motor diesel admite y comprime hasta un instante antes de iniciarse la inyección del

combustible, únicamente aire, lo que le permitió tener relaciones de compresión mucho más elevadas que las de todos los motores de la época (los cuales presentaban problemas de detonación de la premezcla aire - combustible al interior de la cámara de combustión, debido a las características propias del combustible que empleaban) y, por tanto, se pudo obtener un rendimiento más elevado y un menor consumo de combustible. El primer motor experimental de Diesel se construyó en 1893, pero nunca llegó a funcionar. Después de superar algunos problemas, el primer motor operativo se construyó en 1897 (Fotografía 1.4). Este motor proporcionaba 17,8 CV a 154 rpm con un rendimiento del 26,2% valor muy elevado para aquella época.


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Fotografía 1.4. Primer motor operativo de Rudolf Diesel

En la fotografía 1.5 se puede observar a Rudolf Diesel con sus ayudantes, en su taller de Augsburg (Alemania) preparando sus experimentos.

Fotografía 1.5. Taller en Augsburg, donde R. Diesel realizaba sus experimentos

[URL: www.germanembassy-india.org/news/june97]


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En la fotografía 1.6 se observa la primera planta de generación eléctrica a gran escala con motores Diesel instalada en Kiev (Rusia) en el año de 1904.

Fotografía 1.6. Planta de generación eléctrica empleando motores Diesel. Kiev (Rusia) 1904

Se puede afirmar que después de la aparición del motor Diesel se completó el desarrollo básico de los motores de combustión interna alternativos con respecto a su concepción mecánica. El diseño de estos motores durante el siglo actual ha estado marcado por la mejora de prestaciones (potencia y rendimiento – consumo, sobre todo), conseguida en gran parte por el importante desarrollo de los combustibles, sobre todo en el período que siguió a la 2da. Guerra Mundial con el descubrimiento de sustancias antidetonantes, que condujo a un mayor conocimiento de la forma como la naturaleza del combustible afectaba la combustión.

Otro factor más recientes que ha influido en el diseño de los motores de combustión interna alternativos es la disminución de las emisiones contaminantes químicas y acústicas.

El motor Wankel

Hacia 1956 el ingeniero alemán Federico Wankel inventaba un nuevo motor de combustión interna cuyo principio no era alternativo sino rotativo. Es un motor de encendido provocado mecánicamente distinto a los anteriormente mencionados. Como se muestra en la figura 1.13,


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este motor consta de un cárter provisto de una cámara de forma especial dentro de la cual gira un émbolo rotativo que tiene forma de triángulo curvilíneo; el émbolo está dotado de un dentado interior que engrana con un piñón solidario al cigüeñal del motor, sobre el cual gira el émbolo excéntricamente. La gran ventaja del motor Wankel, como se le suele llamar en memoria a su inventor, consiste en que sus piezas no suben ni bajan, sino que giran. Pesa menos, es más compacto y tiene menor número de partes móviles que el motor convencional. El eje de salida gira al triple de velocidad que el rotor triangular. El rotor mantiene sus tres vértices en continuo contacto con la superficie interior lo que hace difícil el sellado de las cámaras de combustión. Entre otras desventajas se encuentran las elevadas fugas y las grandes pérdidas por transferencia de calor. En la figura 1.14 se aprecia el funcionamiento del motor Wankel.

Actualmente este tipo de motores lo llevan los japoneses Mazda en su serie RX. A nivel experimental, esta misma casa ha sacado el Mazda Miata de hidrógeno con motor Wankel, conocido como el MX – 5.

Figura 1.13. Motor Wankel [Heywood, 1988]


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Figura 1.14. Principio de funcionamiento del motor Wankel [Heywood, 1988]

El motor Wankel, sin duda, ha sido un gran marginado en la historia reciente de los motores. Los principales fabricantes de motores en el mundo, han hecho grandes esfuerzos en optimizar los motores convencionales de pistones y han dejado de lado este prometedor prototipo. Investigando más en mejorar sus desventajas, especialmente las fugas y el sellado, podría llegar a obtenerse una gran potencia específica (relación potencia / peso o potencia / volumen) propia de la concepción original del ingeniero F. Wankel.


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Recientemente se ha retomado el motor Wankel como un gran candidato para la utilización de algunos combustibles alternativos como el gas natural comprimido (GNC), el gas licuado de petróleo (GLP), el hidrógeno y algunos combustibles con compuestos nitrosos. La principal ventaja que ofrece este motor es que se evitan una gran cantidad de complejidades asociadas con el proceso de combustión propias de los motores convencionales. En el caso particular del hidrógeno, éste tiene una temperatura de ignición baja lo que implica en los MCIA problemas de pre – encendido y de retrollama por el puerto de admisión. En el motor Wankel tampoco hay problemas de encendido por puntos calientes debido a que la zona de combustión está alejada del puerto de admisión.

En un artículo publicado en 1996, Salanki y Wallace [1], mostraron los resultados de algunos ensayos de un motor Wankel de 2,2 kW quemando hidrógeno. Aunque el objetivo de estos investigadores era emplear el motor Wankel como parte de un sistema de potencia híbrido (ver Capítulo 13), ha quedado de manifiesto el potencial de este motor para el uso de combustibles alternativos, sin necesidad de pasar por tecnologías tan avanzadas al día de hoy como la pila de combustible.

LITERATURA RECOMENDADA

1. Burón, J.M., “Proyecto docente para optar al cargo de profesor titular en la Universidad Politécnica de Madrid”, Escuela Técnica Superior de Ingenieros Industriales (ETSII), Madrid, 1996

2. Obert F. Edward, “Motores de Combustión Interna”, Cecsa, Mexico, 1997 3. Heywood J.B., “Internal Combustion Engine Fundamentals”, McGraw-Hill, New York, 1989 4. Lichty, L.C. “Combustion Engine Processes”, International student edition, McGraw-Hill,

1967

REFERENCIAS

[1] Salanki, P.A., Wallace, J.S., (1996 ), “Evaluation of the hydrogen fueled rotary engine for hybrid vehicle applications”, SAE paper No. 960204.

CAPÍTULO 2

TIPOS DE MOTORES Y SU FUNCIONAMIENTO

LA MÁQUINA DE FLUIDO [1]1

Se llama así al conjunto de elementos mecánicos que permiten intercambiar energía mecánica con el exterior, generalmente a través de un eje, por variación de la energía disponible en el fluido que atraviesa la máquina.

Si la máquina transmite energía mecánica al exterior disminuyendo la energía del fluido, recibe el nombre de motora. Si por el contrario, ésta absorbe energía del exterior aumentando, en consecuencia, la energía del fluido se le llama generadora. En la Figura 2.1 se muestran los esquemas de ambas máquinas.

Figura 2.1 Máquina de fluido [1]

Las máquinas de fluido, ya sean motoras o generadoras, se pueden clasificar, atendiendo a la variabilidad del volumen específico del fluido que atraviesa la máquina, en máquinas hidráulicas y máquina térmicas. En las primeras se incluyen las máquinas que emplean fluidos prácticamente incompresibles (líquidos) o fluidos que, siendo compresibles (gases), se comportan prácticamente como incompresibles en la máquina. Esta última consideración permite clasificar al ventilador

1 Los números entre corchetes indican la referencia bibliográfica en orden de aparición al final del capítulo.

Capítulo 2. Tipos de motores y su funcionamiento

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como una máquina hidráulica. En las máquinas térmicas, por el contrario, evolucionan fluidos compresibles que tienen una compresibilidad no despreciable. La compresibilidad juega un papel muy importante en el intercambio energético que tiene lugar entre el fluido y el eje de la máquina, ya que, la variación del volumen específico es el mecanismo que permite la transformación de energía química en mecánica y, por tanto, su posterior aparición en el eje de la máquina.

Las máquinas de fluido se pueden clasificar además en otros dos grupos característicos: Máquinas de desplazamiento positivo o volumétricas y Turbomáquinas. En las primeras existe una cierta cantidad bien definida de fluido que atraviesa la máquina en cada instante. En las turbomáquinas, por el contrario, el volumen o la masa desplazada no está materializada por un contorno definido, sino que el flujo es continuo. En éstas últimas la transferencia de energía del fluido al eje se basa en el teorema del momento cinético, que conduce a la ecuación de Euler ó ecuación básica de las turbomáquinas.

Las máquinas de desplazamiento positivo las podemos a su vez dividir en máquinas alternativas (de cilindro y pistón) y máquinas rotativas.

EL MOTOR TÉRMICO [1]

Se define como el conjunto de elementos mecánicos, que permite obtener energía mecánica a partir del estado térmico obtenido por un proceso de combustión tradicional o por una reacción nuclear.

La generalidad respecto del trabajo mecánico obtenido permite incluir dentro de los motores térmicos a los motores de reacción. En éstos, la energía mecánica aparece como un incremento en la energía cinética del fluido que atraviesa el motor.

• Una turbina de vapor se define como un motor térmico, sin embargo, éste conjunto lo integran: una máquina hidráulica generadora (bomba de alimentación), un generador de vapor (caldera), y una máquina térmica motora (turbina).

• La turbina de gas es un motor térmico integrado por: un compresor (máquina térmica generadora), una cámara de combustión, y una turbina (máquina térmica motora).

En los casos señalados, el motor térmico incluye varias máquinas de fluido, que forman unidades fácilmente separables. Existen, sin embargo, motores térmicos como los de combustión interna alternativos, por ejemplo, en los que es imposible separar el elemento donde se genera el estado térmico y la máquina térmica, ya que forman un conjunto prácticamente indivisible. En este caso no existen subconjuntos en el motor térmico que se puedan definir como máquinas de fluido de acuerdo con los criterios antes establecidos.


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MOTORES DE COMBUSTIÓN EXTERNA E INTERNA [1]

Hemos visto que el motor térmico permite obtener energía mecánica a partir de la energía asociada al estado térmico del fluido por medio de un proceso de combustión. Si el estado térmico se transmite a través de una pared al fluido motor, tendremos un motor de combustión externa (MCE). Si, por el contrario, el estado térmico se produce en el propio fluido motor, el motor será de combustión interna (MCI).

Los MCE reciben también el nombre de caloríficos ya que en ellos, por transmitirse el estado térmico a través de una pared, podemos hablar propiamente de calor. Con este mismo criterio los MCI se pueden clasificar como adiabáticos, si bien en algunos casos, razones de índole mecánica hacen que el motor pierda éste carácter al ser necesaria la refrigeración.

En los MCE el fluido motor, por el hecho de recibir el estado térmico a través de una pared y no sufrir por lo tanto transformaciones físico – químicas, puede evolucionar según un ciclo cerrado. Son así, la temperatura y la presión del medio ambiente, último sistema con el que hay que intercambiar energía, los que imponen condicionamientos evidentes a la evolución del fluido motor.

Los MCI pueden transmitir la potencia al exterior mediante la transformación de un movimiento alternativo en rotativo a través de un mecanismo biela – manivela (MCIA) o directamente sin necesidad de este mecanismo. A éstos últimos se les conoce con el nombre de MCI rotativos. En esta categoría tendríamos la turbina de gas y el motor Wankel.

El principal objeto de estudio de este texto serán los MCIA dentro de los cuales se encuentran los motores de encendido provocado (en adelante MEP) y los motores de encendido por compresión (en adelante MEC).

CLASIFICACIÓN DE LOS MCIA [2]

Hay muchos tipos diferentes de MCIA que pueden ser clasificados según: 1. Aplicación. Automóvil, camión, locomoción, aeronave liviana, marinos, plantas de potencia

portátiles, generación de potencia. 2. Diseño básico del motor. Motores alternativos (a su vez subdividido por arreglos de

cilindros: ejemplo, en línea , V, radial, opuestos), motores rotativos (Wankel y otras geometrías).

3. Ciclo de trabajo. Ciclo de cuatro tiempos: aspiración natural (admitiendo aire atmosférico), sobrealimentados (admitiendo mezcla fresca precomprimida), y turboalimentados (admitiendo mezcla fresca comprimida en un compresor llevado por una turbina de escape), ciclo de dos tiempos: barrido por cárter, sobrealimentado y turboalimentado.


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4. Diseño y ubicación de válvulas o puertos. Válvulas sobrecabeza (OHV), válvulas rotativas, puertos de barridos transversales, puertos de barrido en bucle, etc.

5. Combustible. Gasolina, ACPM, gas natural comprimido, gas licuado de petróleo, alcoholes, hidrógeno, combustibles duales, biocombustibles, etc.

6. Método de preparación de la mezcla. Carburación, inyección de combustible ya sea en los puertos de admisión o en el colector de admisión, inyección de combustible al interior del cilindro.

7. Método de encendido. Encendido provocado (que puede ser en motores donde la mezcla es uniforme – convencional – o en motores donde la mezcla no es uniforme – de carga estratificada), de encendido por compresión (motor diesel convencional, así como en motores de gas cuyo encendido se realiza mediante una inyección piloto de ACPM).

8. Diseño de cámara de combustión. De cámara abierta (de disco, hemisféricos, de copa labrada en la corona del pistón), de cámara dividida o precámara.

9. Método de control de la carga. Mediante estrangulamiento del flujo de aire y combustible juntos, de tal manera que la composición de la mezcla permanezca invariable, mediante control de flujo de combustible únicamente, o una combinación de los anteriores.

10. Método de enfriamiento. Refrigerado por agua, refrigerado por aire, o no refrigerado.

Todas las clasificaciones anteriores son importantes e ilustran el amplio espectro de diseños disponibles de motores. A lo largo de éste texto nos guiaremos fundamentalmente desde el punto de vista del método de encendido MEC o MEP. En importancia seguirá, el combustible empleado, el método de preparación de la mezcla, el diseño de la cámara de combustión, el método de control de la carga, algunos detalles del proceso de combustión, y finalmente las características de operación y emisiones de los motores.

CICLOS DE OPERACIÓN DE LOS MOTORES

La mayoría de los MCIA operan en lo que se conoce como el ciclo de cuatro tiempos. Cada cilindro requiere de cuatro tiempos de su pistón – dos revoluciones de cigüeñal – para completar la secuencia de eventos que producen una carrera de potencia. Tanto el MEP como el MEC usan éste ciclo (ver Figura 2.2) el cual comprende: 1. Carrera de admisión, la cual inicia con el pistón en el punto muerto superior (en adelante

PMS) y termina con el pistón en el punto muerto inferior (en adelante PMI). En ésta se arrastra mezcla fresca al interior del cilindro. Con el fin de incrementar la masa succionada, la válvula de admisión abre ligeramente antes del PMS (punto conocido como avance a la apertura de admisión – AAA ) y cierra después del PMI (retraso al cierre de admisión – RCA)


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2. Carrera de compresión, ocurre cuando las dos válvulas están cerradas y la mezcla al interior del cilindro es comprimida hasta una pequeña fracción de su volumen inicial. Hacia el final de la carrera de compresión, se inicia la combustión y la presión en el cilindro incrementa más rápidamente.

3. Carrera de potencia, o carrera de expansión, la cual inicia con el pistón en el PMS y termina en el PMI en la medida que los gases a elevada temperatura y presión empujan el pistón hacia abajo forzando a girar la manivela. Durante ésta carrera se logra obtener cerca de cinco veces más trabajo que el realizado por el pistón durante la compresión. En la medida en que el pistón se aproxima al PMI la válvula de escape se abre para iniciar el proceso de escape y cae la presión en el cilindro hasta un valor cercano a la presión en el escape.

4. Carrera de escape, donde los gases quemados salen del cilindro: primero, porque la presión en el cilindro puede ser sustancialmente más alta que la presión en el escape y luego porque son barridos por el propio movimiento del pistón hacia el PMS. A medida que el pistón se aproxima al PMS abre la válvula de admisión. Justo después del PMS se cierra la válvula de escape y el ciclo inicia de nuevo.

Figura 2.2 Ciclo de operación de cuatro tiempos. [2] TC es el PMS; BC es el PMI

Los motores de cuatro tiempos requieren, para cada cilindro, dos revoluciones del cigüeñal

por cada carrera de potencia. Para obtener potencias más elevadas a partir de un tamaño de


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motor dado, se desarrolló el motor con ciclo de trabajo de dos tiempos. Los dos tiempos son aplicables tanto a MEP como a MEC.

En la Figura 2.3 se muestra el ciclo de operación de dos tiempos. Los puertos en la camisa del cilindro son abiertos y cerrados por el movimiento del pistón controlando así los flujos de admisión y escape a medida que el pistón se acerca al PMI. Los dos tiempos son: 1. Carrera de compresión, la cual inicia con el cierre de los puertos de admisión y escape y

entonces comprime el contenido del cilindro mientras se arrastra carga fresca al interior del cárter. A medida que el pistón se acerca al PMS se inicia la combustión.

2. Carrera de potencia o expansión, similar a los cuatro tiempos hasta que el pistón se aproxima al PMI, cuando primero se descubre el puerto de escape y luego el de admisión. Cuando los puertos de admisión de descubren la carga fresca que había sido comprimida en el cárter fluye hacia el cilindro. El pistón y los puertos generalmente tienen formas especiales para cambiar bruscamente la dirección del flujo que entra permitiendo así un barrido efectivo de los gases residuales.

Figura 2.3 Ciclo de operación de dos tiempos. Barrido por cárter [2]

Para lograr un ciclo completo de potencia del motor se requiere solamente una revolución del

cigüeñal. Sin embargo, existen grandes dificultades de llenar completamente el volumen desplazado con carga fresca, y parte de ésta fluye directamente hacia fuera del cilindro durante el proceso de barrido siendo ésta la principal razón por la que los MEP de dos tiempos están en gran desventaja debido a que la carga fresca contiene combustible y aire.


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COMPONENTES DEL MOTOR [2]

Los cilindros del motor están en el bloque (Figura 2.4). El bloque generalmente se fabrica de una fundición de hierro gris debido principalmente a su gran resistencia al desgaste y bajo costo. Los conductos para el agua de refrigeración igualmente son fundidos con el bloque. Algunos motores de camión o de trabajo pesado suelen llevar camisas o chaquetas removibles colocadas a presión en el interior del bloque lo que permite reemplazarlas cuando se dañen. En la terminología de motores se les llama chaquetas húmedas o chaquetas secas según estén en contacto directo con el agua de refrigeración o no respectivamente. En pequeños MEP se ha venido incrementando el uso del aluminio para los bloques con el fin de reducir peso. En la fase de fabricación de este bloque se deben insertar chaquetas de hierro para los cilindros. El cárter es la pieza que cierra el bloque en su parte inferior y generalmente es una pieza de acero prensado o de una fundición de aluminio. Su función es actuar como recipiente de almacenamiento del sistema de lubricación del motor.

El cigüeñal casi siempre es una pieza de acero forjado; en algunos casos se emplean fundiciones nodulares, especialmente para aplicaciones de automoción. El máximo número de apoyos será uno más que el número de cilindros, sin embargo deberían haber menos. El cigüeñal es un eje con porciones excéntricas de las cuales se sujeta la cabeza de la biela. Tanto la cabeza como el pie de la biela llevan como material de apoyo insertos de precisión de bronce, babbit o aluminio, con el fin de cambiarlos cuando se desgasten.

Los pistones se fabrican de aluminio cuando se trata de pequeños motores o de fundición gris para grandes motores. Su función consiste tanto en sellar el cilindro como en transmitir la presión generada por la combustión de los gases al cigüeñal a través de la biela. La biela generalmente es una pieza de acero o una aleación forjada (e incluso algunas veces de aluminio si se trata de motores pequeños) que se fija al pistón mediante un pequeño eje de acero (conocido con el nombre de bulón). El bulón generalmente es hueco para reducir su peso.

El movimiento oscilatorio de la biela ejerce una fuerza oscilatoria en las paredes del cilindro a través de la falda del pistón (región debajo de los anillos del pistón). A la falda del pistón usualmente se la dan formas especiales para que provean las fuerzas superficiales de empuje apropiadas. El pistón se fija con anillos que se montan sobre unos canales labrados en la cabeza del pistón para sellar la fuga del gas y controlar el flujo de aceite. Los anillos superiores son anillos de compresión. Estos son forzados hacia fuera contra las paredes del cilindro y hacia abajo contra la cara del canal. Los anillos inferiores se encargan de distribuir una película de aceite en las paredes del cilindro. El cárter deberá ser ventilado con el fin de remover los gases que alcancen a fluir a través de los anillos del pistón y prevenir así incrementos de presión.


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Figura 2.4 Dibujo en corte de un motor mostrando sus principales componentes. [2]

La culata sella los cilindros y se fabrica generalmente en hierro fundido o en aluminio. Esta debe ser lo suficientemente fuerte y rígida para distribuir la fuerza de los gases que actúan de la manera más uniformemente posible a través del bloque. La culata contiene las bujías si es un MEP o los inyectores si es un MEC y en motores que tienen válvulas sobrecabeza suele llevar partes del mecanismo de las válvulas.


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Las válvulas se fabrican de aleaciones de acero forjado. La válvula de escape opera aproximadamente a 700 C lo que obliga a refrigerarla de una manera especial. Generalmente se remueve el calor usando un vástago parcialmente hueco lleno con sodio mediante su evaporación y condensación. El vástago de la válvula se mueve a través de una guía, la cual puede ser parte integral de la culata o puede ser una unidad separada. Los asientos de las válvulas pueden ser maquinados en el bloque si es un hierro fundido o pueden ser insertos de acero prensados en el bloque. La válvula se mantiene cerrada mediante un resorte sostenido en el vástago de la válvula mediante una arandela. El rotador de válvulas gira éstas algunos grados durante la apertura con el fin de proteger sus asientos, evitar puntos calientes locales y prevenir la formación de depósitos en sus guías.

Para abrir y cerrar las válvulas se usa un árbol o un eje de levas hecho de hierro fundido o acero forjado, se emplea una leva por cada válvula. Las superficies de las levas son endurecidas para alargar su vida. En motores de cuatro tiempos el árbol de levas gira a la mitad de la velocidad del cigüeñal. EL movimiento al árbol de levas se transmite desde el cigüeñal ya sea mediante banda, engranaje o cadena.

El ensamble finalmente lo completa el colector o múltiple de admisión (aluminio o hierro fundido) y el colector o múltiple de escape (generalmente hierro fundido). Existen otros componentes propios de los MEP tales como el carburador, los inyectores y el sistema de encendido y otros propios de, los MEC tales como bomba de inyección, líneas de inyección e inyectores.

OPERACIÓN DEL MEP [2]

En los MEP el aire y el combustible generalmente se mezclan en el sistema de admisión antes de entrar al cilindro, usando un carburador o un sistema de inyección de combustible. Para aplicaciones automotrices la temperatura del aire en la admisión se controla mezclando aire ambiente con aire calentado por el contacto con el colector de escape. La relación entre el flujo másico de aire y combustible deberá mantenerse aproximadamente constante y en torno a 15 para asegurar una combustión adecuada. El carburador mide las cantidades apropiadas de combustible para el flujo de aire de la siguiente manera. El aire fluye a través de un venturi (una tobera convergente – divergente) provocando una diferencia de presiones entre la entrada del venturi y el estrangulamiento. Esta se aprovecha para suministrar la cantidad apropiada de combustible de la cámara de flotación del carburador a través de una serie de orificios ubicados en el estrangulamiento del venturi. Aguas abajo del venturi está una válvula de mariposa la cual regula el flujo combinado de aire + combustible y por tanto la potencia del motor. El flujo de admisión es estrangulado por debajo de la presión atmosférica reduciendo el área de flujo cuando la


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potencia requerida (a cualquier velocidad del motor) está por debajo de la máxima, la cual se obtiene con la mariposa totalmente abierta. El colector de admisión generalmente se calienta para facilitar la evaporación rápida del combustible líquido y obtener así una distribución uniforme de combustible entre todos los cilindros.

A partir de 1998 se exige en Colombia por ley, el uso de sistemas de inyección electrónico en lugar de la carburación con fines de mejorar las emisiones de los vehículos. Los sistemas de inyección de combustible pueden ser monopunto cuando se trata de un solo inyector ubicado en el colector de admisión o multipunto cuando se usan tantos inyectores como cilindros ubicados en los puertos de admisión. En el sistema de inyección controlado electrónicamente el flujo de aire se mide directamente; las válvulas de inyección son actuadas dos veces por cada revolución del árbol de levas por pulsos de inyección cuya duración viene determinada por la unidad de control electrónica para suministrar la cantidad deseada de combustible por ciclo y por cilindro.

La secuencia de eventos que tienen lugar al interior del cilindro se ilustra en la Figura 2.5

Figura 2.5 Secuencia de eventos en un MEP de 4 tiempos en función del ángulo de giro del cigüeñal [2] RCA: Retraso al cierre de la válvula de admisión; AAA: Avance de Apertura de la válvula de Admisión;

AAE: Avance de Apertura de la válvula de Escape; RCE: Retraso al cierre de la válvula de escape


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Como se observa en la Figura 2.5 es más cómodo utilizar como variable independiente el ángulo de giro del cigüeñal en lugar del tiempo debido a que la mayoría de los procesos en el motor ocurren a intervalos de ángulo de giro del cigüeñal casi constante sobre un amplio rango de velocidades del motor. Para mantener flujos de mezcla elevados a altas velocidades (y por lo tanto altas potencias) la válvula de admisión que abre antes del PMS y cierra bastante después del PMI, produciéndose de ésta manera una mezcla entre la carga fresca y los gases quemados residuales que permanecieron del ciclo anterior.

Una vez cierra la válvula de admisión el contenido del cilindro es comprimido por encima de la presión y temperatura atmosférica a medida que el volumen del cilindro es reducido. Se genera alguna transferencia de calor hacia el pistón, la culata y las paredes del cilindro, pero el efecto sobre las propiedades del gas sin quemar aún es despreciable.

Entre 10 y 40 grados de cigüeñal antes del PMS, la chispa genera una descarga eléctrica entre los dos electrodos iniciándose el proceso de combustión. Un interruptor rotativo o distribuidor arrastrado por el árbol de levas interrumpe la corriente desde la batería hacia el circuito primario de la bobina. El cableado secundario de la bobina de encendido conectado a la bujía produce un voltaje elevado a través de los electrodos a medida que se colapsa el campo magnético. Actualmente el distribuidor es electrónico. La descarga eléctrica hace que se desarrolle un frente de llama turbulento que se propaga a través de la mezcla aire, combustible y gases residuales en el cilindro y se extingue en las paredes de la cámara de combustión. La duración de éste proceso varía según el diseño y la operación del motor pero generalmente está entre 40 y 60 grados de ángulo de giro del cigüeñal como se observa en la Figura 2.5. A medida que se quema la mezcla en el frente de llama, incrementa la presión en el cilindro por encima del nivel que lo haría si solo se comprimiera (línea punteada). Esta última curva también llamada curva de presión en cilindro a motor arrastrado, se obtiene arrastrando el motor desde el exterior o sin combustión. En la realidad los procesos de admisión y compresión del motor con combustión y del motor arrastrado no son exactamente las mismas debido a la presencia de gases quemados del ciclo anterior. Es importante notar que debido a las diferencias en los patrones de flujo y a la composición de la mezcla entre cilindros, y dentro de cada cilindro ciclo a ciclo, cada proceso de combustión difiere en algo. Este fenómeno se conoce como dispersión cíclica. Como consecuencia de esto, la forma de la curva de presión versus ángulo de cigüeñal en cada cilindro y ciclo a ciclo no es exactamente la misma.

Existe un momento óptimo para el salto de la chispa el cual, para una masa dada de aire + combustible en el interior del cilindro genera el par máximo. Un avance muy alejado (más retirado del PMS) o muy retardado (muy cercano al PMS) del óptimo daría siempre menor


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potencia. El máximo par efectivo es un compromiso empírico entre un inicio de la combustión demasiado temprano durante la carrera de compresión (cuando se está transfiriendo trabajo hacia los gases) y un final de la combustión demasiado tardío durante la carrera de expansión (disminuyendo así el pico de presión en la carrera de expansión).

Aproximadamente a dos terceras partes de la carrera de expansión inicia la apertura de la válvula de escape. La presión en el cilindro es mayor que la presión en el colector de escape ocurriendo así un proceso de soplado aguas abajo del colector de escape. Los gases quemados fluyen a través de la válvula hacia puerto y colector de escape hasta que se equilibran las presiones en el cilindro y en el escape. La duración de este proceso depende del nivel de presión en el cilindro. El pistón entonces desplaza los gases quemados en el cilindro hacia el colector durante la carrera de escape. El objetivo de abrir la válvula de escape antes que termine la carrera de expansión consiste en asegurar que el proceso de soplado no ocurra demasiado entrada la carrera de escape. El momento óptimo de abertura de la válvula de escape es un compromiso que balancea la disminución de trabajo transmitido al pistón antes del PMI contra la reducción de trabajo hacia el contenido del cilindro después del PMI.

La válvula de escape permanece abierta unos grados después del PMS; y la de admisión abre unos grados antes. Este cruce de válvulas se hace para asegurar que éstas estén completamente abiertas cuando las velocidades del pistón son las más altas. Las válvulas se abren y se cierran despacio para evitar ruido y un desgaste excesivo de las levas. Si el flujo en la admisión es estrangulado por debajo de la presión en el colector de escape se presenta retroflujo de gases quemados hacia el colector de admisión.

OPERACIÓN DEL MEC [2]

En los MEC se induce únicamente aire al cilindro. El combustible se inyecta directamente al cilindro justo antes de que se requiera que inicie el proceso de combustión. El control de la carga se logra variando la cantidad de combustible inyectado en cada ciclo; el flujo de aire a una velocidad determinada del motor permanece prácticamente invariable. Existe una gran variedad de diseños de MEC para un amplio rango de aplicaciones – automoción, camiones, locomotoras, barcos, generación de potencia. Son comunes los MEC de aspiración natural donde el aire es inducido a presión atmosférica, los MEC turboalimentados donde el aire es comprimido por un sistema turbina compresor, y MEC supercargados donde el aire es comprimido por una bomba o soplador conducidos mecánicamente. El turboalimentador y supercargador incrementan la potencia del motor al aumentar el flujo másico de aire por unidad de volumen desplazado permitiendo así un incremento de flujo de combustible. Estos generalmente se usan en motores grandes para reducir el tamaño y el peso del motor para una potencia determinada. Excepto en


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motores de pequeño tamaño los dos tiempos son bastante competitivos con los cuatro tiempos, en gran parte debido, a que en el ciclo diesel únicamente se producen pérdidas de aire durante el proceso de barrido. La operación de un MEC típico de aspiración natural de cuatro tiempos se ilustra en la Figura 2.6.

La relación de compresión de los motores diesel es mucho más alta que la de los MEP típicos, estando entre el rango de 12 a 24 dependiendo del tipo de MEC y de si el motor es de aspiración natural o turboalimentado. La sincronización de válvulas usada es similar a los MEP. El aire a una presión cercana a la atmosférica es inducido durante la carrera de admisión y luego comprimido a una presión cercana a los 4000 kPa (40 bar) y a una temperatura cercana a los 800º K durante la carrera de compresión. Unos 20 grados antes del PMS comienza la inyección de combustible al cilindro. Un perfil típico de la tasa de inyección de combustible se puede ver en la Figura 2.6 b. El chorro de combustible líquido se atomiza en gotas y penetra en el aire. Las gotas van reduciendo de tamaño a medida que el combustible líquido se evapora; el vapor de combustible se mezcla luego con el aire. La temperatura y presión del aire están por encima del punto de encendido del combustible. Por lo tanto después de un corto período de retraso, ocurre un encendido espontáneo (autoignición) de aquellas regiones dentro del cilindro en las que se han logrado las proporciones adecuadas aire – combustible iniciándose y propagándose el proceso de combustión. La presión en el cilindro sube por encima del nivel de presión sin combustión (Figura 2.6 c). La llama se esparce rápidamente a través de aquellas porciones de aire – combustible que ya se han mezclado. A medida que se da el proceso de expansión continua la mezcla entre el aire, el combustible y los gases quemados, acompañados por más combustión (Figura 2.6 d). A plena carga, la masa de combustible inyectado es aproximadamente un 5% de la masa de aire en el cilindro. La cantidad de combustible que puede ser quemado eficientemente está limitado por los niveles de humo negro en el escape. El proceso de escape es similar al del MEP de cuatro tiempos. AL final de la carrera de escape el ciclo inicia de nuevo.

En el MEC de dos tiempos la compresión, inyección de combustible, combustión y expansión son similares a su equivalente de cuatro tiempos; son las presiones en la admisión y en el escape las que difieren.

El sistema de inyección de combustible convencional de un motor diesel consiste de una bomba de inyección, tuberías de suministro de combustible, y los inyectores. Existen diferentes tipos de bombas de inyección y de inyectores.


36

Figura 2.6 Secuencia de eventos en un MEC típico de cuatro tiempos de aspiración natural [2] Donde RCA y AAE son las mismas definiciones de la Figura 2.5. AII: Angulo de Inicio de la Inyección; AIF: Angulo de Fin de la Inyección; AIC: Angulo de Inicio de la Combustión y AFC: Angulo de Fin de la

Combustión

En una bomba de inyección corriente (como el diseño de bomba en línea que se muestra en la Figura 2.7) un conjunto de émbolos movidos por levas, uno por cada cilindro, operan en cilindros muy ajustados. Al inicio de la carrera del émbolo el puerto de entrada está cerrado y el combustible atrapado por encima de éste es forzado a través de una válvula de cheque hacia la


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línea de inyección. La tobera de inyección tiene generalmente varios agujeros a través de los cuales el chorro de combustible fluye al cilindro (ver Figura 2.8). Una válvula normalmente con carga de un resorte mantiene cerrados esos agujeros hasta que la presión en la línea de inyección actuando sobre parte de la superficie de la válvula vence la fuerza del resorte y abre la válvula. La inyección inicia ligeramente después de que la presión en la línea empieza a aumentar. Así pues, El inicio de la inyección está controlado por la puesta en fase entre el árbol de levas de la bomba y el cigüeñal. La inyección finaliza cuando el puerto de admisión de la bomba es descubierto por una ranura helicoidal labrada en el émbolo de la bomba, debido a que se libera la elevada presión ejercida por encima de éste. La cantidad de combustible inyectado, (la cual controla la carga) está determinada por el diseño de la leva de la bomba de inyección y por la posición de la ranura helicoidal. Así pues, para un diseño de leva dado, se puede variar la carga rotando el émbolo.

Figura 2.7 Sistema de inyección de combustible de bomba en línea de un MEC [2]

Los MEC pequeños, suelen llevar bombas de inyección centrífugas. Estas tienen únicamente un émbolo el cual mide y distribuye el combustible hacia todas las toberas de inyección. En el Capítulo 9 se detalla más este tipo de bombas. La unidad contiene una bomba de combustible de baja presión a la izquierda y una bomba de inyección de alta presión a la derecha, un regulador de


38

velocidad máxima, y un distribuidor de inyección. La alta presión se genera por el émbolo el cual está hacho para describir un movimiento combinado rotativo y lineal por el disco excéntrico rotatorio; el movimiento rotativo distribuye el combustible a cada tobera. Este tipo de bombas pueden operar a más altas velocidades y ocupar menos espacio que las bombas en línea las, cuales normalmente se usan en motores de tamaño medio. En MEC de gran tamaño normalmente se usan bombas de inyección individuales por cilindro.

Figura 2.8 Detalles del sistema de inyección de combustible de una bomba en línea de un MEC [2]

MOTORES DE CARGA ESTRATIFICADA [2]

Se llaman así a aquellos MCIA híbridos que intentan combinar las mejores características los MEC y los MEP. Se busca así operar un motor a una relación de compresión óptima para un gran rendimiento (entre 12 y 15) mediante:


39

1. Inyección del combustible directamente a la cámara de combustión durante la carrera de compresión (evitando así los problemas de encendido espontáneo e incontrolado que limitan los MEP convencionales con su carga de premezcla).

2. Encendido del combustible con una chispa para suministrar un control directo del proceso de encendido (y eliminar por lo tanto los requerimientos de calidad de encendido de los MEC)

3. Controlar la potencia del motor variando la cantidad de combustible inyectada por ciclo (sin estrangular el flujo de aire para minimizar el trabajo de bombeo)

Estos motores a menudo son llamados motores de carga estratificada debido a la necesidad de

producir en el proceso de mezclado entre el chorro de combustible y el aire en el cilindro una mezcla estratificada, con una composición fácilmente encendible por la bujía. Debido a que éstos motores no requieren como los MEP combustibles con elevado octanaje ni combustibles con una elevada calidad de encendido como los MEC, son por lo tanto apropiados para muchos tipos de combustibles y operan con un amplio rango de combustibles líquidos.

En la Figura 2.9 se ilustran los principios de motores de carga estratificada multicombustibles. Generalmente la cámara de combustión viene labrada en forma de copa en la corona del pistón y requiere un alto grado de torbellino creado durante la admisión y aumentado durante la compresión para alcanzar un mezclado rápido entre el aire y el combustible.

Figura 2.9 Motores de carga estratificada multicombustible usados comercialmente. [2]


40

El combustible es inyectado tangencialmente dentro de la copa, en la corona del pistón, hacia el final de la carrera de compresión. Una descarga eléctrica de larga duración enciende el chorro de aire más combustible a medida que éste pasa por la bujía. La llama se expande aguas abajo, envolviendo y consumiendo la mezcla de aire – combustible. La mezcla continua, y las etapas finales de la combustión se completan durante la expansión. Generalmente a éstos motores se les suele llamar de carga estratificada de inyección directa. El motor puede ser turboalimentado para incrementar su densidad de potencia.


• Heywood, J. B. (1988), “Internal Combustion Engine Fundamentals”. McGraw Hill, New York. Capítulo 1

• Obert, E.F., (1997), “Motores de Combustión Interna, Análisis y Aplicaciones”. Cecsa, México.

• Lichty, L.C., (1967), “Combustion Engine Processes”. International Student Edition, McGraw-Hill.

REFERENCIAS

[1] Muñoz Torralbo, M. y Payri Gonzáles, F. (1978), “Turbomáquinas Térmicas”. Sección de publicaciones de la Escuela Técnica Superior de Ingenieros Industriales de la Universidad Politécnica de Madrid, Madrid. [2] Heywood, J. B. (1988), “Internal Combustion Engine Fundamentals”. McGraw Hill, New York.

CAPÍTULO 3

PARÁMETROS DE OPERACIÓN Y DE DISEÑO DE MOTORES

CARACTERÍSTICAS IMPORTANTES DE LOS MOTORES [1]

En este capítulo se desarrollan algunas relaciones geométricas básicas y los parámetros comúnmente usados para caracterizar la operación de los MCIA. Los factores más relevantes para quien usa un motor son: 1. Características de funcionamiento del motor en su todo su rango de operación 2. El consumo y el costo del combustible del motor en este rango de operación 3. Las emisiones contaminantes químicas y acústicas 4. El costo inicial del motor y su instalación 5. La integridad y durabilidad del motor, sus requerimientos de mantenimiento, y como estos

afectan la disponibilidad del motor y los costos de operación.

Este tomo, entendido como guía para estudiantes de pregrado de ingeniería, está relacionado fundamentalmente con el funcionamiento, rendimiento y emisiones características de los motores; la omisión de los otros factores listados anteriormente no reduce, de ninguna manera, su gran importancia.

El funcionamiento del motor está definido más precisamente por: 1. La máxima potencia (o el par máximo) disponible en cada velocidad dentro del rango de

operación del motor. 2. El rango de velocidades y potencia sobre los que la operación del motor es satisfactoria

Algunas definiciones comúnmente empleadas respecto al funcionamiento de un motor son: Potencia nominal máxima. La potencia más alta que se le permite desarrollar a un motor

por cortos períodos de funcionamiento. Potencia nominal normal. La potencia más alta que se le permite desarrollar a un motor

en funcionamiento continuo. Velocidad nominal. Régimen de giro que el motor desarrolla a la potencia nominal.

Puede ser máxima o normal según el caso.

Capítulo 3. Parámetros de operación y de diseño de motores

42

PROPIEDADES GEOMÉTRICAS DE LOS MOTORES ALTERNATIVOS

Los siguientes parámetros definen la geometría básica de un motor alternativo (ver Figura 3.1): Relación de compresión rc :

c

cdc V

VVCilindroDelMínimoVolumenCilindroDelMáximoVolumenr +

=⋅⋅⋅⋅⋅⋅

= (3.1)

donde Vd es el volumen desplazado o barrido y Vc es el volumen muerto o volumen de la cámara de combustión. Relación del diámetro del cilindro (B) con la carrera del pistón (L):

LBRbs = (3.2)

Relación biela (l) – manivela (a):

alR = (3.3)

Además, la carrera y la manivela están relacionados por: aL 2= Valores típicos de éstos parámetros, según Heywood [1], son: rc = 8 a 12 para MEP y rc =

12 a 24 para MEC; B/L = 0.8 a 1.2 para motores medianos y pequeños, disminuyendo alrededor de 0.5 para MEC grandes y de baja velocidad; R = 3 a 4 para motores medianos y pequeños, incrementando de 5 a 9 para MEC grandes y de baja velocidad.

Figura 3.1 Geometría del cilindro, pistón, biela, y cigüeñal donde B = diámetro, L = carrera, l =

longitud de la biela, a = manivela, θ = ángulo del cigüeñal. [1]


43

El volumen del cilindro V en cualquier posición θ es:

( )salBVV c −++=4

2π (3.4)

Donde s es la distancia entre el eje del cigüeñal y el eje de la clavija del pistón (Figura 3.1) y está dada por:

( ) 2/1222 θθ SenalaCoss −+= (3.5)

El ángulo θ, definido como se muestra en la Figura 3.1, es llamado ángulo del cigüeñal. La

ecuación (3.4) con las definiciones anteriores puede ser reacomodada:

( ) ( ) ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡ −−−+−+=

2/12 211

211 θθ SenRCosRr

VV

cc

(3.6)

El área superficial de la cámara de combustión A en cualquier posición θ del cigüeñal, está dada por:

( )salBAAA pcul −+++= π (3.7)

donde Acul es el área superficial de la culata y Ap es el área superficial de la corona el pistón. Para pistones con cabeza plana, 4/2BAp π= . Usando la ecuación (3.5) y la (3.7) puede ser

reorganizada:

( )[ ]2/12212

θθπ SenRCosRBLAAA pch −−−+++= (3.8)

Una velocidad característica importante es la velocidad media del pistón pS :

LnS p 2= (3.9)

donde n es la velocidad de rotación del cigüeñal. La velocidad media del pistón es a menudo un parámetro más apropiado que la velocidad de rotación del cigüeñal para relacionar el comportamiento del motor como función de la velocidad. La velocidad instantánea del pistón Sp se obtiene de :

dtdsS p = (3.10)

La velocidad del pistón es cero al comienzo de la carrera, alcanza un máximo cerca de la mitad de la carrera, y disminuye a cero al final de la misma. Derivando la ecuación (3.5) y sustituyendo queda:

( ) ⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

−+= 2/122

12 θ

θθπ

SenR

CosSenSS

p

p (3.11)


44

La Figura 3.2 muestra como Sp varía con cada carrera para R = 3.5.

La resistencia al flujo de gas dentro del motor o los esfuerzos debido a la inercia de las partes en movimiento limita la máxima velocidad media del pistón dentro del rango de 8 a 15 m/s. Los motores de automóviles operan al extremo más alto de este rango; el extremo más bajo es típico de los grandes motores marinos diesel.

Figura 3.2 Velocidad instantánea del pistón/velocidad media del pistón como función del ángulo del

cigüeñal para R = 3.5. [1]

PAR Y POTENCIA EFECTIVOS

El par de un motor se mide generalmente con un freno dinamométrico. El motor se fija en un banco de ensayos y el eje se conecta al rotor del freno. La Figura 3.3 muestra el principio de funcionamiento de un freno dinamométrico. El rotor es acoplado electromagnéticamente (freno de corrientes de Eddy), hidráulicamente o por fricción mecánica (freno Pronny) a un estator que está apoyado en cojinetes de baja fricción. El estator se balancea con el rotor parado. El par ejercido en el estator con el rotor girando se mide balanceando el estator con pesos, bandas elásticas, medios neumáticos o galgas extensiométricas. Usando la notación en la Figura 3.3, si el par ejercido por el motor es M:

FbM = (3.12)


45

La potencia P entregada por el motor y absorbida por el dinamómetro es el producto del par y

la velocidad angular: nMP π2= (3.13a)

donde n es la velocidad de rotación del cigüeñal. En unidades SI:

( ) ( ) ( ) 3102 −×−= mNMsrevnkWP π (3.13b)

Figura 3.3 Esquema del principio de operación de un freno dinamométrico.

Note que el par es la medida de la capacidad de un motor para realizar trabajo; la potencia es

la velocidad (o tasa) a la que se realiza el trabajo. La potencia de un motor medida como se describió atrás es llamada potencia efectiva o al freno Pe.

TRABAJO INDICADO POR CICLO

Los datos de presión en el cilindro sobre el ciclo de operación del motor pueden ser usados para calcular el trabajo transferido por los gases al pistón. La presión del cilindro y su correspondiente volumen a lo largo del ciclo del motor pueden ser graficados en un diagrama p-V como se muestra en la Figura 3.4. El trabajo indicado por ciclo Wc,i

1 (por cilindro) se obtiene mediante la integración sobre la curva para obtener el área encerrada en el diagrama:

∫= pdVW ic, (3.14)

1 El término indicado se usa porque tales diagramas p-V suelen ser generados directamente con un dispositivo llamado un indicador de motores.


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Figura 3.4 Ejemplos de diagramas p-V para (a) motor de dos tiempos, (b) motor de cuatro tiempos; (c) MEP de cuatro tiempos, carreras de admisión y escape (lazo de bombeo) a carga parcial. AE: Apertura

escape; AA: Apertura Admisión; AVA: Apertura válvula admisión; RCA: Retraso cierre admisión [1]

En motores de dos tiempos (Figura 3.4a), la aplicación de la ecuación (3.14) es directa. Con la adición de carreras de admisión y escape para los cuatro tiempos, se hace necesario aclarar el término de indicado en el ciclo:

Trabajo bruto indicado por ciclo Wc,ig. Trabajo entregado al pistón en las carreras de compresión y expansión únicamente.

Trabajo neto indicado por ciclo Wc,in. Trabajo entregado al pistón en todo el ciclo incluyendo el lazo de bombeo.

En las Figuras 3.4b y c, Wc,ig es (área A + C) y Wc,in es (área A + C) – (área B + C) lo que equivale a (área A – B), donde cada una de estas áreas está considerada como una cantidad positiva. El área A + C es el trabajo transferido entre el pistón y los gases del cilindro durante las carreras de admisión y escape y se llama trabajo de bombeo Wp. La transferencia del trabajo de bombeo será hacia los gases del cilindro si la presión durante la carrera de admisión es menor que la presión durante la carrera de escape. Esta es la situación con motores de aspiración natural. La transferencia del trabajo de bombeo será desde los gases del cilindro hacia el pistón si la presión de la carrera de escape es más baja que la de la admisión, que es normalmente el caso con los motores turboalimentados.

La potencia por cilindro está relacionada con el trabajo indicado por ciclo por:

inW

P ici

,= (3.15)

donde i es el número de revoluciones del cigüeñal por cada carrera de potencia del cilindro. Para cuatro tiempos, i es 2; para dos tiempos, i es 1. Esta potencia es la potencia indicada; es decir, la tasa de transferencia de trabajo del gas dentro del cilindro hacia el pistón. Es un poco diferente


47

de la potencia efectiva debido a la potencia absorbida en la fricción del motor, los accesorios activos del motor, y (en el caso de la potencia bruta indicada) la potencia de bombeo.

En las cantidades indicadas de los motores de cuatro tiempos, tal como el trabajo o potencia por ciclo, la definición usada para “indicado” (i.e. bruta o neta) se expresará siempre explícitamente. El rendimiento bruto indicado, la definición más comúnmente usada, seguirá siendo escogida a lo largo de este texto por las siguientes razones: las cantidades indicadas son usadas primordialmente para identificar el impacto de los procesos de compresión, combustión y expansión en el funcionamiento del motor, etc. El rendimiento bruto indicado es, por consiguiente, la definición más apropiada. Ésta representa la cantidad de trabajo útil disponible en el eje y el trabajo requerido para vencer todas las pérdidas del motor. Además las normas técnicas para ensayo de motores definen procedimientos para medir la potencia al freno y la potencia de fricción (el ensayo de potencia de fricción es una buena aproximación a la potencia total de pérdidas en el motor). La suma de la potencia al freno y la de fricción proporciona una forma alternativa de estimar la potencia indicada; el valor obtenido es una buena aproximación a la potencia bruta indicada.

Los términos al freno (o efectiva) e indicado, son usados para describir otros parámetros tales como la presión media efectiva (pme), el consumo específico de combustible (gef), y las emisiones específicas en un modo similar al usado en el trabajo y potencia por ciclo.

RENDIMIENTO MECÁNICO

Hemos visto que parte del trabajo o potencia indicados por ciclo son usados para expulsar los gases de escape e inducir carga fresca. Una porción adicional se usa para vencer la fricción de los cojinetes, pistones y otros componentes mecánicos del motor y para impulsar sus accesorios. Todos éstos requerimientos de potencia se agrupan y son llamados potencia de fricción Pf . De éste modo:

feig PPP += (3.16)

La potencia de fricción es difícil de determinar exactamente. Una aproximación común para

motores de alta velocidad es arrastrar el motor con otro motor (i.e., operar el motor sin combustión) y medir la potencia que tiene que suministrar éste para vencer todas estas pérdidas de fricción. La velocidad del motor, la posición de la mariposa, las temperaturas del agua y del aceite, y las condiciones ambientales se mantienen constantes tanto para la prueba de motor con combustión como a motor arrastrado. Las mayores fuentes de imprecisión son las fuerzas de la


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presión del gas en el pistón y los anillos son más bajas en la prueba a motor arrastrado que con combustión y las temperaturas del aceite en la pared del cilindro son también más bajas bajo motor arrastrado.

La relación entre la potencia efectiva y la potencia indicada se llama rendimiento mecánico

mη :

ig

f

ig

em P

PPP

−== 1η (3.17)

Puesto que la potencia de fricción incluye la potencia requerida para bombear el gas hacia dentro y fuera del motor, el rendimiento mecánico depende de la posición de la mariposa así como del diseño y velocidad del motor. Para motores de automoción, algunos valores típicos del rendimiento mecánico a plena carga son cerca del 90% para regímenes en torno a 1800 – 2400 rpm, disminuyendo al 75% cuando el motor alcanza la máxima velocidad nominal. A medida que se rebaja la carga en el motor, disminuye el rendimiento mecánico, llegando a valer cero eventualmente en operación al ralentí.

PRESIÓN MEDIA EFECTIVA

Como se dijo antes, el par es una medida de la capacidad que tiene un motor para realizar trabajo, sin embargo éste depende del tamaño del motor. Para lograr un valor normalizado que permita comparar la capacidad del diseñador en motores de diferentes tamaños, normalmente se define una cantidad llamada presión media efectiva (pme). La pme es una medida muy útil del funcionamiento relativo del motor y se obtiene dividiendo el trabajo por ciclo por el volumen desplazado en el cilindro por ciclo. Luego, de la ecuación (3.15),

Trabajo por ciclo = n

iP ⋅

Donde i es el número de revoluciones del cigüeñal por cada carrera de potencia por cilindro (dos para cuatro tiempos; uno para dos tiempos), entonces:

nViPpme

d ⋅⋅

= (3.18a)

Para unidades SI,

( ) ( )( ) ( )s

revndmVikWPkPapme

d3

310−×⋅= (3.18b)


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La presión media efectiva puede ser expresada también en términos del par usando la ecuación (3.13):

( ) ( )( )3

.28.6dmV

mNMikPapmed

⋅⋅= (3.19)

La presión media efectiva máxima al freno ya está prefijada para un motor bien diseñado y es

prácticamente constante en un amplio rango de tamaños de motores. Así, una manera de medir la capacidad del diseñador de un motor consiste en comparar la pme. También, cuando se realicen cálculos de diseño en motores, se pueden estimar el desplazamiento del motor requerido para proveer un par o potencia dados, a una velocidad especificada asumiendo valores apropiados para la pme.

Para MEP de aspiración natural, los valores máximos de la pme están en el rango de 850 a 1050 kPa en la velocidad del motor en la que se obtiene el máximo par (cerca de 3000 rpm). En la máxima potencia nominal, los valores de la pme son 10 a 15% más bajos. Para MEP turboalimentados la máxima pme está en el rango de los 900 a 1400 kPa. Para MEC de aspiración natural y cuatro tiempos, la máxima pme está en el rango de los 700 a 900 kPa, con la pme en la máxima potencia nominal de cerca de 700 kPa. Los máximos valores de la pme en los MEC de cuatro tiempos turboalimentados están generalmente en el rango de 1000 a 1200 kPa; para los motores turboalimentados posenfriados ésta puede llegar a 1400 kPa. En la máxima potencia nominal, la pme está alrededor de los 850 a 950 kPa. Los MEC de dos tiempos tienen un funcionamiento similar a los motores de cuatro tiempos. Los motores grandes de baja velocidad de dos tiempos pueden alcanzar valores de pme de cerca de 1600 kPa.

CONSUMO ESPECIFICO DE COMBUSTIBLE Y RENDIMIENTO

En el ensayo de motores es común medir el flujo másico de combustible, es decir la masa por

unidad de tiempo fm& . Un parámetro más útil es el consumo específico de combustible (gef)

porque relaciona el flujo másico de combustible por unidad de potencia de salida, lo que representa una medida de la eficiencia de un motor usando el combustible suministrado para producir trabajo:

Pm

gef f&= (3.20)

Con unidades,

( )kWP

hgm

hkWggef

f ⎟⎠⎞⎜

⎝⎛

=⎟⎠⎞⎜

⎝⎛

&

. (3.21)


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Lo más deseable es alcanzar bajos valores del consumo específico de combustible. Para

MEP los mejores valores del consumo específico de combustible están cerca de los 270 g/kW-h. Para motores de encendido por compresión, los mejores valores son más bajos y en los motores más grandes pueden estar por debajo de los 200 g/kW-h.

El consumo específico de combustible tiene unidades, sin embargo existe un parámetro adimensional que relaciona el rendimiento deseado del motor (trabajo o potencia por ciclo) con la entrada necesaria (flujo de combustible), lo que daría un valor más representativo. La relación entre el trabajo producido y la cantidad de energía del combustible suministrado que puede ser liberada en el proceso de combustión se usa comúnmente para este propósito. Es una medida de la eficiencia o rendimiento del motor. La energía del combustible suministrado que puede ser liberada por combustión está dada por el producto entre el flujo másico de combustible y su poder calorífico másico inferior. El poder calorífico de un combustible, HC , define su contenido de energía. Es determinado en un procedimiento de ensayo estandarizado en el que una masa conocida de combustible se quema completamente con aire, y la energía térmica liberada por el proceso de combustión es absorbida por un calorímetro a medida que los productos de combustión se enfrían a su temperatura original.

Esta medida del rendimiento de un motor, que en adelante se llamará rendimiento de conversión de combustible ηf, 2 está dado por:

( )Cf

CfCf

cf Hm

P

Hnim

niP

HmW

&&=

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ⋅

⋅==η (3.22)

Donde mf es la masa de combustible suministrado por ciclo. Sustituyendo por

fmP&

de la

ecuación (3.20) queda

Cf Hgef ⋅=

1η (3.23a)

o con unidades:

2 El término rendimiento de conversión de combustible se emplea porque es más descriptivo, y distingue mejor este rendimiento de otras definiciones de rendimiento de un motor. Note que hay muchas definiciones diferentes del poder calorífico. En éste texto, se usará el poder calorífico inferior para el cálculo del rendimiento.


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⎟⎠⎞⎜

⎝⎛⎟

⎠⎞⎜

⎝⎛

=

kgMJHhkW

ggef C

f

.

3600η (3.23b)

Los poderes caloríficos típicos para los combustibles comerciales usados en los motores están

en el rango de 42 a 44 MJ/kg. Así, el consumo específico de combustible es inversamente proporcional al rendimiento de conversión de combustible. Note que la energía del combustible suministrado al motor por ciclo no es completamente liberada como energía térmica en el proceso de combustión porque el proceso real de combustión es incompleto. Cuando hay suficiente aire presente en el cilindro para oxidar el combustible completamente, la mayoría (cerca del 96%) de esta energía del combustible suministrado es transferida como energía térmica al fluido de trabajo. Cuando no hay suficiente aire presente para oxidar el combustible completamente, la falta de oxígeno evita liberar completamente la energía del combustible suministrado.

RELACIONES AIRE - COMBUSTIBLE Y COMBUSTIBLE - AIRE

En el ensayo de motores, normalmente se miden el flujo másico de aire am& y el flujo másico de

combustible fm& . La relación entre estos flujos es útil al momento de definir las condiciones

operativas del motor:

Relación aire - combustible ( )f

a

mm

FA

&

&= (3.24)

Relación combustible - aire ( )a

f

mm

AF

&

&= (3.25)

El rango de funcionamiento normal para un MEP usando gasolina como combustible es

)083.0/056.0(18/12 ≤≤∴≤≤ AFFA ; para MEC con combustible diesel, es

)056.0/014.0(70/18 ≤≤∴≤≤ AFFA .

RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO

El sistema de admisión, compuesto generalmente por: el filtro de aire, carburador y mariposa (en un MEP), colector de admisión, puerto de admisión y válvula de admisión, restringe la cantidad de aire que un motor con un desplazamiento dado puede inducir. Se suele emplear entonces, el


52

rendimiento volumétrico ηv, como parámetro que indica la efectividad del proceso de llenado del cilindro en el motor. Éste se usa solo con motores de cuatro tiempos los cuales tienen un proceso distinto de inducción. Se define como la relación entre el flujo de aire que entra en condiciones reales de operación del motor y el flujo de aire que entraría teóricamente a llenar el cilindro a las condiciones del sitio:

nVm

dia

av

,

2ρ

η&

= (3.26a)

donde ρa,i es la densidad del aire admitido a las condiciones locales. Una definición alternativa equivalente para el rendimiento volumétrico es:

dia

av V

m

,ρη = (3.26b)

La densidad del aire en la admisión puede ser tomada como la del aire a las condiciones

ambiente del lugar (en tal caso, ηv mide la capacidad de bombeo de todo el sistema de admisión) – es lo más usual - o puede ser tomada como la densidad del aire en el múltiple de admisión (en tal caso, ηv mide la capacidad de bombeo del puerto de admisión y la válvula solamente) –menos usual -. Los valores máximos típicos de ηv para motores de aspiración natural están en el rango de 80 a 90%. El rendimiento volumétrico para los MEC es un poco más alto que para motores los MEP como se verá en el capítulo 6.

PESO Y VOLUMEN ESPECÍFICOS DEL MOTOR

El peso del motor y el volumen para una potencia nominal dada son importantes en muchas aplicaciones. Dos parámetros útiles para comparar éstos dos características de un motor a otro son:

Peso específico = NominalPotencia

MotorDelPeso⋅⋅⋅ (3.27)

Volumen específico = NominalPotencia

MotorDelVolumen⋅

⋅⋅ (3.28)

Estos parámetros indican la efectividad con que el diseñador ha usado los materiales del

motor y sus componentes.


53

FACTORES DE CORRECCIÓN PARA LA POTENCIA Y EL RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO

La presión, humedad, y temperatura del aire inducido del ambiente dentro de un motor, a una velocidad dada, afectan el flujo másico de aire y la potencia de salida. Los factores de corrección se usan para ajustar los valores medidos de potencia máxima y el rendimiento volumétrico a las condiciones atmosféricas standard para, de esta manera, tener una base más exacta de comparación entre motores. Las condiciones ambientales standard típicas usadas son:

Presión de aire seco Presión de vapor de agua Temperatura 736.6 mm Hg 9.65 mm Hg 29.4ºC

La base para el factor de corrección es la ecuación para flujo compresible estable

unidimensional a través de un orificio o restricción de flujo de área efectiva AE:

( ) 2/1/1/2

12

⎪⎭

⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪⎨⎧

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

=+ γγγ

γγ

ooog

oE

pp

pp

TRpA

m& (3.29)

Al derivar esta ecuación, se ha asumido que el fluido es un gas ideal con Rg como constante

del gas y que la relación entre calores específicos ( )γ=vp CC / es constante; po y To son la

presión y la temperatura total (estática + dinámica) aguas arriba de la restricción, p es la presión en la restricción y AE es el área efectiva de flujo. Si en el motor p/po se asume como constante para condiciones de plena carga o mariposa totalmente abierta, entonces para un sistema de

admisión y un motor dados, la razón de flujo másico de aire seco am& varía según:

o

oa T

pm ∝& (3.30)

En condiciones de combustión completa, la potencia indicada a plena carga Pi será

proporcional al flujo másico de aire seco am& . Así si

miFsi PCP ,, = (3.31)


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donde los subíndices s y m denotan valores en las condiciones standard y medidas, respectivamente, el factor de corrección CF estaría dado por:

2/1

,

,⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

=s

m

mvm

dsF T

Tpp

pC (3.32)

donde =dsp , presión absoluta standard de aire seco

=mp presión absoluta del aire ambiente medida

=mvp , presión parcial del vapor de agua medida

=mT temperatura ambiente medida, K

=sT temperatura ambiente standard, K

La potencia efectiva se corrige usando la ecuación (3.32) para corregir así la potencia

indicada asumiendo que la potencia de fricción no cambia. Así:

mfmiFse PPCP ,,, −= (3.33)

El rendimiento volumétrico es proporcional a a

amρ

& (ver ecuación (3.26)). Puesto que aρ

es proporcional a T

p , el factor de corrección por rendimiento volumétrico, C’F, es:

2/1

,

,'⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛==

m

s

mv

svF T

TC

ηη (3.34)

EMISIONES ESPECÍFICAS E ÍNDICE DE EMISIONES

Los niveles de emisiones de óxidos de nitrógeno (óxido nítrico, NO, y dióxido de nitrógeno, NO2, usualmente agrupados como NOx), monóxido de carbono (CO), hidrocarburos sin quemar (HC), y las partículas son características importantes del funcionamiento de un motor. Las concentraciones de emisiones gaseosas en los gases de escape del motor son medidas usualmente en partes por millón o porcentaje por volumen (que corresponde a la fracción molar


55

multiplicada por 106 o por 102, respectivamente). Las emisiones específicas son la relación del flujo másico de contaminante por unidad de potencia de salida:

Pm

sNO xNOx

&= (3.35a)

P

msCO CO&= (3.35b)

P

msHC HC&= (3.35c)

P

msPart Part&

= (3.35d)

Al igual que en casos anteriores, se pueden definir las emisiones específicas efectivas o al

freno y las indicadas. Las unidades de uso común son, hkWg −/ y hhpg −/ .

Alternativamente a las emisiones específicas, se suelen usar los índices de emisiones de la siguiente manera:

( )

( )skgmsgm

EIf

NONO

x

x //

&

&= (3.36)

con expresiones similares para CO, HC, y partículas.

RELACIONES ENTRE LOS PARÁMETROS DE FUNCIONAMIENTO

La importancia de los parámetros definidos para evaluar el desempeño del motor en las secciones anteriores se vuelve evidente cuando la potencia, el par y la presión media efectiva se expresan en términos de éstos parámetros. De las definiciones de la potencia del motor (Ec. (3.13)), presión media efectiva (Ec. (3.18)), el rendimiento de conversión de combustible (Ec. (3.22)), la relación combustible / aire (en adelante dosado) (Ec. (3.25)), y el rendimiento volumétrico (Ec. (3.26)), se pueden desarrollar las siguientes relaciones entre los parámetros de funcionamiento del motor. Para la potencia P:


56

( )

iAFnHm

P Caf /η= (3.37)

Para motores de cuatro tiempos, se puede introducir el término de rendimiento volumétrico:

( )

2/, AFHnV

P iaCdvf ρηη= (3.38)

Para el par M:

( )

πρηη

4/, AFHV

M iaCdvf= (3.39)

Para la presión media efectiva:

( )AFHpme iaCvf /,ρηη= (3.40)

La potencia por unidad de área del pistón, comúnmente llamada potencia específica, es una

medida del éxito del diseñador del motor en el uso del área disponible del pistón para cualquier tamaño del cilindro. De la ecuación (3.38), la potencia específica es

( )

2/, AFnLH

AP iaCvf

p

ρηη= (3.41)

La velocidad lineal media del pistón puede ser introducida con la ecuación (3.9) para dar:

( )

4/, AFHS

AP iaCpvf

p

ρηη= (3.42)

La potencia específica es pues, proporcional al producto de la presión media efectiva y la

velocidad lineal media del pistón. Estas relaciones ilustran la importancia directa para el motor de:

1. El elevado rendimiento de conversión de combustible 2. El elevado rendimiento volumétrico


57

3. El incremento en el rendimiento de un motor con un desplazamiento dado mediante el aumento de la densidad del aire en la admisión

4. La máxima relación combustible / aire en el motor 5. La alta velocidad lineal media del pistón

DISEÑO DE MOTORES Y DATOS DE FUNCIONAMIENTO

Los datos de placa de los motores usualmente indican la máxima potencia a la que los fabricantes esperan que sus productos brinden una economía satisfactoria, puntualidad, y durabilidad durante las condiciones de servicio. El par máximo, y la velocidad a la que se obtiene, también se dan usualmente. Debido a que éstas dos cantidades dependen del volumen desplazado, son más útiles para análisis comparativos entre motores de diferentes cilindradas en una categoría de motores determinada, los parámetros de funcionamiento normalizados. Las siguientes mediciones tienen mayor significado en los puntos de operación indicados: 1. En el punto nominal máximo o normal: Velocidad media del pistón. Mide el éxito comparativo en el manejo de cargas debido a la

inercia de las partes, resistencia al flujo de aire, y / o fricción del motor. Presión media efectiva al freno. En motores de aspiración natural la pme no es limitada por

esfuerzos mecánicos. Ésta entonces refleja el producto del rendimiento volumétrico (habilidad para inducir aire), la relación combustible / aire (efectividad de la utilización del aire en la combustión), y el rendimiento de conversión de combustible. En motores sobrealimentados, la pme indica el grado de éxito en el manejo de altas presiones de gas y carga térmica.

Potencia por unidad de área del pistón. Mide la efectividad con que se usa el área del pistón, sin tomar en cuenta el tamaño del cilindro.

Peso específico. Indica la economía relativa con la que se usan los materiales. Volumen específico. Indica el rendimiento en la utilización del espacio en el motor

2. En todas las velocidades en las que el motor será usado a plena carga: Presión media efectiva al freno. Mide la capacidad de obtener un alto flujo de aire y usarlo

efectivamente en todo el rango de operación del motor.


58

3. En todos los regímenes útiles de operación y particularmente en aquellos donde el motor es operado por largos períodos de tiempo:

Consumo específico de combustible o rendimiento de conversión de combustible. Emisiones específicas efectivas. Tabla 3.1 Datos típicos para el diseño y funcionamiento de los MEP [1]

Máximo Nominal

Ciclo de operación

Relación de compresión

Diámetro, m

Carrera/ diámetro

Velocidad, rev/min

pme, atm

Potencia específica kW/dm3

Relación peso/Potencia

kg/kW

gef al freno aprox. g/kW.h

MEP Pequeños (e.g., motocicletas)

2S,4S 6-11 0.05-0.085

1.3.0.9 4500-7500

4-10 20-60 5.5-3.5 350

Carros de pasajeros

4S 8-10 0.07-0.1 1.1-0.9 4500-6500

7-10 20-50 4-2 270

Camiones 4S 7-9 0.09-0.13 1.3.0.7 3600-5000

6.5-7 25-30 6.5-3.5 300

Motores grandes a gas

2S,4S 8-12 0.23.0.45 1.1-1.4 300-900 6.8-12 3-7 23-35 200

Motores Wankel 4S ≈9 0.57 dm3 por cámara 6000-8000

9.5-10.5

35-45 1.6-0.9 300

Tabla 3.2 Datos típicos para el diseño y funcionamiento de los MEC [1]

Máximo Nominal

Ciclo de operación

Relación de compresión

Diámetro, m

Carrera/ diámetro

Velocidad, rev/min

pme, atm

Potencia específica kW/dm3

Relación peso/Potencia

kg/kW

gef al freno aprox. g/kW.h

MEC Carros de pasajeros 4S 17-23 0.075-0.1 1.3.0.9 4000-

5000 5-7.5 18-22 5-3.5 250

Camiones (Aspiración Natur.)

4S 16-22 0.1-0.15 1.3-0.8 2100-4000

6-9 15-22 7-4 210

Camiones (Turboalimentados.)

4S 14-20 0.1-0.15 1.3-0.8 2100-4000

13.18 18-26 7-3.5 200

Locomotoras, industriales, marinos

4S,2S 13.18 0.15-0.4 1.1-1.3 425-1800 7-23 5-20 6-18 190

Motores grandes, marinos y estáticos

2S 10-12 0.4-1 1.3.3 110-400 9-17 3.8 13.50 180


59

Los datos típicos de funcionamiento para los MEP y MEC en el rango de tamaños de producción normal están resumidos en las Tablas 3.1 y 3.2 respectivamente. El ciclo de cuatro tiempos predomina excepto en los rangos extremos de tamaño de motor. Los motores más grandes son turboalimentados o supercargados. La máxima velocidad nominal del motor disminuye a medida que el tamaño del motor aumenta, manteniendo la máxima velocidad lineal media del pistón en el rango de 8 a 15 m/s. La máxima presión media efectiva al freno para motores turboalimentados y supercargados es más alta que para los motores de aspiración natural. Debido a que la máxima relación combustible - aire para MEP es más alta que para MEC, sus niveles de pme de aspiración natural máximos son más altos. A medida que el tamaño del motor aumenta, el consumo específico de combustible al freno disminuye y el rendimiento de conversión de combustible aumenta, debido a la poca importancia de las pérdidas de calor y fricción. Para los MEC más grandes, se pueden obtener rendimientos de conversión de combustible efectivos cercanos del 50% y rendimientos de conversión de combustible indicado de cerca de 55%. Ejercicio 3.1 [1] Se está diseñando un MEP de cuatro cilindros para proveer un par al freno máximo de 150 N.m en el rango de velocidades medias (~3000 rpm). Estime el desplazamiento, diámetro, carrera y la máxima potencia que el motor entregará. La ecuación (3.19) relaciona el par y la pme. Suponga que 925 kPa es una valor apropiado para la pmef en el punto de máximo par del motor. La ecuación (3.19) da:

( ) ( )( )

33 2925

150228.6.28.6dm

kPapmemNMi

dmVmax

max =××

=⋅⋅

=

Para un motor de cuatro cilindros, el volumen desplazado, diámetro y carrera se relacionan por

LBVd2

44 π×=

Asumiendo B = L ; esto da B = L = 86 mm El régimen de giro a máxima potencia se puede estimar de un valor apropiado de la velocidad lineal media del pistón, 15 m/s.


60

La potencia máxima al freno se puede estimar de un valor típico de la pme a potencia máxima, 800 kPa, usando la ecuación (3.18):

( ) ( ) ( ) ( )kW

isrevndmVkPapme

kWN maxemax 70

102872800

10/

33

3

=×

××=

×=

Ejercicio 3.2 De un motor diesel de automoción de 4 cilindros, aspiración natural y 4 tiempos funcionando en Medellín (Condiciones ambiente promedio: 850 mbar y 20 ºC), se conocen los siguientes datos: Régimen de funcionamiento: 4000 rpm Cilindrada: 1906 cm3 Consumo específico: 290 g/kW-h Dosado: 1/18 Rendimiento volumétrico a 4000 rpm: 0.78 Relación L/B: 1.1 Se pide: 1. Carrera (L) y diámetro (B) del pistón; 2. Presión media efectiva; y 3. Potencia efectiva; 4. Par efectivo. Solución 1. Carrera y Diámetro

3322

19061,141,144

CmBBBZLBVd ==⋅=⋅⋅= πππ

De donde B = 8,2 Cm y por tanto L = 9,02 Cm 2. Presión media efectiva:

( ) cfiav HFkPapme ⋅⋅⋅⋅= ηρη ,

La densidad para las condiciones de Medellín es:

32

, 1)20273(287

100085

287 mkg

KKkgmNm

kNNkN

TKkg

Jp

amb

ambia =

+⋅⋅−

⋅

⋅=

⋅

=ρ

cf Hgef

⋅=η

1


61

2873,043200*

36001*

1000290

1

43200*290

1==

−

=

kgkJ

sh

kgkJ

hkWgfη

Ahora podemos calcular la presión media efectiva:

( ) kPaHFkPapme cfiav 8,537432002873,0181178,0, =⋅⋅⋅⋅=⋅⋅⋅⋅= ηρη ♦

3. Potencia efectiva:

( ) ( )kW

irpsnmVkPapme

kWN de 34

260/400010/19068,537)()( 63

=⋅⋅

=⋅⋅

= ♦

4. Par efectivo:

mNsWmN

kWW

mins

radrev

minrev

kWNM ee −=

⋅⋅

⋅⋅⋅⋅== 2,8111

1000160

21

4000

34πω ♦

Es importante en este ejercicio observar la variación de la densidad sobre las variables mecánicas del motor, si por ejemplo tomáramos los datos ambientales promedio de Barranquilla, donde la densidad media del aire está en torno a 1,2 kg/m3, tendríamos:

pme = 646 kPa Ne = 41 kW

Me = 98 N-m Lo que implicaría un incremento cercano al 17 % en cada parámetro. Ejercicio 3.3 El consumo específico de combustible de un MEP de cuatro tiempos en condiciones de plena carga es 330 g/kW h. Sabiendo que la cilindrada total es 1100 cm3, el rendimiento mecánico es 0,81 y el poder calorífico de la gasolina es 44200 kJ/kg, calcular el rendimiento indicado, la potencia efectiva y el par motor a 5500 rpm.


62

Datos adicionales: Rendimiento volumétrico 0,82 Dosado absoluto 1/18 Condiciones ambientales iguales al problema anterior Solución 1. Rendimiento indicado

2468,044200

10001

11

36001330

11=

⋅⋅−

⋅−

==

kgkJ

gkg

kJskW

sh

hkWgH

gefceη

3,081,0

2468,0===⇒=

m

ei

i

em η

ηη

ηη

η ♦

2. Potencia efectiva

skgnV

m iadva 03758,0

602500010110082,0

2

6, =

⋅⋅⋅⋅

=⋅⋅⋅

=−ρη

&

skgm f 002087,003758,0

181

=⋅=&

kWkgkJ

skgHcmP fee 8,2244200002087,02468,0 =⋅⋅== &η ♦

3. Par motor

NsmkN

PM e

e 5,43

6025000

8,22=

⋅

−

==πϖ

♦

REFERENCIAS

[1] Heywood, J. B. (1988), “Internal Combustion Engine Fundamentals”. McGraw Hill, New York.

CAPÍTULO 4

TERMOQUÍMICA DE LAS MEZCLAS AIRE – COMBUSTIBLE Y PROPIEDADES DE LOS FLUIDOS DE TRABAJO

CARACTERIZACIÓN DE LLAMAS [1]

La combustión de la mezcla aire – combustible dentro del cilindro del motor, es uno de los procesos que controla la potencia, eficiencia y emisiones del mismo. Algunos conocimientos previos en lo pertinente a los fenómenos de la combustión son, sin embargo, una necesidad preliminar para entender el funcionamiento del motor. Estos fenómenos de combustión son diferentes para los dos tipos principales de motores – MEP y MEC . En los MEP normalmente el aire se mezcla con el combustible en el sistema de admisión del motor. Continuando la compresión de ésta mezcla de aire – combustible, en la cual se inicia el proceso de combustión mediante una descarga eléctrica; se desarrolla un frente de llama que se propaga a través del cilindro hacia las paredes de la cámara de combustión. En las paredes la llama se enfría o se extingue por razones de transferencia de calor convirtiéndose en proceso dominante la destrucción de especies activas en las cercanías de las paredes. Puede también ocurrir un fenómeno de combustión indeseable conocido como el encendido “espontáneo” e incontrolado de una masa considerable de la mezcla aire - combustible que se encuentra por delante del frente de llama antes de que éste se pueda propagar a través de la mezcla (el cual es llamado el “gas final”). Este fenómeno de la combustión por autoexplosión es la causa del golpeteo (pistoneo, cascabeleo, knock o cliqueteo son otros nombres que se le suelen dar) de los MEP el cual, debido a las altas presiones generadas (ondas de choque locales), puede conducir a la avería del motor.

En los MEC, el combustible es inyectado dentro del cilindro en el aire, ya a alta presión y temperatura, cerca del fin de la carrera de compresión. El autoencendido o autoinflamación, de partes de la mezcla del aire caliente con el combustible ya inyectado y vaporizado da inicio al proceso de combustión, el cual se expande rápidamente. El quemado procede entonces a medida que el aire y el combustible se mezclan hasta la composición apropiada para que la combustión tenga lugar, en este momento prevalece el tiempo de mezclado sobre el tiempo de reacción química. Así, el mezclado del combustible con el aire juega un papel de control en el proceso de combustión de los diesel, y por esta razón se dice que la llama de un MEC es de difusión.

Capítulo 4. Termoquímica de las mezclas aire – combustible y propiedades de los fluidos de trabajo

64

Este capítulo se centra en la termoquímica de la combustión; i.e., la composición y las propiedades termodinámicas de los fluidos de trabajo de la pre y poscombustión en los motores y los cambios de energía asociados con los procesos de combustión que tienen lugar dentro del cilindro del motor. En capítulos posteriores se trata con los aspectos fenomenológicos de la combustión de los motores: i.e., los detalles de los procesos físicos y químicos por los cuales la mezcla aire – combustible es convertida en productos quemados. En este punto es útil mirar de nuevo brevemente los fenómenos claves de la combustión para proveer unos antecedentes apropiados para el material siguiente. Se puede encontrar información más detallada sobre éstos fenómenos de combustión en textos de combustión tales como el de Spalding [2] y Glassman [3].

El proceso de combustión es una reacción exotérmica de la fase gaseosa (donde el oxígeno es usualmente uno de los reactivos). Una llama es una reacción de combustión que se puede propagar subsónicamente a través del espacio; el movimiento relativo de la llama respecto al gas no quemado es el parámetro más importante. La estructura de la llama no depende de si la llama se mueve relativa al observador o de si permanece estacionaria a medida que el gas se mueve a través de ella. La existencia del movimiento de la llama implica que la reacción es confinada a una zona que es de poco espesor comparada con las dimensiones del sitio donde está confinada – en nuestro caso la cámara de combustión del motor. La zona de reacción es usualmente llamada el frente de llama. Esta característica de propagación espacial de la llama es el resultado de un acople fuerte y complejo entre reacciones químicas, procesos de transporte de masa, procesos de difusión, procesos de combustión, de calor y flujo de fluidos. La generación de calor y especies activas aceleran la reacción química; el suministro de reactivos frescos, regulados por la velocidad convectiva es el que limita la reacción. Se dice que cuando esos procesos están balanceados el resultado es una llama en estado estacionario.

Generalmente las llamas se clasifican de acuerdo a las siguientes características. La primera tiene que ver con la composición de los reactivos de acuerdo a como entren a la zona de combustión. Así pues, se designa como llama de premezcla cuando el combustible y el oxidante están uniformemente mezclados. Si los reactivos no están premezclados y tienen que mezclarse en la misma región donde tiene lugar la reacción la llama se llama de difusión debido a que la mezcla tiene que estar acompañada por un proceso de difusión. La segunda forma de clasificación está relacionada con el flujo de gas a través de la zona de combustión: puede ser laminar o turbulenta. En un flujo laminar (o de líneas de corriente), la mezcla y el transporte de masa se realizan mediante procesos moleculares. Los flujos laminares únicamente ocurren a muy bajos números de Reynolds. El número de Reynolds (densidad x velocidad x longitud característica / viscosidad) es la relación entre fuerzas inerciales y fuerzas viscosas. En flujos


65

turbulentos, el mezclado y el transporte se incrementan sustancialmente por el movimiento macroscópico relativo de los eddies o bucles del fluido que son una característica propia de los flujos turbulentos (un elevado número de Reynolds). Una tercera clasificación es si la llama es estacionaria o no estacionaria. Lo que distingue una cosa de otra es si la estructura o el movimiento de la llama cambia con el tiempo. Una última clasificación es la fase inicial de los reactivos – gas, líquido o sólido.

Las llamas en los motores son no estacionarias, una consecuencia obvia del ciclo operativo de los motores de combustión interna. Además son altamente turbulentas. Únicamente con un incremento considerable de los procesos de transporte laminares mediante procesos convectivos turbulentos se puede lograr dentro del poco tiempo disponible los procesos de mezclado, quemado, y propagación de llama para que el proceso de combustión en el motor sea completo.

La llama en un MEP convencional es pues, una llama turbulenta premezclada no estacionaria, y la mezcla aire combustible a través de la cual la llama se propaga la llama está en estado gaseoso. El proceso de combustión de un MEC es predominantemente una llama de difusión turbulenta no estacionaria, y el combustible está inicialmente en estado líquido. Estas dos llamas son extremadamente complicadas porque involucran el acople de mecanismos químicos muy complejos, por los cuales el combustible y el oxidante reaccionan para formar productos, siendo los procesos de transporte convectivo turbulentos. El proceso de combustión en un MEC es aún más complicado que en un MEP, porque comprende además la vaporización del combustible líquido y el proceso de mezclado aire – combustible. Este capítulo revisa la termodinámica y la química básicas de la combustión en el motor.

REVISIÓN DEL MODELO DE GAS IDEAL

Los fluidos de trabajo en los MCIA se pueden tratar como gases ideales [4], esto nos permite entonces plantear la ley general de los gases ideales:

TRpTnRpV

TMR

mpV

TmRpV

gg

u

g

u

g

=

=

=

=

ρ

(4.1)


66

donde p es la presión, V es el volumen y m es la masa del gas, Rg es la constante del gas, T es la temperatura, Ru es la constante universal de los gases (8.3143 J/Mol- K), M es el peso molecular y n el número de moles del gas.

Propiedades termodinámicas de los gases ideales

Para un gas ideal se cumple que la energía interna específica u, y la entalpía específica h son únicamente funciones de la temperatura:

u = u(T) (4.2) h = h(T) (4.3)

siendo h = u + pv Los calores específicos a volumen y a presión constante, Cv y Cp, respectivamente para un gas

ideal están definidos por:

dTdu

TuC

vv =⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

= (4.4)

dTdh

ThC

pp =⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

= (4.5)

⎭⎬⎫

⎩⎨⎧ ++=

+=

dTdpv

dTdvp

dTdu

dTdh

pvuh (4.6)

donde el término entre corchetes es igual a Rg:

( )

g

g

g

RdTdpv

dTdvp

RdTpvd

TRpv

=+

=

=

(4.7)

Reemplazando (4.4), (4.5) y (4.7) en (4.6),


67

gvp RCC =− (4.8)

La relación de calores específicos, γ, se define como:

v

p

CC

=γ (4.9)

Con frecuencia se realiza una hipótesis restrictiva adicional que consiste en tomar los calores

específicos como constantes, lo cual no es una parte necesaria en las relaciones de los gases ideales.

En general, la energía interna y la entalpía de una gas ideal a una temperatura T relativa a su energía interna y entalpía en alguna temperatura de referencia To, están dadas por:

( )dTTCuuT

T voo∫+= (4.10)

y ( )dTTChhT

T poo∫+= (4.11)

La entropía en T, v, y p, relativa a la entropía en algún estado de referencia To, vo, po, se puede

obtener de las relaciones:

pdpRdT

TC

vdvRdT

TCds g

pg

v −=+= (4.12)

lo que se integra para obtener:

∫ ++=T

To

gv

oo v

vRdTTC

ss ln (4.13)

y ∫ −+=T

To

gp

oo p

pRdTT

Css ln (4.14)


68

Las propiedades u, h, y s pueden ser evaluadas en una base másica o molar. En una base másica, Cv, Cp, y Rg tendrían como unidades J/kg-K; en una base molar u, h, y s se reemplazan

por hu ~,~ , y s~ . Cv y Cp se reemplazan por vC~ y pC~ y sus unidades al igual que las de Ru

serían J/kmol-K.

Mezclas de gases ideales

Los fluidos de trabajo en los motores son mezclas de gases. La composición de una mezcla de gases ideales se puede expresar en términos de las siguientes propiedades de cada componente:

Presión parcial pi. Es la presión que cada componente ejercería si únicamente él ocupara el volumen de la mezcla a la temperatura de la misma.

Partes por volumen Vi/V. Es la fracción del volumen de mezcla total que cada componente

ocuparía si fuera separado de la mezcla, a la temperatura y presión de ésta. Fracción másica xi. Es la masa de cada componente mi, dividida por la masa total de mezcla

m.

Fracción molar ix~ . Es el número de moles de cada componente ni, divido por el número

total de moles de la mezcla n. De la ecuación (4.1) se deduce que:

ii

iii x

MMx

VV

pp ~=== (4.15)

Las propiedades termodinámicas de una mezcla de gases ideales se pueden calcular mediante

las siguientes relaciones:

∑∑ ==i

iii

ii MxMnn

M ~1 (4.16)

La energía interna u, la entalpía h, y entropía s, en base másica:


69

∑

∑

∑

=

=

=

iii

iii

iii

sxs

hxh

uxu

(4.17)

COMPOSICIÓN DEL AIRE Y LOS COMBUSTIBLES

Aire

En los motores usualmente se quema el combustible con aire. El aire seco es una mezcla que tiene una composición representativa por volumen de 20.95% de oxígeno, 78.09% de nitrógeno, 0.93% de argón, y algunas trazas de CO2, neón, helio, metano y otros gases. En la Tabla 4.1 se muestran los principales constituyentes del aire seco. Tabla 4.1

Gas ppm por volumen Peso molecular Fracción molar Relación molarO2 209500 31,998 0.2095 1N2 780900 28,012 0.7905 3,773Ar 9300 38,948CO2 300 44,009Aire 1000000 28,962 1 4,773

Principales Constituyentes del Aire Seco

En la combustión el O2 es realmente el componente reactivo del aire. En adelante consideraremos que el aire contiene un 21% de O2 y 79% de N2. Para cada mole de O2 en el aire hay 3,773 moles de N2 como se puede apreciar en la última columna de la Tabla 4.1. Este valor se obtiene dividiendo 0.79 entre 0.21. El peso molecular del aire se obtiene mediante la ecuación (4.16), donde los pesos moleculares de cada componente se puede sacar de la Tabla 4.1, para dar entonces Maire = 28,962 kmole / kgaire que normalmente se suele aproximar a 29.

La densidad del aire se puede ahora calcular mediante la ecuación (4.1):

[ ][ ]KT

kPapmkg

aire⋅

=⎥⎦⎤

⎢⎣⎡ 483,3

3ρ (4.18)


70

Así pues, el valor para la densidad del aire “seco” a 1 atm (1013 mbar) y 25C (298K) es de 1,184kg/m3. Para Medellín, que en condiciones normales la presión atmosférica es de 852 mbar (85,2 kPa) y para una temperatura media de 20C (293K), la densidad del aire seco es de 1,013 kg/m3.

En la realidad, y muy especialmente en Colombia, al ser un país tropical, el aire no es seco. Normalmente contiene vapor de agua cuya cantidad depende de la temperatura y del grado de saturación. La proporción en masa del contenido de vapor de agua en el aire puede variar entre 1 y 4 o 5 % en condiciones extremas. A continuación definiremos una serie de parámetros necesarios para estudiar el aire “real”:

Humedad relativa: es la relación entre la presión parcial del vapor de agua presente en la mezcla con el de la presión de saturación del agua a la temperatura de la mezcla.

g

v

pp

=φ (4.19)

Temperatura de rocío (Drew point): Es aquella temperatura a la cuál empiezan a aparecer las

primeras gotas de condensado en una mezcla de gases (Tg). Temperatura de bulbo seco (Dry - bulb Temp.): Es la temperatura del aire medida con un

termómetro corriente cuyo bulbo se expone al ambiente Temperatura de bulbo húmedo (Wet – bulb Temp.): Esta se mide con un termómetro cuyo

bulbo cubierto con un algodón se humedece en agua. Es más baja que la de bulbo seco debido a la evaporación del agua del algodón. Generalmente se asume que ésta es aproximadamente igual a la temperatura de saturación adiabática.

Humedad absoluta o específica: Es la relación entre la masa de agua y la masa de aire se expresa en kgagua/kgaire.

Normalmente cuando se trabaja con el aire “real”, el cual contiene vapor de agua, se emplea la carta sicrométrica. Es importante resaltar que en la mayoría de los textos europeos y estadounidenses se suele despreciar el efecto del contenido de vapor de agua en el aire, algunos autores como Heywood (1988) [1] sugieren una corrección por contenido de vapor de agua inferior a 0,03; sin embargo, en los principales asentamientos urbanos de nuestro país, se suelen tener durante todo el año humedades relativas bastante elevadas (en Medellín por ejemplo, siempre supera el 65%). Esto significa que se debe tener mayor consideración en todos los cálculos termodinámicos que incluyan el aire como fluido de trabajo.


71

Combustibles

La mayoría de los combustibles comúnmente usados en los MCIA (gasolina y acpm) son mezclas de muchos hidrocarburos que se obtienen mediante la refinación del crudo de petróleo. Estos combustibles son predominantemente carbono e hidrógeno (generalmente el 86% de C y el 14% de H2 en masa), aunque algunos ACPM llegan a tener hasta un 1% en masa de azufre. Otros combustibles de interés son los alcoholes (que contienen radicales oxigenados), combustibles gaseosos (GNC y GLP), compuestos simples de hidrocarburos (metano, propano, iso-octano, hidrógeno) que comúnmente se emplean en la investigación de motores. Las propiedades de los combustibles más comunes en los MCIA se resumen en las Tablas 4.2 y 4.3.

Tabla 4.2 Entalpía de formación standard y pesos moleculares [1]

Especie Fórmula M (g/mol) Estado1 ofh~Δ

MJ/kmol Oxígeno O2 32 Gas 0 Nitrógeno N2 28,01 Gas 0 Carbón C 12,011 Sólido 0 Monóxido de Carbono CO 28,01 Gas -110,5 Dióxido de Carbono CO2 44,01 Gas -393,5 Hidrógeno H2 2,016 Gas 0

Agua H2O 18,02 Gas -241,8

Líquida -285,8 Metano CH4 16,04 Gas -74,9 Propano C3H8 44,1 Gas -103,8

Iso-octano C8H18 114,23 Gas -224,1

Líquido -259,28 Cetano C16H34 226,44 Líquido -454,5

Alcohol Metílico CH3OH 32,04 Gas -201,2

Líquido -238,6

Alcohol Etílico C2H5OH 46,07 Gas -234,6

Líquido -277

1 A 25C (298.15K) y 1atm (1013 mbar)

Tabla 4.3 Propiedades de algunos combustibles [1]

Combustible Fórmula (estado) M

Gravedad específica (densidad,

kg/m3)

Calor de vaporiz.

kJ/kg

Calor específico

Poder Calorífico Superior MJ/kg

Poder Calorífico

Inferior MJ/kg

Poder Calorífico Inferior de la mezcla estequiom

étrica MJ/kg

(A/F)est (F/A)est

Octanaje

Líquido kJ/kg-K

Vapor Cp

kJ/kg-K RON MON

Combustibles corrientes Gasolina CnH1,87n(l) ~110 0,72-0,78 350 2,4 ~1,7 47,3 44 2,83 14,6 0.0685 91-99 82-89 ACPM liviano CnH1,8n(l) ~170 0,78-0,84 270 2,2 ~1,7 46,1 43,2 2,79 14,5 0.069 --- --- ACPM pesado CnH1,7n(l) ~200 0,82-0,88 230 1,9 ~1,7 45,5 42,8 2,85 14,4 0.0697 --- --- Gas Natural CnH3,8nN0,1n(g) ~18 (~0,79) --- --- ~2 50 45 2,9 14,5 0.069 --- --- Hidrocarburos puros Metano CH4(g) 16,04 (0,72) 509 0,63 2,2 55,5 50 2,72 17,23 0.058 120 120 Propano C3H8(g) 44,1 0,51(2) 426 2,5 1,6 50,4 46,4 2,75 15,67 0.0638 112 97 Iso-octano C8H18(l) 114,23 0,692 308 2,1 1,63 47,8 44,3 2,75 15,13 0.0661 100 100 Cetano C16H34(l) 226,44 0,773 358 --- 1,6 47,3 44 2,78 14,82 0.0675 --- --- Benceno C6H6(l) 78,11 0,879 433 1,72 1,1 41,9 40,2 2,82 13,27 0,0753 --- 115 Tolueno C7H8(l) 92,14 0,867 412 1,68 1,1 42,5 40,6 2,79 13,5 0,0741 120 109 Alcoholes Metanol CH4O(l) 32,04 0,792 1103 2,6 1,72 22,7 20 2,68 6,47 0,155 106 92 Etanol C2H6O(l) 46,07 0,785 840 2,5 1,93 29,7 26,9 2,69 9 0,111 107 89 Otros combustibles Carbono C(s) 12,01 ~2 --- --- --- 33,8 33,8 2,7 11,51 0,0869 --- --- Monóx. de Carb CO(g) 28,01 (1,25) --- --- 1,05 10,1 10,1 2,91 2,467 0,405 --- --- Hidrógeno H2 2,015 (0,09) --- --- 1,44 142 120 3,4 34,3 0,0292 --- ---


73

De la Tabla 4.3 es interesante tener en consideración lo siguiente: (l) indica líquido (g) indica gaseoso (s) indica sólido

MON es el número de octano determinado con el método motor (norma ASTM D-2700) RON es el número de octano determinado con el método research (norma ASTM D-2699)

En la columna de gravedad específica la densidad para los valores que van entre paréntesis ( ) se da en kg/m3 a 0C y 1atm.

Los valores para el calor de vaporización han sido determinados a 1atm y 25C para combustibles líquidos y a 1atm y temperatura de ebullición para combustibles gaseosos.

COMBUSTIÓN ESTEQUIOMÉTRICA

En esta sección se repasan algunas relaciones entre la composición de los reactivos y de los productos. En una combustión completa ideal, los únicos productos de la combustión son CO2 y agua. Por ejemplo, a continuación se muestra la ecuación química para la combustión completa de una mol de propano:

OcHbCOaOHC 22283 +=+ (4.20)

Balanceando el carbono se obtiene b = 3. Balanceando el hidrógeno se obtiene 2c = 8, de

donde c = 4. Finalmente el balance de oxígeno de 2b + c = 10 = 2a, de donde a = 5. En la ecuación anterior, solamente se hacía reaccionar oxígeno puro, pero en la realidad el

oxígeno para la combustión se obtiene del aire. Asumiendo que los productos están a baja temperatura no se afecta el nitrógeno del aire. Así pues, escribiendo la ecuación de combustión completa con aire como oxidante para un hidrocarburo en general cuya composición molecular promedio sea CaHb tendríamos:

( ) 22222 4773,3

2773,3

4NbaOHbaCONObaHC ba ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ +++=+⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ ++ (4.21)

Si hacemos y = b/a, podríamos determinar entonces el dosado o la relación A/F en función de y:

( )yy

FAF

estest +

+=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=

−

456,34121

(4.22)


74

En algunas situaciones se puede llegar a quemar más o menos aire del requerido estequiométricamente así, por ejemplo, para una combustión pobre en combustible, es decir, con exceso de aire suele aparecer el oxígeno en los productos de la combustión. Por ejemplo, para la combustión del iso-octano con un 25% de exceso de aire, es decir, 1,25 veces más del aire requerido estequiométricamente se tendría:

( ) 222222188 95,5813,398773,35,1225,1 NOOHCONOHC +++=+×+ (4.23)

Con menos aire del requerido estequiométricamente, es decir, una combustión rica en

combustible, no habría suficiente oxígeno para oxidar completamente el C y H del combustible a CO2 y H2O. Bajo esta condición los productos serían una mezcla de CO2, H2O, CO, H2 y N2. En este caso la composición de los productos no se puede determinar con un balance elemental únicamente. Aquí es necesario realizar algunas hipótesis adicionales sobre la composición química de los productos.

Debido entonces, a que la composición de los productos de la combustión es diferente para mezclas pobres y ricas, y que además la relación combustible/aire (o F/A o más comúnmente llamada dosado) depende de la composición del combustible, se considera que es un parámetro más informativo el dosado relativo, que se define como la relación entre el dosado de funcionamiento del motor y el dosado estequiométrico:

est

abs

est

absR F

F

AFAF

F =⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

= (4.24)

Aquí se puede observar que el inverso del dosado relativo (FR) es lo que se denomina Lambda (λ) o relación aire/combustible (A/F) relativa a la estequiométrica:

est

absR

FAFA

F⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

== −1λ (4.25)

Hablamos de mezclas pobres o ricas en combustible:


75

Para mezclas pobres: FR < 1 y λ > 1 Para mezclas ricas: FR > 1 y λ < 1 Para mezclas estequiométricas: FR = 1 y λ = 1

BALANCE ENERGÉTICO DE PRIMERA LEY EN UN MCIA

La primera ley de la termodinámica relaciona los cambios entre dos estados en la energía interna (o entalpía) con la transferencia de calor y el trabajo. Considerando un sistema cuya masa es m y que su composición varía de reactivos a productos mediante una reacción química se puede aplicar la primera ley entre su estados final e inicial:

RPPRPR UUWQ −=− −− (4.26)

La transferencia de calor y de trabajo ocurren a través de los límites del sistema. La

convención de signos para cada interacción de transferencia energética será positivo para el calor que se transfiere desde el exterior hacia el sistema y positivo para el trabajo que se transfiera desde el sistema hacia el exterior.

Calores de reacción.

Calor de reacción a volumen constante a la temperatura T. Se define como el incremento en

la energía interna a volumen constante ( ) PRTV QU −=Δ− ,

Calor de reacción a presión constante a la temperatura T. Se define como el incremento de

entalpía a presión constante ( ) PRTp QH −=Δ− , . Donde ( )RPP

RPR VVppdVW −== ∫− .

El agua en los productos de combustión puede estar en fase líquida o gaseosa. La energía interna (o entalpía) de los productos en el proceso a volumen constante (o a presión constante) descrito anteriormente, dependerá de la cantidad de agua y de su estado (líquido o gaseoso). En la Figura 4.1 se muestran los casos extremos para cuando el agua en los productos de combustión sale en estado gaseoso y en estado líquido. La diferencia de energía interna entre estas dos curvas será:

( ) ( ) OfgHOHOvapHTVOliqHTV umUU2222 ,,,, =Δ−Δ (4.27)

donde mH2O será la masa de agua en los productos y ufgH2O es la energía interna de vaporización del agua a la temperatura y presión de los productos.


76

Figura 4.1 Energía interna en función de la Temperatura. Efecto del agua en los productos [1]

Entalpía de formación

Se define como entalpía de formación de un compuesto químico al incremento de entalpía asociado con la reacción de formación de una mole de un compuesto dado a partir de sus elementos, estando cada sustancia en su estado termodinámico estándar a la temperatura dada. Comúnmente el estado estándar es de 1atm y 25ºC (298,15 K). Se asume que la entalpía de formación para los elementos en este estado es 0. En la Tabla 4.2 se muestran algunos datos de entalpía de formación para diferentes especies químicas.

Para una reacción de combustión dada, la entalpía de los productos en el estado standard está dada por:

∑ Δ=productos

oifi

oP hnH ,

~ (4.28)

De manera similar, la entalpía de los reactivos estaría dada por:

∑ Δ=activos

oifi

oR hnH

Re,

~ (4.29)


77

El incremento de entalpía estaría dado por la diferencia KpoR

oP HHH 298,)(Δ=− . Es

importante resaltar que las entalpías de formación se emplean para determinar vía cálculo el poder calorífico y la temperatura de llama adiabática de cualquier combustible cuya composición esté bien definida.

Poder calorífico.

En la práctica se suele medir directamente el poder calorífico de los combustibles debido a la dificultad para conocer su composición química precisa.

El poder calorífico HC de un combustible es la magnitud del calor de reacción a presión constante o a volumen constante para la combustión completa de una unidad de masa de combustible a una temperatura standard (usualmente 25C). Así pues,

( )( ) KVC

KpC

UH

HH

V

p

298,

298,

Δ−=

Δ−= (4.30)

Combustión completa significa que todo el carbono se convierte en CO2 y todo el hidrógeno

se convierte en H2O y cualquier presencia de azufre se convertiría en SO2. El poder calorífico usualmente se expresa en J/kg de combustible. No es necesario especificar cuanto oxidante se mezcló con el combustible , ni tampoco si éste es aire u oxígeno puro.

En adelante emplearemos el término poder calorífico superior cuando el agua en los productos de escape se condensa hasta el estado líquido (ha cedido su calor de vaporización). Y el término poder calorífico inferior cuando el agua en los productos de escape sale en fase gaseosa. Los dos poderes caloríficos a presión constante estarían relacionados mediante la siguiente ecuación:

OfgHf

OHCpC h

mm

HHp 2

2infsup ⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+= (4.31)

donde ( )fOH mm2

es la relación entre la masa de agua producida y la masa de combustible

quemado. Una expresión similar, la energía interna de vaporización del agua se aplica para los poderes caloríficos superior e inferior a volumen constante. El poder calorífico a presión constante es comúnmente el más usado, incluso se llega a omitir el término “a presión constante”.


78

La diferencia entre el poder calorífico a volumen constante y a presión constante es pequeña. En la Tabla 4.3 se muestran algunos valores del poder calorífico para algunos combustibles.

A continuación se muestra como calcular el poder calorífico a una temperatura diferente de la standard.

[ ]

pBpApDpCPRp

T

PRpT

T

PRpT

PR

PRpp

PR

TBADCPR

bCaCdCcCCdonde

dTCHH

TCH

CT

H

bHaHdHcHH

dDcCbBaA

−−+=Δ

Δ+Δ=Δ

∂Δ=Δ∂

Δ=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

∂Δ∂

−−+=Δ

+=+

−

−

−−

−−

−

∫

∫∫

:

298298

298298

(4.32)

PROPIEDADES DE LOS FLUIDOS DE TRABAJO [1]

El estudio del funcionamiento de los motores mediante el análisis de los procesos que ocurren a su interior ha tenido una larga y productiva historia. Las primeras aproximaciones consistieron en simular el proceso real mediante ciclos ideales a volumen constante y a presión constante. Con el desarrollo de los computadores, los procesos de simulación se han vuelto más sofisticados y precisos. Todas esas simulaciones (desde la más simple hasta la más compleja) requieren modelos para la composición y las propiedades de los fluidos de trabajo del motor, así como modelos para los procesos individuales – admisión, compresión, combustión, expansión y escape.

En la Tabla 4.4 se resumen los fluidos de trabajo según los procesos y el tipo de motor.


79

Tabla 4.4 Fluidos de trabajo según proceso y tipo de motor [1]

Proceso MEP MEC

Admisión Aire, combustible (líquido y vapor), gases recirculados (en algunos casos)

y gases residuales

Aire, gases recirculados (en algunos casos para controlar los NOx) y gases

residuales

Compresión Aire, combustible (vapor), gases recirculados (en algunos casos) y

gases residuales

Aire, gases recirculados (en algunos casos para controlar los NOx) y gases

residuales

Expansión Productos de combustión (mezclas de N2, H2O, CO2, CO, H2, O2, NO, OH,

O, H. . .)

Productos de combustión (mezclas de N2, H2O, CO2, CO, H2, O2, NO, OH,

O, H. . .)

Escape Productos de combustión

(principalmente N2, H2O, CO2 y O2 si FR < 1 ó CO y H2 si FR > 1)

Productos de combustión (principalmente N2, H2O, CO2 y O2)

Durante la admisión y la compresión es adecuado asumir que la composición no varía. Los

productos o mezcla de gases quemados durante la combustión y gran parte de la expansión, están muy cercanos al equilibrio termodinámico. A medida que estos productos se enfrían ocurre una recombinación que no es lo suficientemente rápida para mantener la mezcla reactiva en equilibrio, es decir la composición del gas se aleja del equilibrio. Durante la carrera de escape se puede asumir que la composición no varía debido a que las reacciones ocurren demasiado lento.

Los modelos empleados para predecir las propiedades termodinámicas de los gases quemados y sin quemar se pueden agrupar en cinco categorías listadas en la Tabla 4.5. Tabla 4.5 Modelos para el cálculo de las propiedades termodinámicas [1]

Mezcla sin quemar Mezcla quemada 1. Un solo gas ideal para todo el ciclo con Cv y Cp constantes 2. Gas ideal; Cv,u constante Gas ideal; Cv,b constante 3. Mezcla de gases ideales, Cv,i (T) Mezcla de gases ideales, Cv,i (T) 4. Mezcla de gases ideales, Cv,i (T) Aproximación al equilibrio químico

5. Mezcla de gases ideales, Cv,i (T) Mezcla de gases ideales que reaccionan en equilibrio químico

Nota: El subíndice i indica la especie i en la mezcla de gases, u indica mezcla sin quemar y b indica mezcla quemada.


80

La primera categoría únicamente se usa con propósitos ilustrativos debido a que los calores específicos para la mezcla quemada y sin quemar son muy diferentes. La segunda categoría es una aproximación analítica simple de poca precisión debido a que los calores específicos varían fuertemente con la temperatura.

Los valores de las propiedades termodinámicas de las mezclas quemadas y sin quemar relevantes para los cálculos en motores se pueden obtener de cartas, tablas y relaciones algebraicas obtenidas mediante regresiones de datos tabulados.

CÁLCULO DE LAS PROPIEDADES

Las cartas termodinámicas son un método de presentar las propiedades termodinámicas de mezclas de gases quemadas y sin quemar para cálculos en MCIA. Existen dos grupos de cartas de uso común: las desarrolladas por Hottel y otros [5] y las desarrolladas por Newhall y Starkman [6]. Ambas utilizan unidades del sistema Británico. Las cartas de propiedades termodinámicas se usan poco actualmente; ya que están siendo reemplazadas por modelos de computador para el cálculo de las propiedades de los fluidos de trabajo en motores. Sin embargo, éstas son útiles para propósitos ilustrativos y representan un método fácil y preciso cuando se requiere un número limitado de cálculos.

Cuando se quieren realizar cálculos bastante precisos para determinar la composición y las propiedades de los gases sin quemar durante todo el ciclo de operación del motor se pueden emplear rutinas para computador. Ésta varían considerablemente en rango de aplicación y en precisión. Los modelos más completos se basan en ajustes polinomiales de curvas de datos termodinámicos para cada especie en la mezcla con las siguientes hipótesis: (1) la mezcla sin quemar no varía de composición y (2) que la mezcla quemada está en equilibrio químico. En éste texto usaremos las tablas de datos termodinámicos de JANAF.

Para cada especie i en su estado estándar y a la temperatura T (K) se cumple:

45

34

2321

,~

TaTaTaTaaRc

iiiiiu

ip ++++= (4.33)

La entalpía en estado standard de la especie i está dada por:

Ta

Ta

Ta

Ta

Ta

aTR

h iiiiii

u

i 645342321 5432

~+++++= (4.34)


81

La entropía en el estado standard de la especie i a temperatura T(K) y presión de 1atm, de las ecuaciones (4.13) y (4.14), es:

7453423

21 432ln

~i

iiiii

u

i aTa

Ta

Ta

TaTaRs

+++++= (4.35)

Los valores de los coeficientes aij para CO2, H2O, CO, H2, O2, N2, OH, NO, O y H del

programa de la NASA se dan en la Tabla 4.6. Se tienen en dicha tabla dos rangos de temperaturas. El rango de 300 a 1000 K es apropiados para el cálculo de las propiedades de las mezclas sin quemar. El rango de 1000 a 5000 K es apropiado para el cálculo de las propiedades de la mezcla quemada.

MEZCLAS SIN QUEMAR

Se han ajustado funciones polinómicas para varios combustibles (en estado gaseoso), una de ellas responde a la siguiente ecuación:

253

42

321,~

t

AtAtAtAAc f

fffffp ++++= (4.36)

865

4

4

3

3

2

21 432~

fff

fffff AAt

AtAtAtAAh ++−+++= (4.37)

donde t = T(K)/1000. Af6 es la constante para el dato de cero entalpía para C, H2, O2 y N2 a 298.15 K. Para un dato de 0 K, Af8 se suma a Af6. Para hidrocarburos puros, los coeficientes Afi se encontraron ajustando las ecuaciones (4.36) y (4.37) a los datos de Rossini y otros [1]. Los valores para los combustibles puros importantes se dan en la Tabla 4.7. Las unidades para

fpc ,~ son cal/gmol-K, y para fh~ son kcal/gmol.

Así pues, se pueden ahora obtener las propiedades termodinámicas de la mezcla no quemada conociendo: las moles de cada especie por mol de O2 y ni, determinada de la Tabla 4.8; la masa de mezcla por mol de O2 y mR-P, determinada de la Tabla 4.9 y, empleando las ecuaciones (4.38 a 4.40).

Capítulo 4. Termoquímica de las mezclas aire – combustible y propiedades de los fluidos de trabajo Tabla 4.6 Coeficientes para las propiedades termodinámicas de las especies. Fuente Heywood [1]

Especie Rango de T (K) ai1 ai2 ai3 ai4 ai5 ai6 ai7

CO2 1000-5000 0,44608(+1) 0,30982(-2) -0,12393(-5) 0,22741(-9) -0,15526(-13) -0,48961(+5) -0,98636(0)

300-100 0,24008(+1) 0,87351(-2) -0,66071(-5) 0,20022(-8) 0,63274(-15) -0,48378(+5) 0,96951(+1)

H2O 1000-5000 0,27168(+1) 0,29451(-2) -0,80224(-6) 0,10227(-9) -0,48472(-14) -0,29906(+5) 0,66306(+1)

300-1000 0,40701(+1) -0,11084(-2) 0,41521(-5) -0,29637(-8) 0,80702(-12) -0,30280(+5) -0,32270(0)

CO 1000-5000 0,29841(+1) 0,14891(-2) -0,57900(-6) 0,10365(-9) -0,69364(-14) -0,14245(+5) 0,63479(+1)

300-1000 0,37101(+1) -0,16191(-2) 0,36924(-5) -0,20320(-8) 0,23953(-12) -0,14356(+5) 0,29555(+1)

H2

1000-5000 0,31002(+1) 0,51119(-3) 0,52644(-7) -0,34910(-10) 0,36945(-14) -0,87738(+3) -0,19629(+1)

300-1000 0,30574(+1) 0,26765(-2) -0,58099(-5) 0,55210(-8) -0,18123(-11) -0,98890(+3) -0,22997(+1)

O2

1000-5000 0,36220(+1) 0,73618(-3) -0,19652(-6) 0,36202(-10) -0,28946(-14) -0,12020(+4) 0,36151(+1)

300-1000 0,36256(+1) -0,18782(-2) 0,70555(-5) -0,67635(-8) 0,21556(-11) -0,10475(+4) 0,43053(+1)

N2

1000-5000 0,28963(+1) 0,15155(-2) -0,57235(-6) 0,99807(-10) -0,65224(-14) -0,90586(+3) 0,61615(+1)

300-1000 0,36748(+1) -0,12082(-2) 0,23240(-5) -0,63218(-9) -0,22577(-12) -0,10612(+4) 0,23580(+1)

OH 1000-5000 0,29106(+1) 0,95932(-3) -0,19442(-6) 0,13757(-10) 0,14225(-15) 0,39354(+4) 0,54423(+1)

NO 1000-5000 0,31890(+1) 0,13382(-2) -0,52899(-6) 0,95919(-10) -0,64848(-14) 0,98283(+4) 0,67458(+1)

O 1000-5000 0,25421(+1) -0,27551(-4) -0,31028(-8) 0,45511(-11) -0,43681(-15) 0,29231(+5) 0,49203(+1)

H 1000-5000 0,25(+1) 0,0 0,0 0,0 0,0 0,25472(+5) -0,46012(0)

Nota: Los valores entre paréntesis representan la potencia de diez a la que se debe elevar el valor


83

Tabla 4.7 Coeficientes de los polinomios (ecuaciones (4.36) y (4.37)) para la entalpía del combustible y el calor específico [1] Combustible

Fórmula M (A/F)est (F/A)est Af1 Af2 Af3 Af4 Af5 Af6 Af8

Metano CH4 16,04 17,23 0,0580 -0,29149 26,327 -10,610 1,5656 0,16573 -18,331 4,3000

Propano C3H8 44,10 15,67 0,0638 -1,4867 74,339 -39,065 8,0543 0,01219 -27,313 8,852

Hexano C6H14 86,18 15,24 0,0656 -20,777 210,48 -164,125 52,832 0,56635 -39,836 15,611

Iso-octano C8H18 114,2 15,14 0,0661 -0,55313 181,62 -97,787 20,402 -0,03095 -60,751 20,232

Metanol CH3OH 32,04 6,47 0,1546 -2,7059 44,168 -27,501 7,2193 0,20299 -48,288 5,3375

Etanol C2H5OH 46,07 9,00 0,1111 6,990 39,741 -11,926 0 0 -60,214 7,6135

Gasolina C8,26H15,5 114,8 14,64 0,0683 -24,078 256,63 -201,68 64,750 0,5808 -27,562 17,792

C7,76H13,1 106,4 14,37 0,0696 -22,501 227,99 -177,26 56,048 0,4845 -17,578 15,235

ACPM C10,8H18,7 148,6 14,4 0,0694 -9,1063 246,97 -143,74 32,329 0,0518 -50,128 23,514

Nota:

Las unidades de fiA al igual que las de fh~ están en kcal/gmol y las de fpC ,~

están en cal/gmol-K con t = T(K)/1000

6fA da el dato de la entalpía a 298,15K; ( )86 ff AA + da el dato de la entalpía a 0 K.


84

∑−

=i

ipiPR

up cnm

c ,,~1

(4.38)

∑−

=i

iiPR

u hnm

h ~1 (4.39)

⎪⎭

⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪⎨⎧

−⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−= ∑

−pRn

nn

Rsnm

s uuu

iu

oii

PRu lnln~1

(4.40)

donde p se da en atmósferas.

Las Figuras 4.2 y 4.3, obtenidas con las relaciones anteriores, muestran como Cp,u y

( )uvupu cc ,,=γ varían con la temperatura, el dosado relativo (FR), y la fracción de gases

quemados (xb), para una mezcla gasolina – aire. Tabla 4.8 Composición de la mezcla sin quemar [1]

Especie ni, moles / mol O2 reactivo

1≤RF 1>RF

Combustible ( )( ) fRb MFx /2114 ε+−

O2 Rb Fx−1 bx−1

N2 ψ ψ

CO2 Rb Fx ε ( )cFx Rb −ε

H2O ( ) Rb Fx ε−12 ( )[ ]cFx Rb +−ε12

CO 0 cxb

H2 0 ( )[ ]cFx Rb −−12

Sum un un


85

Tabla 4.9 Factores para relacionar las propiedades en bases molar y másica [1]

Cantidad por mol de O2 en la mezcla

Ecuación general Ecuación para la mezcla Iso-octano (C8H18 ) – aire

Moles de mezcla quemada nb ( )( ) ,2

,11ψεψε

+−=++−=

Rb

Rb

FnFn

773.336.11773.436.01

+=→>+=→≤

RbR

RbR

FnFFnF

Moles de mezcla sin quemar nu ( )⎩⎨⎧

−++=→>++=→≤

128.1773.408.0128.0773.408.01

RbRuR

RbRuR

FxFnFFxFnF

Masa de la mezcla (quemada o sin quemar)

( )ψ

ε16.28

21432+

++=− RPR Fm RF12.92.138 +

Masa de aire ψ16.2832+ 138.2

Donde nb es el número de moles de mezcla quemada y:

nb por mol de O2 que reacciona se obtiene:

Para 1≤RF :

( ) ψε ++−= 11 Rb Fn

Para FR > 1:

( ) ψε +−= Rb Fn 2

xb es la fracción de gases quemados y se obtiene según:

RCA

rb m

mx =

La masa de gases residuales del ciclo anterior mr tiene valores típicos para un MEP de 20% respecto a la masa atrapada en el cilindro cuando están cerradas las válvulas de admisión y escape mRCA a carga parcial y cerca de un 7% a plena carga. En los MEC ésta disminuye sustancialmente (cerca al 3%) debido a las elevadas relaciones de compresión, y en MEC de aspiración natural es prácticamente constante porque no hay mariposa en la admisión.

Siguiendo con los términos de las Tablas 4.8 y 4.9 tenemos:

y+=

44ε

Donde: y es la relación molar H/C para el combustible ψ es la relación molar N/O que para el aire es 3,773

Finalmente el número de moles de la mezcla sin quemar:

( ) ( )bb

f

Rbu nx

MFxn +

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡++

−−= ψε 12141


86

Mf es el peso molecular del combustible.

Figura 4.2 Cp,u en función de T, FR y xb calculado [1]

Figura 4.3 γu en función de T, FR y xb calculado [1]


87

MEZCLAS QUEMADAS

La aproximación más precisa para el cálculo de las propiedades y composición de la mezcla quemada consiste usar un programa de equilibrio termodinámico a temperaturas por encima de los 1700 K y considerar que la composición de la mezcla no varía por debajo de 1700 K. Las propiedades de cada especie a altas y bajas temperaturas se dan mediante funciones polinómicas como las ecuaciones (4.33) a (4.35) y sus coeficientes en la Tabla 4.6.

El método más empleado consiste en calcular las propiedades y/o composición de los productos suponiendo que no existe disociación y luego emplear métodos iterativos o correcciones que permitan tener en cuenta los efectos de la disociación.

Olikara y Borman [7], han desarrollado un programa de computador para calcular las propiedades de equilibrio de los productos de combustión. Éste ha sido diseñado específicamente para el uso en aplicaciones de los MCIA. Se especifican en éste la composición del combustible (CnHmOlNk), el dosado relativo, y la presión y temperatura de los productos. Las especies incluidas en la mezcla de productos son: CO2, H2O, CO, H2, O2, N2, Ar, NO, OH, O, H y N. Las ecuaciones de balance de los elementos y las constantes de equilibrio para siete reacciones no redundantes dan como resultado un total de 11 ecuaciones requeridas para solucionar la concentración de estas especies. Las constantes de equilibrio son curvas ajustadas a partir de los datos de las tablas de JANAF. La estimación inicial de las fracciones molares para comenzar el proceso iterativo es la composición sin disociar. Una vez se determina la composición de la mezcla, se calculan las propiedades termodinámicas y sus derivadas con respecto a la temperatura, presión y dosado relativo. Se ha encontrado que este conjunto limitado de especies es lo suficientemente preciso para el cálculo de los gases quemados de motores, y es mucho más rápido que el extenso programa de equilibrio de la NASA.

Se han desarrollado numerosas técnicas para estimar las propiedades termodinámicas de los gases quemados a altas temperaturas en aplicaciones de motores. Una aproximación comúnmente usada es la desarrollada por Krieger y Borman [8]. La energía interna y la constante de los gases de los productos de combustión sin disociar aparecen como polinomios en función de la temperatura del gas. El segundo paso consistió en limitar el rango de T y p a valores encontrados en MCI. A continuación las desviaciones entre los datos de las propiedades de equilibrio termodinámico publicados por Newhall y Starkman y los valores sin disociar

calculados, se ajustaron mediante una función exponencial de T, p y FR. Para 1≤RF , resulta un

solo conjunto de ecuaciones. Para 1≥RF , se desarrollaron varios conjuntos de ecuaciones, cada

uno aplicado a un valor específico del dosado relativo (ver la referencia [8]). En general, el


88

ajuste para la energía interna está en el rango de 2 1/2 % por encima de la presión y temperatura de interés, y el error en gran parte del rango es menor al 1%. Para muchas aplicaciones, las ecuaciones sin disociar para las propiedades termodinámicas son lo suficientemente precisas. Ejercicio 4.1 Un motor diesel de inyección directa turboalimentado, de cuatro tiempos con seis cilindros en línea, tiene un diámetro de cilindro de 112 mm y una carrera de 130 mm, y se ha ensayado en banco de prueba bajo condiciones de funcionamiento estacionarias (ver mediciones en tabla anexa). Las condiciones ambientales de la celda de ensayos son presión 852 mbar y temperatura 20 ºC. El combustible que se ha utilizado es un ACPM cuya fórmula química es C10.8H18.7, con una densidad de 0,82 kg/dm3. Suponiendo que todo el combustible se quema estequiométricamente, se pide: 1. Dosado estequiométrico 2. Poder calorífico másico inferior en [kJ/kgcombustible] 3. Gasto másico de combustible en [g/s] 4. Masa de combustible inyectada en [g/(ciclo*cilindro)] 5. Gasto másico de aire en [kg/s] 6. Exceso o defecto de aire en [%] 7. Potencia efectiva del motor en [kW] 8. Presión media efectiva del motor en [bar] 9. Consumo específico de combustible en [g/kW-h] 10. Rendimiento efectivo del motor Datos:

MAGNITUD UNIDAD MEDICIÓN Régimen de giro del motor min-1 2000 Fuerza en el freno N 700 Tiempo consumo 1 litro (1dm3) de combustible s 93,28 Flujo volumétrico de aire m3/min 12 Brazo del freno electromagnético mm 955

ENTALPÍAS DE FORMACIÓN[Δhf en MJ/kmol] N2 y O2 0 CO2 -393,52 H2Ogas -241,83 H2Oliq -285,84 C10.8H18.7 -104,55


89

Solución ( ) 222227.188.10 4,4635,98.10773,3475,15 NOHCONOHC ++→++

1) Dosado estequiométrico

0693,0962,28*773,4*475,157,18*18,10*12

=+

==aire

ambstq m

mf ♦

2) Poder calorífico másico inferior a presión constante

combR kmol

MJH 55,104−=

( ) ( )comb

p kmolMJH 12,651183,241*35,952,393*8,10 −=−+−=

( )MJ

kJkg

kmolkmol

MJHH comb

combc 1

1000*3,148

1*12,651155,104 +−=Δ−=

combc kg

kJH 43200= ♦

3) Gasto másico de combustible

sg

kgg

dmkg

segdmm f 79,8

11000*82,0*

28,931

3

3

==& ♦

4) Masa de combustible inyectada por ciclo y por cilindro

ciccilindkg

cilinds

minminrev

gkg

cicrev

sg

Znim

m ff ⋅

×==⋅

⋅= −51079,8

.6*60

1*2000

10001*2*79,8

& ♦

5) Gasto másico de aire

( )( ) s

kgm

smin

minm

mkg

TT

ppVm

a

m

st

st

mstaaa

2136,060

12,126012*

202736,15273*

1013850*293,1

601*12***

3

3'

=⇒=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛++

=

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=⋅=

&

&& ρρ ♦

6) Exceso de aire

041,06,213

79,8===

a

freal m

mF

&

&


90

59,00693,0041,0

===stq

realR F

FF

%6969,159,011 ⇒=== −

RFλ ♦

7) Potencia efectiva nMN ee ⋅=

mNmNbFM e ⋅==⋅= 5,668955,0*700

kWN

kNs

minrevrad

minrevmNNe 140

10001*

601*

12*2000*5,668 =⋅=π ♦

8) Presión media efectiva ( )

( ) [ ]barkPadmV

mNMipmed

e 9,101093.23 =

⋅⋅=

π ♦

donde 32 685,7**4

dmZSDV pd ==π

9) Consumo específico de combustible

hkWg

kWhsegsg

Nm

gefe

f

⋅=== 226

140*1*3600*79,8&

♦

10) Rendimiento efectivo

368,043200*1*1**1*226

*1000*3600*1*1=

⋅=

⋅=

kJkghsegkWgkggskJhkW

Hgef ceη ♦

Ejercicio 4.2 Un MEP de cuatro tiempos y 2000 cm3 de cilindrada funciona con etanol, realizándose la combustión de forma estequiométrica. En las condiciones nominales de funcionamiento a 4300 rpm, la masa de aire aspirado es de 60 g/s siendo la presión y temperatura ambiente 0,9 bar y 3C, respectivamente. Se supone que el nitrógeno del aire no reacciona en la combustión y que la composición del aire es de 79% nitrógeno y 21% oxígeno (en volumen). Se pide: 1. Rendimiento volumétrico 2. Dosado de funcionamiento 3. Potencia efectiva nominal del motor 4. Par motor


91

Datos: Poder calorífico del etanol 26600 kJ/kg. Masa atómicas: Oxígeno 16, Nitrógeno 14, Hidrógeno 1, Carbono 12. Rendimiento indicado 44%. Rendimiento mecánico 89%. Densidad del aire a 25 ºC y 1013 mbar , 1,18 kg/m3. Solución 1) Rendimiento volumétrico

oo

o

o

oo

o

oo mpTTpm

pT

TVpV

TVp

TVp

ρρ⋅=→⋅=→=

1

1

11

11

1

11

311

11 13,1

013,1*2769,0*298*18,1

mkg

TppT

o

oo =⇒== ρρρ

74,0/*/

/

13,1*21*

604300*102000

06,0

21

06,033

6=

×=

⋅⋅==

− mkgsmskg

nVmm

TT

av

ρη

&

& ♦

2) Dosado de funcionamiento ( )( ) 2222262

222262

28,113276,3376,3

NOHCONOOHCOHCONOOHC

++→+++→++

Proporciones estequiométricas

95,846

84,411

/84,411/46

===

→

a

fstq

airecvomb

mm

F

molgmolg

&

& ♦

3) Potencia efectiva

eecaecf kgkJ

skgHmFHmPe ηηη ⋅⋅⋅=⋅⋅⋅=⋅⋅= 2660006,0

95,81

&&

donde: 3916,089,044,0 =⋅=⋅= mie ηηη

kWNe 703916,026600066,095,81

≈⋅⋅⋅= ♦

4) Par efectivo

( ) mNsWnNM e ⋅=⋅== 155

602

70000

πω ♦

Ejercicio 4.3 De un motor diesel turboalimentado de inyección directa, con seis cilindros en línea y 7,685 litros de cilindrada, se tienen los siguientes datos de funcionamiento:


92

35,0

0424618,0

65,100165,0

2004

=⋅

=

⋅=

⋅=

=

R

f

a

Fcilciclo

gm

cilciclog

cilciclokgm

rpmn

Encontrar la composición de los gases quemados cuando su temperatura es inferior a 1700K. Solución Suponiendo que la composición química del ACPM corresponde a C10.8H18.7 (de Tabla 4.7), tenemos:

6979,0

7315,18,107,18:

44

=⇒

===

+=

ε

ε

CHydonde

y

Además, 2

2773,3OdemolesNdemoles⋅⋅⋅⋅

=ψ

De la Tabla 4.8 se tiene:

Especie 1≤RF realOmolespeciemol

⋅⋅⋅

2..

CO2 ( )( )35,06979,0 0,24426

H2O ( )( )35,06979,012 − 0,21147

O2 1 – 0,35 0,65 N2 3,773 3,773

∑ = bnmoles ( ) 773,3135,06979,01 ++− 4,878735

1. Calculamos las moles de O2 reactantes:

cilcicloairegma ⋅⋅

= 65,1

Aplicando la ley de Amagat: %Volumen = %masa:

mol. O2 reactantereactanteOdemolesairedegr

reactanteOdemolreactanteOgrcilindrocicloaireg

⋅⋅⋅×⋅⋅⋅⋅⋅×⋅⋅

⋅⋅⋅

=2

22

321121,065,1


93

cilcicloreactanteOmolesreactanteOmoles⋅⋅⋅

=⋅⋅ 22 010828,0

2. Ahora podemos conocer el número de moles de cada especie en el cilindro (quemados) multiplicando el resultado anterior por la tercera columna de la tabla anterior:

Especie 1≤RF iη moles de la especie

CO2 ( )( )010828,024426,0 0,002645

H2O ( )( )010828,021147,0 0,0022898

O2 ( )( )010828,065,0 0,0070382

N2 ( )( )10828,0773,3 0,040854

∑ = bnmoles ( )( )10828,0878735,4 0,0528269

3. Obtenemos ahora la fracción de moles de la especie con respecto a las moles totales: ♦ Especie 1≤RF Fracción (%)

CO2 0,002645 / 0,052827 5 H2O 0,0022898 / 0,05827 4,33 O2 0,0070382 / 0,052827 13,32 N2 0,040854 / 0,052827 77,35

4. En el momento de cerrarse la válvula de admisión, no todo es aire puro, se considera que

alrededor de un 4% en masa del contenido del cilindro son gases que quedaron de la combustión. Por lo tanto, para este caso, la fracción de residuos (Xres) es:

cilciclog

cilciclogmX res

ares ⋅=⋅

⋅=⋅= 066,004,065,1%4

5. Obtengamos la masa de la mezcla de gases de combustión:

( )

mezclaRP

RP

mezclaRRP

gmm

reactanteOdemolg

Fm

530813,1010828,037542,141

.37542,1411,2821432

2

=×=

⋅⋅⋅=+++= ψε

También se puede calcular de la siguiente manera:

mezclaRP

RP

NNOOOHOHCOCORP

gmm

MnMnMnMnm

526731,128040854,0320070382,0180022898,044002645,0

22222222

=×+×+×+×=

⋅+⋅+⋅+⋅=

6. Peso molecular de la mezcla de quemados:


94

mezcla

mezcla

RP

RPRP moles

gnmM 9,28

0528,053,1

===

Para 1≤RF y T < 1700 ºK AireRP MM ≅ ♦

7. Suponiendo que la fracción de residuales Xr conserva la misma composición que los porcentajes quemados, es decir:

5% de CO2 ; 4,33% de H2O , 13,32% de O2 ; 77,35% de N2 entonces: Especie 1≤RF gespecie / ciclo . cil

CO2 0,066 · 0,05 0,0033 H2O 0,066 · 0,0433 0,002857 O2 0,066 · 0,1332 0,00879 N2 0,066 · 0,7735 0,05105

8. Calculemos el número de moles de cada especie Especie mi Mi

i

ii M

m=η

CO2 0,0033 44 0,000075 H2O 0,002857 18 1,5872 x 10 -4

O2 0,00879 32 2,7468 x 10 -4

N2 0,05105 28 1,8232 x 10 -3

REFERENCIAS

[1] Heywood, J.B. (1988), “Internal Combustion Engine Fundamentals”. McGraw Hill, New York. [2] Spalding, D. Brian. (1979), “Combustión y transferencia de masa”. CECSA, Mexico. [3] Glassman I. (1977), “Combustion”. Academic Press, New York [4] Mölenkamp, H. (1976), “Zur Genarigkeit Der Brenngezetzrechnung eines Dieselmotors mit Nichtunterteiltem Brennraum” (“Sobre la exactitud del cálculo de la ley de combustión de un motor de diesel con cámara de combustión no dividida”), MTZ Vol. 37 7/8 [5] Hottel, H.C., Williams, G.C., and Satterfield, C.N. (1949), “Thermodinamic charts for combustion processes”, John Wiley [6] Newhall, H.K., and Starkman, E.S. (1964), “Thermodinamic properties of octane and air for engine performance calculations” in Digital calculations of engine cycles, Progress in technology, vol. TP-7, pp. 38-48, SAE. [7] Olikara, C and Borman, G. L. (1975), “A Computer Program for Calculating Propperties of Equilibrium Combustion Products with some applications to IC Engines”. SAE paper No. 750468 [8] Krieger, R. B., and Borman, G. L. (1966), “The Computation of Apparent Heat Release for Internal Combustion Engines” in Proc. Diesel Gas Power, ASME paper 66-WA/DGP-4.

CAPÍTULO 5

CICLOS DE TRABAJO TEÓRICOS Y REALES

CICLOS TEÓRICOS [1]

Es usual iniciar el estudio de estos ciclos haciendo el mayor número de simplificaciones posibles, dejando por fuera todas las irregularidades del ciclo real. Esto nos permite determinar el comportamiento de una gran cantidad de variables presentes en el funcionamiento del motor real de un modo cualitativo y simple. Lógicamente, éste método no nos permitirá obtener resultados numéricos válidos, pero sí nos muestra las tendencias de los comportamientos de las variables, de una manera muy definida dentro del complicado panorama del funcionamiento real. Las simplificaciones más significativas son: 1. Suponer todos los procesos reversibles. 2. Reemplazar el proceso de combustión por uno de aportación de calor reversible. 3. Regreso a las condiciones iniciales, después de la expansión, mediante un proceso reversible

de enfriamiento. 4. Suponer un fluido ideal realizando el ciclo. Es decir, que permanezca su composición

química estable, que su calor específico permanece constante durante el proceso. Para nuestro caso se supone que el proceso se realiza con aire ideal, por ser el elemento más común entre los constituyentes del fluido de trabajo empleado.

Un ciclo como el anterior se conoce con el nombre de “Ciclo de Aire ideal”; y según los

procesos del ciclo, se habla entonces, del ciclo ideal de aire OTTO, ciclo ideal de aire DIESEL, y otros como el de Lenoir, Brayton y Atkinson. El análisis detallado de estos ciclos ideales, nos indicará cómo es el comportamiento entre el rendimiento del ciclo dependiendo de características como la relación de compresión y de expansión, además, la forma como varía el rendimiento con la cantidad de calor aportado, o si permanece constante en este caso, según el ciclo, y también su relación con el método empleado para la aportación y rechazo de calor, etc.

Esta aproximación no permite cuantificar de manera precisa las variables del ciclo, debido a que en la realidad ocurren una serie de transformaciones físicas y químicas en el fluido de trabajo cuya actuación conjunta es difícil de determinarse mediante métodos analíticos meramente. No

Capítulo 5. Ciclos de trabajo teóricos y reales

96

obstante es posible acercar el análisis en grado considerable a la situación real mediante cálculos más refinados. Esto implicaría tener en consideración elementos como:

1. La variación de los calores específicos con la temperatura en cada proceso 2. La variación en la composición del o de los fluidos durante la combustión (equilibrio químico

y disociación, etc.) 3. El hecho de que las mezclas pobres (con exceso de aire) son más eficientes, y las ricas

(defecto de aire) son las que proporcionan la máxima potencia. 4. Tener en cuenta la velocidad a la que se realizan los proceso, lo que implica en cierta medida

considerar algunas irreversibilidades. 5. Considerar las pérdidas de calor por conducción, convección y radiación según el momento

del ciclo. 6. Además, el diferenciar si el combustible está presente al iniciar el ciclo o si solo aparece

después de iniciado el proceso, etc.

En la aplicación de este método juegan un papel importante las ecuaciones empíricas ajustadas a partir datos hallados experimentalmente. Los resultados obtenidos con el análisis ideal, comparados con los que arrojan este tipo de cálculos, muestran diferencias muy apreciables. El cálculo termodinámico mediante el estudio de los ciclos teóricas de aire, basan su importancia en que permiten determinar los valores máximos teóricos que se podrían alcanzar para las variables de funcionamiento más importantes del motor. Jamás se podrán lograr, pero fijan igualmente hasta qué punto resulta fructífero intentar refinar el funcionamiento de un motor en banco de ensayos.

Al estudiar los ciclos más comunes, para máquinas de combustión interna, o ciclos para la transformación de calor en trabajo mecánico, se observa lo siguiente: 1. El proceso de aportación de calor al fluido se hace solo de tres maneras:

• Aportación de calor isomética (a volumen constante) • Aportación de calor isobárica (a presión constante) • Aportación de calor parte a volumen constante y el resto a presión constante.

2. El proceso de expansión, que siempre es adiabático y reversible, (isentrópico) presenta las siguientes características:

• Iniciación: al finalizar la aportación de calor • Terminación: Existen dos puntos finales útiles:


97

• Expandir el fluido hasta el volumen inicial • Expandir el fluido hasta la presión inicial

3. La compresión siempre es adiabática; su inicio y terminación coinciden respectivamente con la finalización del enfriamiento y la iniciación de la aportación de calor. Lo inverso se cumple para el proceso de expansión.

4. El enfriamiento, realizado desde el final de la expansión hasta la iniciación de la compresión, se realiza de alguna de las siguientes maneras:

• Enfriamiento a volumen constante e igual al inicial • Enfriamiento a presión constante e igual a la inicial.

Combinando todos estos posibles procesos podemos clasificar los ciclos en dos categorías:

Ciclos con aportación de calor a volumen constante

Sin compresión previa del fluido de trabajo: Necesariamente la expansión ha de ser hasta la presión inicial y el enfriamiento será a presión constante - ciclo LENOIR (Figura 5.1). Con compresión del fluido de trabajo: la expansión hasta el volumen inicial con enfriamiento, y aportación de calor necesariamente a volumen constante – ciclo OTTO (Figura 5.2).

El mismo anterior, pero con la expansión hasta la presión inicial, y por lo tanto con enfriamiento a presión constante - ciclo ATKINSON.

Para igualdad de condiciones, el rendimiento térmico de menor a mayor, para los ciclos mencionados coincide con el orden en que se presentan.

Ciclos con aportación de calor a presión constante

Con compresión previa del fluido de trabajo: aportación de calor a presión constante, la expansión hasta el volumen inicial y el enfriamiento a volumen constante - ciclo DIESEL (Figura 5.3).

El anterior pero con la expansión hasta la presión inicial y enfriamiento isobárico- ciclo BRAYTON (Figura 5.4).

Para igualdad de condiciones, el rendimiento térmico de menor a mayor también está en el mismo orden en el que se presentan.

Existe una combinación entre los dos ciclos anteriores que consiste en que la aportación de calor se hace parte a volumen constante y parte a presión constante. Generalmente a éste se le llama ciclo Diesel de presión limitada (Figura 5.5).


98

Para comparar el rendimiento de los ciclos (Figura 5.6) se puede seguir un orden similar a los expuestos anteriormente, teniendo en cuenta que:

• El proceso de aportación de calor a volumen constante, al permitir una mayor expansión es más eficiente que el isobárico en términos generales.

• El enfriamiento a presión constante también es más eficiente que el isométrico, pues permite igualmente una mayor expansión.

• El ciclo que permita una mayor compresión también será más eficiente, pues también aumenta la expansión.

Figura 5.1 Ciclo teórico de Lenoir [1]

Figura 5.2 Ciclo teórico Otto [2]


99

Figura 5.3 Ciclo teórico Diesel [2]

Figura 5.4 Ciclo teórico de Brayton [1]

Figura 5.5 Ciclo teórico de presión limitada [2]


100

Figura 5.6 Comparación del rendimiento de los diferentes ciclos [2]

RELACIONES TERMODINÁMICAS PARA LOS DIFERENTES PROCESOS EN MOTORES

Todos los parámetros importantes de funcionamiento de los motores que se pueden determinar con análisis de su ciclo termodinámico son:

El rendimiento indicado if ,η :

inf,

,,

cf

icif Hm

W=η (5.1)

(el cual, desde que el rendimiento de la combustión sea 1, equivale al rendimiento térmico

indicado de conversión de combustible it ,η )

La presión media indicada (pmi):

d

ifCf

d

ic

VHm

VW

pmi ,, infη

== (5.2)

Wc,i, el trabajo indicado por ciclo, es la suma de los trabajos de las carreras de compresión y expansión:

ECic WWW +=, (5.3)


101

Relaciones para calcular ciclos de trabajo ideales

Usando la notación de las Figura 5.2, 5.3 y 5.5 para definir los puntos finales de cada proceso del motor, se obtienen las siguientes relaciones aplicando la primera y segunda leyes de la termodinámica al contenido del cilindro

Carrera de compresión:

crvv

=2

1 (5.4)

Mientras el proceso sea adiabático y reversible: s2 = s1 (5.5)

El trabajo de compresión es: ( )2121 uumUUWC −=−= (5.6)

Proceso de combustión: Para el ciclo a volumen constante:

23 vv = 023 =− uu (5.7a, b)

Para el ciclo a presión constante:

23 pp = 023 =− hh (5.7c, d)

Para el ciclo a presión limitada:

23 vv a = ab pp 33 = (5.7e, f)

y 023 =− uu a 033 =− ab hh (5.7g, h)

Carrera de expansión: Para el ciclo a volumen constante:

crvv

=3

4 34 ss = (5.8a, b)

y el trabajo de expansión es: ( )4343 uumUUWE −=−= (5.9)

Para el ciclo a presión constante:

23 pp = crvv

=2

4 34 ss = (5.10a, b, c)


102

y el trabajo de expansión es: ( )

( ) ( )[ ]( )[ ]224443

23243

23243

vpvphhmvvpuumVVpUUWE

−+−=−+−=−+−=

(5.11)

Para el ciclo a presión limitada:

ca rvv =34 ab pp 33 = bss 34 = (5.12a, b, c)

y el trabajo de expansión es: ( )

( ) ( )[ ]( )[ ]ab

abb

abbE

vpvphhmvvpuumVVpUUW

334443

33343

33243

−+−=−+−=−+−=

(5.13)

El rendimiento indicado se obtiene mediante la sustitución en las ecuaciones (5.3) y (5.1): Para el ciclo a volumen constante:

( ) ( )[ ]inf

1243,

Cfif Hm

uuuum −−−=η (5.14)

Para el ciclo a presión constante: ( ) ( )[ ]

inf

22441243,

Cfif Hm

vpvpuuhhm −+−−−=η (5.15)

Para el ciclo a presión limitada: ( ) ( )[ ]

inf

33441243,

Cf

abif Hm

vpvpuuhhm −+−−−=η (5.16)

El estado de la mezcla en el punto 1 del ciclo depende de las propiedades de la mezcla fresca y del gas residual en el fin de la carrera de escape.

CICLOS REALES

Los ciclos de trabajo ideales, como se dijo antes, difieren bastante de la realidad, las principales razones según cada proceso dentro del motor son: Compresión El proceso de compresión real es prácticamente igual cuando se analiza teóricamente, es decir, cuando se analiza el proceso adiabático y reversible. Se dice que es adiabático porque la diferencia de temperaturas entre el gas y la pared es pequeña (teóricamente). Y se dice que es reversible porque las velocidades a las que se realiza el proceso son relativamente bajas y el proceso se puede considerar mecánicamente reversible.


103

Combustión La combustión real no es igual a la ideal por diversas razones. En el diagrama p – V se pueden diferenciar fácilmente las pérdidas más relevantes en el proceso de combustión real respecto al teórico: 1. Pérdidas de tiempo.

Tienen lugar debido a que en la realidad el proceso no es instantáneo, es necesario dar un cierto tiempo para que se produzca la combustión. Esto se refleja en una pérdida de área en el diagrama.

2. Pérdidas de calor.

En la práctica hay que refrigerar los motores por varias razones: • Porque los materiales no resisten temperaturas tan elevadas • Para mantener la temperatura del aceite en un valor tal que éste no se degrade

La refrigeración implica una disminución del rendimiento del motor, ya que parte del calor que podría transformarse en trabajo útil se pierde a través de las paredes del volumen de control.

3. Pérdidas por combustión incompleta. Ya que siempre queda en el interior del motor una fracción del combustible sin quemar que si se quemara produciría más potencia.

4. Pérdidas por combustión progresiva.

La diferencia es más notoria en un MEP: La primera fracción de mezcla aire – combustible más cercana a la bujía, primero se quema por efecto de la descarga eléctrica y luego es comprimida por efecto de la expansión de los gases quemados, mientras que a la fracción de mezcla final (zona sin quemar, detrás del frente de llama) le ocurre justo lo contrario (primero es comprimida por el frente de llama y luego se quema).

En otras palabras, se producen pérdidas porque la temperatura media durante el proceso de combustión es más baja que si se hubiese quemado toda la mezcla súbitamente desde el momento en que salta la chispa, esto implica que el calor específico (función de la temperatura) disminuya, lo que se refleja en una disminución de la potencia y del rendimiento. (Figura 5.7).


104

Figura 5.7 Variación de la temperatura con el ángulo de cigüeñal en un MEP

Ejercicio 5.1 Un ciclo de aire equivalente de presión limitada, tiene en el instante inicial de la compresión una presión p1 = 0,9 bar y una temperatura T1 = 41 ºC, su relación de compresión volumétrica es rc = 14, la presión máxima de combustión es p3 = 70 bar y el calor total aportado al ciclo es q = 2000 kJ/kg. Calcular el rendimiento del ciclo, el trabajo específico y la pmi. Datos:

144,1

287

1

200032

==

⋅=

⋅=

=−

c

aire

a

p

A

r

KkgJR

KkgkJC

kgkJq

γ

p

V2 = V3 V1 = V4

3 3A

4

1

2

70

0,9

V


105

punto 1

3

31

22

21

3

5

2

1

11

1

1

077,0131

114

1*10

1*9,0

314*287

314419,0

Vkgm

rVV

VVVr

kgm

JmN

Nmbar

barK

KkgJ

pTR

V

KCTbarp

cc

g

===−

=⇒+

==

=⋅⋅

⋅==

===

punto 2

KmbarkgmN

NKkgmbarRVpT

barbarVVpp

VpVpctepVkg

mV

g

5,8741287

10077,0*6,32

6,32077,019,0

077,0

2

5322

2

4.1

2

112

2211

3

2

=⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅

==

=⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

=⇒=

=

γ

γγγ

punto 3

KbarkgVpT

barpkg

mV

1878287

10*077,0*70

70

077,0

533

3

3

3

3

===

=

=

ó también se puede obtener mediante: 22

33

3

33

2

22 TppT

TVp

TVpcte

TpV

=⇒=⇒=

punto 3A barpp A 7033 ==

Para determinar T3A es necesario hacer un balance de energía:

32333332 −−−− −=⇒+= qqqqqq totalAAtotal (1)

( )3333 TTCq ApA −=− (2)

porque es a presión constante


106

(1) = (2): ( )p

totalAtotalAp C

qqTTqqTTC 32333233

−−

−+=⇒−=−

( )

p

vtotalA C

TTCqTT 2333

−−+= porque es a volumen constante

donde v

p

CC

=γ y vpg CCR −= (3)

(3) / Cv : 1−= γv

g

CR

donde

KkgkJKkgkJC

RC v

gv ⋅=

−⋅

=⇒−

= 7175,014,1

/287,01γ

( )K

KkgkJ

KkgkJKK

kgkJ

KT A 31581

5,87418787175,0200018783 =

⋅

⋅−−

+=

kgm

NbarKkgmbarKmN

pTR

VA

AgA

3

5

2

3

33 129,0

10*70*1*3158*287

=⋅

⋅⋅=

⋅=

punto 4 γγAAVpVp 3344 = donde kg

mVV3

14 1==

( )1441

2

5344

4

4.1

4

334

13871

10*287*

1*98,3

98,31129,070*

TTCq

Kmbar

NmNkg

KkgmbarRVpT

barbarVVpp

v

g

AA

−=

=⋅⋅

⋅⋅==

=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

−

γ

( )kgkJK

KkgkJq 8,76931413877175,041 =−⋅

=−


107

barm

mkN

kgm

kgm

kgkJ

VWpmi

kgkJqW

qqq

d

i

tti

total

totalt

3,13923,0

1230

077,01

1230

12302000*615,0

615,02000

8,7692000

333

41

=⋅

=−

==∗

==⋅=∗

=−

=−

=∗ −

η

η


• Heywood, J. B., (1988), “Internal Combustion Engine Fundamentals”, McGraw-Hill, New York.

• Obert F. Edward, “Motores de Combustión Interna”, Cecsa, Mexico, 1997 • Libros de Termodinámica para ingeniería que incluyan ciclos de potencia.

REFERENCIAS

[1] Lichty, L.C. “Combustion Engine Processes”, International student edition, McGraw-Hill, 1967 [2] Heywood, J. B., (1988), “Internal Combustion Engine Fundamentals”, McGraw-Hill, New York.

CAPÍTULO 6

PROCESO DE RENOVACION DE LA CARGA

INTRODUCCIÓN

Los esfuerzos en las investigaciones actuales en los MCIA van dirigidos hacia mejorar principalmente el proceso de combustión y el proceso de llenado y vaciado del cilindro o renovación de la carga. Esto es comprensible debido a la importancia de la masa de aire en la obtención de la potencia del motor. El propósito de las carreras de admisión y escape consiste en realizar el barrido de la carga de tal manera que se remuevan los gases al final de la carrera de potencia y se admita carga fresca para el siguiente ciclo. La calidad del proceso de renovación de la carga en motores para un motor de cuatro tiempos está representado por el rendimiento volumétrico el cual depende entre otras cosas del diseño del colector de admisión, puerto de admisión, válvula de admisión, tipo de combustible, así como de las condiciones de operación del motor. Una técnica común para mejorar el llenado del cilindro consiste en emplear la turboalimentación, ésta incrementa el flujo de aire y por lo tanto la densidad de potencia.

En este capítulo estudiaremos básicamente los principios para el cálculo del proceso de renovación de la carga en motores de cuatro tiempos.

PROCESOS DE ADMISIÓN Y ESCAPE EN MOTORES DE CUATRO TIEMPOS [1]

En los MEP el sistema de admisión generalmente está compuesto por: un filtro de aire, un carburador y una mariposa o un inyector de combustible y una mariposa o una mariposa con inyectores de combustible individuales en cada puerto de admisión y un colector de admisión. Durante el proceso de inducción ocurren una serie de pérdidas de presión a medida que la mezcla pasa a través de cada uno de estos componentes. Existe además una caída de presión adicional a través del puerto y la válvula de admisión. El sistema de escape generalmente está compuesto por el colector de escape, la pipa de escape, a menudo un convertidor catalítico para el control de emisiones y un silenciador. Estos flujos son pulsatorios. Sin embargo muchos aspectos de ellos se pueden analizar como si fuesen cuasi – estacionarios.

La caída de presión en el sistema de admisión depende de la velocidad del motor, la resistencia del flujo en los elementos del sistema, el área seccional a través de la cual se mueve la carga fresca, y la densidad de la carga. Comúnmente se suelen extender las fases de apertura de las válvulas de admisión y escape para mejorar el llenado del cilindro. La válvula de escape

Capítulo 6. Proceso de renovación de la carga

109

suele abrir entre 40 y 60 grados antes del PMI y suele cerrar entre 15 y 30 grados después del PMS. La válvula de admisión abre entre 10 y 20 grados antes del PMS. Ambas válvulas permanecen abiertas durante un período llamado cruce de válvulas. La ventaja de este cruce de válvulas consiste en mejorar el rendimiento volumétrico especialmente a elevadas velocidades del motor. La válvula de admisión permanece abierta hasta unos 50 a 70 grados después del PMI.

En el sistema de admisión de los MEC no hay ni carburador o sistema electrónico de inyección de combustible ni mariposa. Los MEC suelen llevar turboalimentador con más frecuencia que los MEP. En los MEC turboalimentados cuando abre la válvula de escape, los gases quemados fluyen hacia una turbina la cual, mueve un compresor que a su vez se encarga de comprimir el aire que entra al cilindro.

RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO

El rendimiento volumétrico se usa como una medida de la capacidad de llenado del cilindro durante el proceso de renovación de la carga en un motor de cuatro tiempos. Se define como la relación entre el flujo másico de aire que entra al cilindro durante el funcionamiento del motor y el flujo másico de aire que sería desplazado en condiciones teóricas por el motor a las condiciones de entrada:

( )( ) nV

imairedemasaairedemasa

dia

a

teórica

realv ⋅⋅

⋅=

⋅⋅⋅⋅

=,ρ

η & (6.1)

donde ηv es el rendimiento volumétrico, am& es el flujo másico de aire real, ia,ρ es la densidad

del aire evaluada a las condiciones atmosféricas del lugar si se quiere determinar la capacidad de llenado de todo el motor, o puede ser la densidad del aire a la entrada al cilindro, si se quiere ver la calidad del diseño del sistema de admisión en el llenado, dV es la cilindrada del motor, y n es

el régimen de giro del motor. El rendimiento volumétrico se ve afectado por las siguientes variables: 1. Tipo de combustible, dosado, fracción de combustible vaporizado en el sistema de admisión y

enegía de vaporización del combustible. 2. Temperatura de la mezcla 3. La relación entre la presión de admisión y de escape 4. La relación de compresión


110

5. La velocidad del motor 6. Diseño de colector y puerto de admisión y escape 7. Geometría, tamaño, levantamiento y sincronización de las válvulas de admisión y escape

Siguiendo a Heywood se pueden agrupar los efectos de estas variables en función de su naturaleza en : cuasi – estacionarios, dinámicos, y una combinación de los anteriores. Se considerarán cuasi – estacionarios cuando su impacto sea independiente de la velocidad del motor o que su comportamiento se pueda escribir adecuadamente en términos de la velocidad media del motor. Efectos dinámicos serán aquellos que se vean afectados por el régimen de giro del motor.

Efectos cuasi – estacionarios

1. Efecto del tipo de combustible y del dosado En los MEP la presencia del combustible gaseoso (y vapor de agua) en el sistema de admisión reduce la presión parcial del aire por debajo de la presión de la mezcla. Para mezclas de aire, vapor de agua y combustible gaseoso, se puede escribir la presión en el colector de admisión como la suma de las presiones parciales de cada componente:

iOHifiai pppp ,,, 2++=

donde:

ia

iOH

ia

if

ia

i

pp

pp

pp

,

,

,

,

,

21 ++=

y

⎥⎥⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢⎢⎢

⎣

⎡

++

=

a

a

OH

OH

a

a

f

fi

ia

Mm

Mm

MmMmp

p

2

2

1

1,

para llegar finalmente a:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

⋅

⋅++

=

OHa

aOH

f

aa

i

ia

MmMm

MMF

pp

2

21

1, (6.2)


111

En la Figura 6.1 se muestra la variación de i

ia

pp , en función del dosado relativo.

Figura 6.1 Efecto del tipo de combustible en la presión parcial del aire en la admisión [1]

Según la ecuación (6.2) para combustibles líquidos es menor la influencia en la caída de

presión en la admisión (y por tanto en el rendimiento volumétrico) que para combustibles gaseosos y para el metanol en estado de vapor, los cuales reducen el rendimiento volumétrico (i.e., impiden que entre una mayor cantidad de masa de mezcla).

2. Fracción de combustible vaporizado, calor de vaporización, y transferencia de calor La ecuación de conservación de la energía para un flujo estacionario a presión constante con evaporación de combustible líquido y con transferencia de calor se puede expresar:

( )BLfhfmahamQ

AVfhfmexLfhfmexaham ⎟⎠⎞⎜

⎝⎛ ++=⎥⎦

⎤⎢⎣⎡ +−+ ,,,1 &&&&&& (6.3)

Donde xe es la fracción de masa evaporada, y los subíndices indican: a, aire; f, combustible;

L, líquido; v, vapor; B, antes de la evaporación; y A, después de la evaporación. Aproximando el cambio en la entalpía por unidad de masa de cada componente en la mezcla a CpΔT, se puede entonces expresar la entalpía de vaporización del combustible líquido en función del salto de


112

temperaturas. Si no ocurriera transferencia de calor a la mezcla de admisión, la temperatura de la mezcla disminuiría a medida que el líquido se vaporiza (extrae calor de su entorno). Por ejemplo, el iso-octano con un dosado relativo de 1,enfría la mezcla en TA – TB = -19 C asumiendo que se vaporiza completamente. El metanol en las mismas condiciones tendría una diferencia de temperaturas TA – TB = –128C lo que enfriaría bastante más la mezcla. Considerando las pérdidas de calor que ocurren realmente al momento de la vaporización del combustible, el metanol por ejemplo logra enfriar la mezcla hasta en 30 C. En la práctica existe calentamiento; además, el combustible no se alcanza a evaporar completamente antes de entrar al cilindro. Los datos experimentales muestran que una disminución de la temperatura del aire que acompaña la evaporación del combustible líquido tiene un efecto mayor que la reducción de la presión parcial del aire en la admisión debido al estado en fase de vapor del combustible.

3. Efecto de la relación de compresión y de la relación entre presiones de admisión y

escape. A medida que varían la relación de compresión y la relación entre presiones pe /pi donde el subíndice e indica escape y el subíndice i indica admisión, varía también la fracción de volumen ocupado en el cilindro por los gases residuales a la presión de admisión. A medida que este volumen aumenta el rendimiento volumétrico disminuye(Figura 6.2).

Figura 6.2 Efecto de pe /pi sobre el rendimiento volumétrico. voη es el rendimiento volumétrico de un

ciclo ideal para el cual pe = pi. [1]


113

En la Figura 6.2, para el caso en que pe > pi, es decir a la derecha, mejora el rendimiento volumétrico al aumentar la relación de compresión, ya que cuando esto sucede, el volumen final de compresión disminuye, con lo cual hay menos volumen de gases quemados que puedan retroceder hacia la admisión.

En la misma figura se puede observar, para el caso en que pi > pe, (región a la izquierda), como mejora el rendimiento volumétrico al disminuir la relación de compresión, ya que cuando esto sucede, el volumen final de compresión es mayor, con lo cual mejora el barrido de la mezcla.

Combinación de efectos dinámicos y cuasi – estacionarios

Cuando un gas fluye de manera no estacionaria a través de un sistema de pipas, cámaras, puertos y válvulas están presentes fuerzas inerciales y fuerzas de fricción. La importancia relativa de esas fuerzas depende de la velocidad del gas y del tamaño y forma de esos conductos y sus uniones. 1. Pérdidas de fricción Durante la carrera de admisión la presión en el cilindro cae por debajo de la presión atmosférica en una cantidad que depende del cuadrado de la velocidad del fluido debido a la fricción en cada parte que compone el sistema de admisión. Esta caída total de presión es la suma de las pérdidas de presión en cada componente del sistema de admisión: filtro de aire, carburador y mariposa, colector, puerto, y válvula de admisión. Cada pérdida es un pequeño porcentaje siendo los principales contribuyentes la válvula y el puerto, como resultado la presión en el cilindro durante el proceso de admisión cuando el pistón se está moviendo en un punto cercano a su máxima velocidad puede llegar a ser un 10 a un 20% inferior a la atmosférica. Para cada componente en el sistema de admisión (y en el escape) la ecuación de Bernoulli da:

2jvjjp ⋅⋅=Δ ρξ

donde jξ es el coeficiente de resistencia y vj es la velocidad local. Asumiendo un flujo cuasi –

estacionario vj se relaciona con la velocidad media del pistón pS mediante:

ppjj ASAv =


114

Donde Aj y Ap son el área de flujo mínima del componente y el área del pistón respectivamente. Por lo tanto, la caída de presión total cuasi – estacionaria debida a la fricción es:

∑ ∑ ∑ ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛==Δ=−

2

22

j

pjpjjjcatm A

ASvppp ξρρξ (6.4)

Esta ecuación indica la importancia de un área de flujo grande para reducir las pérdidas de

fricción y la dependencia de éstas con la velocidad del motor. La Figura 6.3 muestra un ejemplo de la caída de presión debido a la fricción a través del filtro

de aire, carburador, mariposa y colector de un sistema de admisión de un automóvil con motor de cuatro cilindros standard.

En el sistema de escape se producen pérdidas de presión equivalentes especialmente en el puerto y en el colector donde los niveles de presión promedios son más altos que la presión atmosférica. A altas velocidades y altas cargas el colector de escape opera a presiones substancialmente por encima de la atmosférica.

Figura 6.3 Caída de presión en el sistema de admisión de un MEP de cuatro tiempos determinada

bajo condiciones de flujo estacionario [1]


115

2. Efecto de empuje La presión en el colector de admisión varía de un proceso de admisión al siguiente para un mismo cilindro debido a la variación de la velocidad del pistón, a la variación en la apertura de la válvula, y a los efectos de flujo no estacionario que resultan de esas variaciones geométricas. La masa de aire inducida dentro del cilindro, y por lo tanto el rendimiento volumétrico, está casi completamente determinado por el nivel de presión en el puerto de admisión durante el corto período anterior al cierre de la válvula de admisión. A altas velocidades del motor, la inercia del gas en el sistema de admisión medida que la válvula de admisión está cerrando incrementa la presión en el puerto continuando así el proceso de carga a medida que el pistón se desliza hacia el PMI e inicia su carrera de compresión. Este efecto se vuelve progresivamente más elevado a medida que incrementa la velocidad del motor. La válvula se cierra entre 40 a 60 grados después del PMI, en parte para tomar ventaja de este efecto de empuje. 3. Retroflujo hacia la admisión Debido a que la válvula de admisión cierra después de iniciada la carrera de compresión, puede ocurrir que parte de la carga fresca del cilindro se devuelva hacia la admisión a medida que aumenta la presión en el cilindro provocada por el movimiento del pistón en carrera ascendente hacia el PMS. Este retroflujo es mayor a bajas velocidades del motor. Esta es un consecuencia inevitable del retraso en el cierre de la válvula de admisión elegido para tomar ventaja del efecto de empuje a altas velocidades. 4. Efecto de sintonización de ondas El flujo pulsatorio del proceso de escape de cada cilindro genera ondas de presión en el sistema de escape. Esas ondas de presión se propagan a la velocidad del sonido local relativas al movimiento del gas. Las ondas de presión interactúan con las uniones de la pipa y finalizan en el colector de escape y en la pipa. Esas interacciones causan o generan ondas de presión que se devuelven hacia el cilindro. En motores multicilíndricos, estas ondas de presión `pueden interactuar unas con otras. El efecto de estas ondas de presión puede ayudar o inhibir el proceso de renovación de la carga. Cuando actúan ayudando al proceso mediante la reducción de la presión en el puerto de escape hacia el final de la carrera de escape, se dice que el sistema de escape está sintonizado.

El flujo que entra al cilindro es variable con el tiempo y puede generar ondas de expansión que pueden llegar a propagarse hacia el colector de admisión. Estas ondas de expansión pueden llegar a reflejarse en el colector generando ondas de presión positivas que se propagan hacia el


116

cilindro. Si se ajustan adecuadamente los tiempos de esas ondas, las ondas de presión positivas pueden llegar a incrementar la presión en la válvula de admisión hacia el final de la carrera de admisión por encima de la presión de admisión nominal. Esto incrementaría la masa de aire admitida. Cuando sucede este fenómeno se dice que el sistema de admisión está sintonizado.

En la Figura 6.4 se muestran algunos ejemplos de las variaciones de presión en los sistemas de admisión y escape de un MEP de cuatro cilindros a plena carga. La complejidad del fenómeno que está ocurriendo es evidente. La amplitud de las fluctuaciones de la presión aumenta sustancialmente con el incremento de la velocidad del motor. La frecuencia primaria en la admisión y escape corresponde a la frecuencia de los procesos de admisión y escape de cada cilindro individual.

Figura 6.4 Presión instantánea en los colectores de admisión y escape de un MEP 4 tiempos y 4 cilindros, a plena carga. p1 colector de admisión a 150 mm desde el cilindro 1; p2 colector de escape

a 200 mm desde el cilindro 1; p3 colector de escape a 700 mm desde el cilindro 1. IO : válvula de admisión abierta, EO: válvula de escape abierta [1]

Efectos dinámicos

El efecto del flujo sobre el rendimiento volumétrico depende de la velocidad de la mezcla fresca en el colector, puerto y válvula de admisión. Debido a que las dimensión del sistema y válvula de admisión se escalan con el diámetro del cilindro, entonces las velocidades en el sistema de admisión se escalarán con la velocidad del pistón. Por lo tanto los rendimientos volumétricos


117

como una función de la velocidad para diferentes motores deberían ser comparables a la misma velocidad lineal media del pistón. La Figura 6.5 muestra unas curvas típicas de rendimiento volumétrico en función de la velocidad media del pistón para un MEC de cuatro cilindros de inyección indirecta y para un MEP de seis cilindros. Los rendimientos volumétricos de los MEP generalmente son bajos que los valores de los MEC debido a las pérdidas de flujo en el carburador y la mariposa, calentamiento del colector de admisión, presencia de vapor de combustible, y facción de gases residuales más elevada. El doble pico en la curva de los MEC muestra el efecto de la sintonización del sistema de admisión.

Figura 6.5 Rendimiento volumétrico en función de la velocidad lineal media del pistón [1]

La forma de las curvas del rendimiento volumétrico se puede explicar con la ayuda de la Figura 6.6. Esta muestra en forma esquemática como varía con la velocidad cada uno de los fenómenos antes discutidos que afectan el rendimiento volumétrico. Los efectos que no dependen de la velocidad (tales como la presión del vapor de combustible) son los que bajan la curva del 100% (curva A). El calentamiento de la carga en el colector de admisión y en el cilindro hacen que la curva A se baje hasta la curva B. Esta tiene mayor efecto a bajas velocidades del motor debido a los tiempos prolongados de residencia del gas. Las pérdidas de fricción del flujo aumentan con el cuadrado de la velocidad del motor y hacen bajar la curva B hasta la curva C. A elevadas velocidades del motor, el flujo que entra al motor hacia el final de la carrera de admisión se frena. Una vez que esto ocurre, incrementos adicionales en la velocidad del motor no aumentan significativamente el flujo de tal manera que el rendimiento volumétrico disminuye agudamente (de la curva C a la D). El efecto de empuje a altas velocidades hace que


118

la curva D se eleve hasta la E. El retraso en el cierre de la válvula de admisión, que se traduce en un mejor llenado a elevadas velocidades, resulta en una disminución del rendimiento volumétrico a bajas velocidades del motor debido al retroflujo (curvas C y D a F). Finalmente, el efecto de sintonización de la admisión y/o escape puede incrementar el rendimiento volumétrico (a menudo en una cantidad sustancial) sobre parte del rango de velocidades del motor, curva F a G.

Figura 6.6 Efecto sobre el rendimiento volumétrico de diferentes fenómenos que afectan el flujo de aire en función de la velocidad del motor [1]

TURBOALIMENTACIÓN

La potencia máxima que puede suministrar un motor está limitada por la cantidad de combustible que se pueda quemar eficientemente al interior del cilindro. Éste está limitado por la cantidad de aire que se introduce en cada cilindro cada ciclo. Si el aire inducido logra ser comprimido para que alcance una densidad más alta que la del ambiente, antes de entrar al cilindro, las potencia máxima de un motor de dimensiones fijas, puede llegar a ser incrementada. Este es el objeto primordial de la turboalimentación, las ecuaciones (3.38) a (3.40) muestran cómo la potencia, el par y la presión media efectiva son directamente proporcionales a la densidad del aire en la admisión [2]. En la turboalimentación, el turboalimentador – un compresor y una turbina en un solo eje – se usa para incrementar la densidad del aire en la admisión. La energía disponible en la corriente de gases de escape se emplea para mover una turbina, la cual a su vez mueve un compresor que incrementa la densidad del flujo que entra en


119

cada cilindro. La Figura 6.7 muestra algunos esquemas típicos de diferentes sistemas de incremento de la densidad del aire en la admisión. Los sistemas más comunes son la sobrealimentación mecánica (Figura 6.7a) y la turboalimentación (Figura 6.7b). El esquema de la Figura 6.7c se usa en grandes motores marinos. La turboalimentación de doble etapa (Figura 6.7d) es una forma de alcanzar presiones muy altas en la admisión (de 4 a 7 atmósferas) con el fin de incrementar la presión media efectiva. Existen algunos motores, especialmente de uso militar, llamados hiperbáricos y que consisten de un sistema como el mostrado en la Figura 6.7d pero que incluye además poscombustión. El esquema mostrado en la Figura 6.7f es de uso común en los motores actuales. La refrigeración del aire con un intercambiador de calor después de la compresión y antes de la entrada a los cilindros se usa para incrementar la densidad del aire.

Figura 6.7 Configuraciones de sobrealimentación y turboalimentación [1]


120

Ecuaciones básicas

La ecuación de conservación de la energía para flujo estacionario, aplicada un volumen de control alrededor de un componente cualquiera se puede expresar de la siguiente manera:

⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛+−⎟

⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛+=−

entra

Chsale

ChmWQ2

2

2

2&&& (6.5)

donde Q& es la tasa de transferencia de calor hacia dentro del volumen de control, W& es la tasa de

transferencia de trabajo en el eje que sale del volumen de control, m& es el flujo másico, h es la entalpía específica, y C2/2 es la energía cinética específica.

La entalpía total o de parada, ho, se puede definir como:

2

2Chho += (6.6)

Para un gas ideal, con calores específicos constantes, de la ecuación (6.6) se obtiene la

temperatura total o de parada:

po c

CTT2

2

+= (6.7)

También se define la presión total o de parada como: la presión que se obtiene si el gas es

dirigido isentrópicamente: ( )1−

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛=

γγ

TTpp o

o (6.8)

En la ecuación (6.5) Q& se pude despreciar para bombas, sopladores, compresores y turbinas

porque generalmente es pequeño. Entonces la ecuación (6.5) da la tasa de transferencia de trabajo como:

( )entraosaleo hhmW ,, −=− && (6.9)


121

La tasa de transferencia de trabajo real se relaciona con la tasa de transferencia de trabajo requerido (o producido) para un aparato adiabático – reversible equivalente operando a las mismas presiones mediante un parámetro de rendimiento. La segunda ley se usa para determinar esta tasa adiabática – reversible de transferencia de trabajo, la cual ocurre en un proceso isentrópico.

Para un compresor, el rendimiento isentrópico Cη es:

realpotenciareversiblepotencia

C ⋅⋅

=η (6.10)

La Figura 6.8 muestra los estados finales del gas que pasa a través de un compresor en un

diagrama h-s. Se muestran ambas, las líneas de presión constante estática (p1, p2) y de parada (p01, p02). El rendimiento isentrópico total – a – total (de condiciones de parada reversibles a condiciones de parada reales) es, de la ecuación (6.10):

0102

0102

hhhh s

CTT −−

=η (6.11)

la cual, debido a que cp es prácticamente constante para el aire, o mezcla aire – combustible, se convierte en:

0102

0102

TTTT s

CTT −−

=η (6.12)

Dado que el proceso 01 a 02s es isentrópico,

( ) γγ 1

01

020102

−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

ppTT s

La ecuación (6.12) se convierte en:

( )( )

( ) 11

0102

10102

−−

=−

TTpp

CTT

γγ

η (6.13)


122

Figura 6.8 Diagrama h-s para un compresor [1]

En la obtención la ecuación (6.13) se ha asumido tácitamente que se puede recuperar la

cabeza de presión de la energía cinética (p02 – p2). En los MCIA el compresor alimenta al motor a través de un colector grande, y gran parte de esta energía cinética se disipa. El soplador o compresor se debe diseñar de tal manera que recupere de manera efectiva esta energía cinética antes del ducto de salida. Dado que la energía cinética del gas que sale del compresor usualmente no se alcanza a recuperar, una definición más real del rendimiento se basa en las condiciones de salida estáticas y no totales:

( )( )

( ) 11

0102

1012

0102

012

−−

=−−

=−

TTpp

TTTT s

CTS

γγ

η (6.14)

A este término se le conoce como rendimiento total – a - estático. En general al calcular el

rendimiento del compresor se debe especificar si éste es total – a – total ó total – a – estático. A partir de la ecuación (6.9), el modelo de gas ideal, y la ecuación (6.13) se puede determinar

la potencia requerida para mover el compresor:

( )( )

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=−=−

−

11

01

0201,0102,

γγ

η ppTcm

TTcmWCTT

ipiipiC

&&& (6.15)

Donde el subíndice i indica las propiedades de la mezcla de admisión. Si CTSη se usa para

definir el funcionamiento del compresor, entonces p2 reemplaza a p02 en la ecuación (6.15). La


123

ecuación (6.15) se emplea para calcular la potencia termodinámica requerida para mover el compresor. También habrán pérdidas mecánicas en el compresor. De este modo la potencia requerida para mover el aparato será:

m

CDC

WWη&

& −=− , (6.16)

donde mη es el rendimiento mecánico del compresor.

La Figura 6.9 muestra los estados del gas a la entrada y salida de una turbina en un diagrama h-s. El estado 03 es el estado de parada en la entrada; los estados 4 y 04 son respectivamente los estados estático y de parada de la salida. Los estados 4s y 04s definen los estados estático y de parada isentrópicos a la salida de la turbina. El rendimiento isentrópico de la turbina se define como:

reversiblepotenciarealpotencia

T ⋅⋅

=η (6.17)

De este modo, el rendimiento total – a – total de la turbina es:

sTTT hh

hh

0403

0403

−−

=η (6.18)

Si el gases de escape se modela como un gas ideal con calores específicos constantes,

entonces la ecuación (6.18) se pude escribir así:

( )( )( ) γγη 1

0304

0304

0403

0403

11

−−−

=−−

=pp

TTTTTT

sTTT (6.19)

Obsérvese que para el gas de escape en el rango de temperaturas de interés, cp puede variar

significativamente con la temperatura. Dado que la energía cinética en la salida de una turbina usualmente consumida, es más real un

rendimiento isentrópico total – a – estático de la turbina, donde la potencia isentrópica es la que se obtiene entre las condiciones de parada de la entrada y la presión estática de la salida:

( )

( )( ) γγη 1034

0304

403

0403

403

0403

11

−−−

=−−

=−−

=pp

TTTTTT

hhhh

ssTTS (6.20)


124

Figura 6.9 Diagrama entalpía – entropía para una turbina [1]

La potencia entregada por la turbina está dada por (ecuaciones (6.9) a (6.19)):

( ) ( )( )

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−=−=−=

− ee

ppTcmTTcmhhmW TTTepeepeeT

γγ

η1

03

0403,0403,0403 1&&&& (6.21)

donde el subíndice e indica las propiedades del gas de escape. Si el rendimiento total – a – estático de la turbina ( )TTSη se usa en la relación para TW& , entonces p4 reemplaza a p04 en la

ecuación (6.21).

Efecto de la altitud

A medida que incrementa la altura sobre el nivel del mar, la densidad del aire disminuye. A manera de ejemplo, aplicando la ley de los gases ideales al aire en diferentes ciudades de Colombia tendríamos:

ambaire

ambaire TR

p=ρ

Siendo Raire = 287 J / kg – K se podrían reemplazar las condiciones ambientales promedio de

tres ciudades representativas:


125

Ciudad Altura s.n.m. pamb (mbar) Tamb (C) Densidad (kg / m3) Potencia (kW)1 Barranquilla 0 1013 30 1,1648 69,7 (93,3 hp) Medellín 1500 853 22 1,0075 60,3 (80,7 hp) Bogotá 2600 752 18 0,90042 54 (72 hp)

Existe una pérdida de 13,5% de potencia en Medellín, y un 22,7% en Bogotá, respecto a Barranquilla, únicamente por efecto de la densidad, en la práctica, las pérdidas son mayores (dependiendo del estado del motor, pueden llegar a ser el doble), debido principalmente a que los demás parámetros de la ecuación se ven seriamente afectados con la altitud. El rendimiento volumétrico tiende a disminuir, el rendimiento de conversión de combustible es más bajo debido entre otras cosas a la influencia de la transmisión del calor y al empeoramiento en el proceso de combustión.

De acuerdo a las ecuaciones (3.38 a 3.40) la potencia, el par y la presión media efectiva, son función directa de la densidad del sitio, es decir, estos parámetros varían directamente con la altitud del sitio donde esté funcionando el motor. Por esta razón, una práctica común consiste en turboalimentar los motores, especialmente los MEC. Sin embargo el turbocompresor no compensa totalmente la pérdida de potencia del motor con la altitud, sólo en parte.

En la ecuación (6.15) que al disminuir la densidad del aire en el ambiente, está disminuyendo la masa de oxígeno, lo que implica una disminución de la potencia suministrada al compresor. De la misma forma, la presión de descarga del compresor (p2) disminuye con el incremento de la altitud, debido a que disminuye la presión barométrica (p1). La relación de compresión (p2 / p1) permanece, a efectos prácticos, constante debido a que es un parámetro de diseño de la máquina.

Lo anterior indica que cuando subimos sobre el nivel del mar, el compresor está entregando menos masa de oxígeno que es la verdaderamente necesaria para una buena combustión al interior del motor.

Observemos ahora el comportamiento de la turbina. En la ecuación (6.21), disminuye la masa de gases de escape, debido a que el compresor envía menos masa de oxígeno al interior del cilindro. La presión barométrica (p4) disminuye con la altitud, y también le sucede lo mismo a la presión de entrada a turbina (p3), esto conlleva una disminución en la relación de expansión (p4 / p3). Sin embargo, para la ecuación de potencia de turbina (6.21) este término se está restando de la unidad, lo que significa que entre más pequeño sea, mayor será el término que está entre paréntesis. Esto último alcanza a compensar en parte la pérdida de potencia del motor con la altitud cuando se usa el turbocompresor. 1 Calculada con la ecuación (3.38), suponiendo como único dato variable en la ecuación el valor de la densidad del aire (ηV = 0,8; ηf = 0,3; Vd = 2000cc; nm = 5000rpm; Fabs = 1 / 14,7; Hc = 44000 kJ / kg).


126

Pérdidas mecánicas

En un turboalimentador o turbocompresor, la turbina está mecánicamente unida al compresor, por lo tanto a velocidad constante, se cumple que,

TmC WW && η=− (6.22)

Siendo ηm el rendimiento mecánico del grupo turbocompresor. Las pérdidas mecánicas son

básicamente producidas por los rodamientos. El rendimiento mecánico generalmente se combina con el de turbina debido a que estas pérdidas son difíciles de determinar. Sin embargo, Winterbone et al, [3] han propuesto calcular el par de pérdidas de fricción por rodamiento mediante la siguiente correlación:

( ) ( )( )rpmn

rpmnmNM

TC

TCfric ⋅

⋅⋅⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡+⎟

⎠

⎞⎜⎝

⎛ −=⋅

π260325,100025,0

3000030000

85,0 (6.23)

El Compresor

La mayoría de MCIA empleados en automoción que llevan turbocompresor, suelen llevar compresor centrífugo de una sola etapa. Se caracterizan por manejar elevados flujos másicos a relaciones de compresión relativamente bajas (máximo de 3.5). Su mejor funcionamiento se consigue a elevadas velocidades angulares por lo que se suelen acoplar en un solo eje con la turbina. Consisten de una carcaza estacionaria, un rotor con álabes, un difusor estacionario (con o sin aspas), y una voluta (colector) que lleva al motor el aire que sale del difusor (Figura 6.10)

Figura 6.10 Vista esquemática de un compresor centrífugo. [1]


127

En la Figura 6.11 se indica en un diagrama h-s la manera como cada componente contribuye al incremento de presión a través del compresor.

Figura 6.11 Diagrama h-s para flujo a través de un compresor centrífugo.[1]

EL aire en condiciones de parada cero, es acelerado hacia la admisión a la presión p1 y

velocidad C1. El cambio de entalpía entre la posición 01 y 1 es 221C (es decir, el fluido se

acelera a costa de una caída de presión). El efecto de compresión en el pasaje de flujo del rotor incrementa la presión a p2 y la velocidad a C2, correspondiente al estado de parada 02 si toda la energía cinética que sale fuera recuperada. El proceso de compresión isentrópico equivalente tiene un estado estático 2s. El difusor, 2 a 3, convierte la mayoría de la energía cinética del aire a

la salida del rotor ( 221C ) en incremento de presión (p3 – p2) mediante una deceleración del gas

en el pasaje de expansión. El estado final, en el colector, o voluta, tiene una presión estática p3,

una baja energía cinética 223C , y una presión de parada p03 la cual es menor que p02 debido a

que el proceso de difusión es incompleto y además irreversible. Los parámetros de operación de un compresor centrífugo se describen generalmente por

medio de sus curvas características. Estas constan de líneas de rendimiento de compresor

constante (curvas en forma de islas), y velocidad corregida constante, ino

TCTn

,, en una gráfica de


128

relación de compresión ino

salopp

,

, en función del flujo másico corregido ino

ino

p

Tm

,

,& . En la Figura

6.12 se puede ver la forma típica de estas curvas características. El rango de operación estable en el centro se separa de una región inestable a la izquierda por medio de la línea de bombeo (surge line). Cuando se reduce el flujo másico a presión constante, eventualmente puede llegar a ocurrir que flujo local se devuelva en la capa límite. Reducciones por encima de ésta causan un retorno completo del flujo causando una caída de presión. Los compresores no se deben operar en este régimen inestable. El régimen de operación estable está limitado en la derecha por el fenómeno de bloqueo. Las velocidades aumentan a medida que el flujo másico aumenta y eventualmente el flujo puede llegar a ser sónico. Una entrada de flujo adicional a través del compresor únicamente se puede obtener aumentando más la velocidad. Sin embargo cuando el difusor se bloquea, por más que incremente la velocidad del compresor no se alcanza a aumentar sustancialmente el flujo másico.

Figura 6.12 Curvas características en forma esquemática de un compresor centrífugo. [1]


129

La Figura 6.13 muestra las curvas características de un compresor centrífugo real. En la práctica, las variables corregidas (llamadas pseudoadimensionales), velocidad y flujo másico se definen de la siguiente manera:

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

=

ino

ref

ref

inocor

ino

refTCcor

pp

TT

mm

TT

nn

,

,

,

&&

(6.24)

donde Tref y pref son, respectivamente la temperatura y presión atmosféricas de referencia, generalmente corresponde a las condiciones termodinámicas estándar.

Figura 6.13 Curvas características de un compresor centrífugo KKK.


130

La Turbina

La turbina es movida por la energía disponible en los gases de escape. En la Figura 6.14 se observa la energía disponible ideal. Ésta está compuesta por el trabajo producido por el soplado de los gases de escape al momento de la apertura de la válvula hasta la presión atmosférica (área abc) y (para el motor de cuatro tiempos) por el trabajo ascendente realizado por el pistón en el desplazamiento de los gases remanentes en el cilindro después del soplado (área cdef).

Figura 6.14 Diagrama p-V ciclo a volumen constante mostrando la energía disponible en el escape. [1]

Los MCIA son por naturaleza aparatos de flujo pulsatorio no estacionario. Las turbinas pueden ser diseñadas para aceptar este tipo de flujo, pero éstas operan más eficientemente bajo condiciones de flujo estacionario. Los tipos de turbinas empleadas en automoción generalmente son de flujo radial. Éstas son aparentemente iguales al compresor centrífugo, la diferencia radica en que en la turbina el flujo entra radialmente mientras que en el compresor el flujo sale radialmente. En la Figura 6.15 se muestra una turbina de flujo radial de una sola entrada. Ésta consiste de una carcaza o caracol, un conjunto de pequeñas toberas (a menudo se omiten en turbinas pequeñas) y el rotor de turbina.

Figura 6.15 Esquema de una turbina de flujo radial.[1]


131

En la Figura 6.16 se muestra la función de cada componente en un diagrama h-s.

Figura 6.16 (a) diagrama h-s para una turbina real. [1]

La tobera (posición 01 a 2) acelera el flujo, con una pequeña pérdida en la presión de

parada(en la tobera no hay caída en la entalpía de parada). La caída en entalpía de parada, y por lo tanto la transferencia de trabajo, ocurre solamente en los pasajes del rotor (2 a 3) por lo tanto,

el rotor está diseñado para que la energía cinética a la salida ( )223C sea mínima.

La Figura 6.17 muestra las curvas características típicas de una turbina de flujo radial real.

Razones que dificultan la turboalimentación • Combinación de una máquina de flujo continuo (turbocompresor) con una máquina de flujo

pulsatorio. • Se incrementa la complejidad mecánica y termodinámica del motor. Razones que justifican la turboalimentación en los MEC • Se mejora el barrido durante el cruce de válvulas ya que es el aire quien desaloja los gases

residuales por lo que se mejora el rendimiento volumétrico • El aprovechar la energía disponible en el escape implica una disminución de las pérdidas de

bombeo


132

• Se incrementa la potencia específica del motor • A medida que el motor gana altitud, la densidad del aire baja, lo que se convierte en una

pérdida de potencia. El uso del turbocompresor logra compensar en parte la pérdida de potencia del motor con la altura.

• Proporciona una solución frente a otras posibilidades de incremento de potencia del motor como el empleo de culatas más complicadas o el aumento de la cilindrada del mismo.

Figura 6.17 Curvas características de una turbina de flujo radial KKK.

La sobrealimentación en un motor Otto es interesante en aplicaciones deportivas y en

aquellos casos en los que se desee competir en un segmento superior del mercado con un motor de baja cilindrada.


133

En motores de dos tiempos cuando la masa de cortocircuito durante el barrido es elevada, la temperatura de los gases de escape se reduce con lo que las ventajas de la sobrealimentación se reducen. La situación se compensa para motores de gran tamaño.

Ejercicio 6.1 De un motor diesel de inyección directa turboalimentado, 6 cilindros en línea, se han obtenido en banco de ensayos, en régimen estacionario, los datos que aparecen en la tabla adjunta. El combustible empleado es un ACPM con una densidad de 0.82 kg/dm3. Las condiciones atmosféricas del lugar son pamb = 933 mbar y Tcelda = 25C. Calcular la potencia del compresor, la potencia de turbina y el rendimiento volumétrico.

Magnitud Unidad Medida

Régimen de giro r.p.m. 2000 Diámetro del cilindro mm 112 Carrera mm 130 Relación de compresión --- 17.6 Flujo volumétrico de aire m3 / min 12 Flujo volumétrico de combustible L / s 0,0107204 Régimen de giro del turbocompresor rpm 92000 Temperatura de salida del compresor C 127 Presión de descarga del compresor mmHg (mbar) 810 (1079,6) Temperatura de entrada de la turbina C 600 Presión de entrada de la turbina mmHg (mbar) 645 (859,6) Presión de salida de la turbina mmH2O (mbar) 70 (51,48) Temperatura de descarga de la turbina C 535 Solución Para el compresor tenemos:

1

2aa

mm 21 && =


134

2211 VV && ρρ =

Como 2121 VV && ⟩⇒⟨ρρ

11'

aaa Vm && ⋅= ρ

sKg

segmin

minmma 218,0

601.12.

298273.

1013933.293,1

3

1=⎥⎦

⎤⎢⎣⎡=&

→−= ).( 121hhmW aC &&

)400(127)298(25

2

1KCT

KCT==

Con estas temperaturas obtengo, de tabla de propiedades del aire [1], los valores de las entalpías:

kWkgkJ

skgWC 8,21)460560.(218,0 =−=& ♦

Para la turbina tenemos:

3

4

T3 = 600 C T4 = 535 C p3 = 859 mbar p4 = 36,7 mbar

fae mmm &&& +=

skg

dmkgm f

33

3 10.7907,8s

dm0,0107204.82,0 −==&

skgme 2268,00087907,0218,0 =+=&


135

Método 1

Suponiendo 7,0=sTη ,

KkgkJC pe º

3,1= y 33,1=eγ

kWWT 8,24)9336,859()93348,51(18733,17,02268,0

33,133,0

=⎪⎭

⎪⎬

⎫

⎪⎩

⎪⎨

⎧

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡++

−×××=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

& ♦

Este resultado implica que el grupo turbocompresor tiene un rendimiento mecánico de:

88,08'24

22===

T

Cm W

W&

&η

Método 2

Partiendo de la composición del combustible y suponiendo combustión estequiométrica:

[ ] 222227,188,10 186,5835,98,10)773,3(475,151 NOHCONOHC ++→++

kgCombkMolkMol

kgCombM f 3,1481.3,148)1(7,18)12(8,10 ==+=

kgAirekMol

kgAirekMolM a 2,2139962,28)773,4475,15( =××=

42,1406932,02,2139

3,148=⇒==

FAFstq

Pero el motor está funcionando a unas condiciones diferentes de las estequiométricas, por lo

tanto es necesario conocer el dosado de funcionamiento o dosado absoluto:

0403,0218,0

10.7907,8 3===

−

a

fabs m

mF

&

&


136

Esto implica que el Dosado Relativo es:

5817,006932,00403,0

==RF

y por lo tanto el exceso de aire es

%7272,15817,011 ⇒===− λRF

Con esto, puedo determinar una ecuación de reacción más próxima a la realidad:

[ ] 2222227,188,10 14,114,10035,98,10)773,3(475,1572,11 ONOHCONOHC +++→+×+

procedemos ahora a calcular el rendimiento de turbina, el calor específico de los gases de

escape y su γe.(relación entre calores específicos). Utilizando las tablas de JANAF en el Capítulo 4, se pueden obtener las propiedades de los

gases de escape. (Utilizando el rango entre 300 K – 1000 K, ya que los gases de escape se encuentran a una temperatura inferior a 1000K) Para el CO2:

})873(1063274,0)873(1020022,0)873(1066071,0

)873(1087351,04008,2.{º

3143,8~

4153825

22

−−−

−

×+×+×

−×+=KkMol

kJCcop

KkMolkJC

COP º576,52~

2=

H2O:

})873(1080702,0)873(1029837,0

)873(1041521,0)873(1011084,00701,4{3143,8~

41238

2522

−−

−−

×+×

−×+×−×=OHPC

KkMolkJC

OHP º607,39~

2=


137

N2:

KkMolkJCC

NN PP º92,31~{....}3143,8~

22=⇒×=

O2:

KkMolkJCC

OO PP º21,34{.....}3143,8~

22=⇒×=

∑ ⋅=i

PiiP CXCod

~~~Pr

Donde =iX~ Fracción molar del componente nn

i i=

⎥⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢⎢

⎣

⎡

×

+×+×+×=

21,3469,131

14,11

92,3169,1314,100607,39

69,13135,9576,52

69,1318,10

~Pr odPC

KkMolkJC

odP º43,43~

Pr= Donde

od

PP M

CC od

odPr

PrPr

~=

[ ]3214,11284,1001835,9448,1069,131

1Pr ×+×+×+×=odM

kMolkgM od 94,28Pr =

KkgkJ

KgkMol

KkMolkJC

odP º5,1

94,28º43,43

Pr=×=

Para determinar γ:

gpvgvp RCCRCC −=⇒=− Donde 94,28

3134,8=gR


138

[ ]Kkg

kJCv º2127,12873,05,1 =−=

237,12127,1

5,1===

v

p

CC

γ

69,0

6,17925,9841873

808873

237,1237,0

=

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛−

−=Tη

kWWT 3,226,17925,984187369,05,12268,0

237,1237,0

=⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛−×××=& ♦

Cálculo del rendimiento volumétrico

dmia

av VZ

mi...

.

, ηρη

&= , Donde

3

5

2

22 753,1

400º

3,287

100126,2mkg

KKkg

JPa

TRp

g=

×

×==ρ

97,010685,7

6012000753,1

218,02

333

=××××

×=

− mseg

minminrev

mkg

skg

vη

Este valor del rendimiento volumétrico mide la capacidad de llenado de todo el sistema de admisión. Obsérvese que se ha tomado el valor de densidad después del compresor y no el valor de la densidad del sitio, para efectos de cálculo. Para este último caso, el rendimiento daría mayor que 1, con lo cual hablaremos de un coeficiente de llenado, propio de motores fuertemente turboalimentados.

Ejercicio 6.2

De un motor diesel de automoción de aspiración natural funcionando en Medellín (850 mbar y 20 ºC), se conocen los siguientes datos:


139

Potencia efectiva: 50 kW a 4200 rpm Dosado relativo 0,7 Densidad aire (850 mbar y 20ºC) 1 kg/m3 Poder calorífico inferior del combustible 43200 kJ/kg Cilindrada 2000 cm3 Festq 0,0666 Rendimiento volumétrico 0,85

Determinar la potencia de la versión turboalimentada para el mismo régimen de giro si el grupo turboalimentador aumenta la presión en el colector de admisión hasta 1,6 bar y la temperatura hasta 86 ºC. Tener en cuenta que la sobrealimentación mejora el rendimiento volumétrico un 5%, disminuye el consumo específico efectivo de combustible un 10%, y cambia el valor del dosado relativo a 0,68. Solución

Sin turbo:

skgi

nVm diav

a /0595,0602

4200102185,0 3, =×

××××=

⋅⋅⋅=

−ρη&

SRafa

fSRa FFmm

mm

FFF ⋅⋅=⇒=⋅= &&&

&

skgskgm f /1077389,20666,07,0/0595,0 3−×=××=&

kWhgkWhkg

shkWskggef /2002,0

3600/1*50/1077389,2 3

==×

=−

Con turbo:

68,0/180,09,02,0

9,0

==×=

=

R

v

FkWhkggef

η

3

5

2

22 553,1

359287106,1

mkg

TRp

g=

××

==ρ


140

skgma /09784,0602

4200*102*553,1*90,0 3=

××

=−

&

SRafa

fSRa FFmm

mm

FFF ⋅⋅=⇒=⋅= &&&

&

skgskgm f /104309,40666,068,0/09784,0 3−×=××=&

kW

sh

hkWkg

skgPe 88

36001180,0

/104309,4 3=

×−

×=

− ♦


• Heywood, J.B., (1988), “Internal Combustion Engine Fundamentals”, McGraw-Hill, New York

• Watson, N. And Janota, M.S., (1982), “Turbocharging the Internal Combustion Engine”, Macmillan Press, London

• Winterbone, D.E., Horlock, J.H., (1986), “The Thermodynamics and Gas Dynamics of Internal Combustion Engines”, Clarendon Press, Oxford

• Japikse, D., and Baines, N. C. (1994), “Introduction to Turbomachinery”, Concepts ETI, Inc. And Oxford University Press., Oxford.

REFERENCIAS

[1] Heywood, J.B., (1988), “Internal Combustion Engine Fundamentals”, McGraw-Hill, New York. [2] Watson, N. And Janota, M.S., (1982), “Turbocharging the Internal Combustion Engine”, Macmillan Press, London. [3] Winterbone, D.E., Horlock, J.H., (1986), “The Thermodynamics and Gas Dynamics of Internal Combustion Engines”, Clarendon Press, Oxford.

CAPÍTULO 7

PÉRDIDAS DE CALOR Y REFRIGERACIÓN

INTRODUCCIÓN

El calor cedido a las paredes del cilindro y arrastrado por el agua de refrigeración puede ser determinado realizando algunas hipótesis simplificadoras. Éste incluye [1]:

1. El calor cedido por radiación, conducción y convección durante el período de combustión. 2. El calor cedido durante el periodo de expansión 3. El calor cedido durante el periodo de escape 4. El calor generado por la fricción del cilindro y los anillos del pistón

No incluye el calor arrastrado por el aceite lubricante, ni las pérdidas por radiación y

convección de las paredes externas del cilindro, pipas, colectores, etc. Tampoco incluye una pequeña proporción de calor que absorbe el aire en el momento de entrar al cilindro.

Es casi imposible distinguir la proporción de calor transportada por el aceite lubricante (que de otra manera hubiera pasado a las camisas del cilindro), de aquel que ha sido generado por la fricción en los cojinetes, etc.

Sin embargo es posible evaluar con una aproximación regular la pérdida de calor por radiación y convección de las paredes externas y esto puede alcanzar una proporción bastante grande si las pruebas son llevadas a cabo bajo una fuerte corriente de aire, o con temperaturas del medio refrigerante bastante altas.

Veamos primero el caso de los MEP: Pérdida de calor durante la combustión. El período de combustión comparado con el tiempo de expansión es relativamente corto, pero durante este período la temperatura que lo regula y la densidad en la cámara son muy altos entre 2100 C y 2300 C en el caso de los combustibles líquidos más volátiles, tales como los derivados del petróleo, el benzol, etc. Es también un período durante el cual los gases dentro de la cámara de combustión están en un estado de violenta agitación, así que el calor es transferido muy rápidamente por convección, etc.

Ahora, si por cualquier medio la pérdida de calor a las paredes del cilindro durante este período pudiera ser suprimida, tal calor podría ser convertido en potencia indicada a una

Capítulo 7. Pérdidas de calor y refrigeración

142

eficiencia que corresponde a la eficiencia de la expansión sola (es decir, excluyendo el trabajo negativo hecho durante la compresión) lo cual en un motor con una relación de compresión de 5:1 tendría una recuperación de cerca de 40%. El 60% restante del calor, así recuperado, sería en cualquier caso, rechazado al escape después de la expansión.

Pérdida de calor durante la expansión. La pérdida de calor durante el período de expansión puede o no ser seria, dependiendo de la parte del soplado de expansión en la cual se pierde. Si la pérdida de calor ocurre al comienzo del período de expansión, es casi tan serio como la pérdida durante el período de combustión, porque si éstas pérdidas fueran eliminadas, uno las podría utilizar para acercar más la eficiencia del ciclo a la eficiencia teórica; mientras que el calor perdido durante el final del período de expansión es de poca importancia, ya que si fuera eliminada la pérdida, el calor daría muy poco trabajo útil durante el resto del período, y de todas formas casi todo éste calor sería rechazado en los gases de escape.

A primera vista parecerá que debido a las altas temperaturas y presiones que gobiernan el comienzo del período de expansión, la pérdida de calor sería mucho mayor durante la primera parte del período de expansión, pero contra esto se debe recordar que a medida que la expansión procede y que el pistón desciende, el área efectiva para la transferencia de calor aumenta mucho. También debido a la disociación y a la subsecuente recombinación, la caída de temperatura durante el tiempo de expansión no es tan grande como podría parecer; siendo la temperatura final, con una relación de compresión de 5:1 todavía sobre los 1700 C. Promediando las pérdidas de calor durante la expansión, probablemente solo cerca del 20% podría haber sido convertido en trabajo útil y el restante 80% habría sido rechazado por los gases de escape. Pérdida de calor durante el soplado de escape. Aunque durante el soplado de escape la temperatura de los gases es mucho menor, todavía se tiene calor y se transmite al agua de enfriamiento con gran rapidez durante éste período, puesto que además del flujo normal de calor a las paredes del cilindro, los gases calientes están pasando a una alta velocidad a través de la válvula de escape y a través de un pequeño tramo de tubería de escape (que incluye generalmente un codo de 90 grados) el cual está siempre incorporado en la camisa del cilindro y enfriado por el agua circulante; en consecuencia, del calor total transportado por el agua de enfriamiento, por lo menos la mitad y a veces más de la mitad se cede durante el período de escape. Calor generado por la fricción del pistón. Este tema, aunque es importante, es difícil de evaluar debido a la dificultad de separar el calor generado por la fricción de aquel que ha entrado al


143

pistón proveniente de los gases de combustión y ha sido transferido a las paredes del cilindro. También variaría, en una gran extensión, según el diseño del pistón, el número de anillos, la viscosidad del lubricante y otros factores. No todo el calor que entra al pistón proveniente de cualquier fuente, encuentra necesariamente camino hacia las paredes del cilindro, puesto que una proporción sustancial será llevada fuera por circulación tanto de aceite como del aire que está dentro del cárter del motor.

Pruebas separadas realizadas por medio de motores de ensayo, bajo condiciones lo más aproximadas posible a las condiciones normales de rodamiento, muestran que el calor generado por la fricción del pistón usualmente está en rangos entre el 1% y el 1.5% del poder calorífico inferior total del combustible; la mayor parte de este calor por fricción encontrará su camino a través de las paredes del cilindro.

En los MEC, la distribución del calor varía mucho respecto al tamaño del cilindro y a la forma de la cámara de combustión, y es por lo tanto imposible hacer generalizaciones razonables como en el caso de los MEP.

El rechazo de calor al agua de enfriamiento a plena carga y a velocidad máxima, para los motores de cámara de turbulencia de tamaño pequeño, es alto, llegando hasta 1.25 veces el calor equivalente de la potencia efectiva. Esto se compara con cerca de 0.8 veces que es de un motor de gasolina típico. Este calor tan alto crea dificultades cuando se quiere cambiar el motor de gasolina de un vehículo por un diesel. Si se necesita un poder similar máximo, el radiador puede ser inadecuado pero afortunadamente en muchos casos se adopta una potencia menor y el mismo radiador sirve.

Sin embargo, con cargas parciales la posición se invierte (excepto a la velocidad máxima). Esto se debe al efecto de un ciclo de temperatura más bajo que predomina sobre una densidad de carga alta y un intenso movimiento de aire.

Como se mencionó anteriormente al discutir el MEP, notamos que la pérdida de calor durante el período de combustión, era calor que de otra manera habría podido convertirse en trabajo indicado, a una eficiencia de cerca del 40% para una relación de compresión de 5:1 y correspondientes mayores para relaciones más altas. En los MEC, especialmente en los del tipo de turbulencia por compresión, las pérdidas de calor tienden a ser mayores debido a un aumento de densidad y un movimiento de aire intenso. Además la eficiencia de conversión de calor en trabajo sería más alta, de aquí que la importancia de la pérdidas de calor durante la fase de combustión sea mayor. Argumentos similares se aplican a la fase de expansión, aunque la eficiencia de la utilización del calor ahorrado sería menor.


144

CONDICIONES DE FUNCIONAMIENTO A CARGA PARCIAL

Hasta ahora hemos considerado las condiciones que se obtienen a plena carga. Para cargas reducidas el panorama cambia considerablemente. En el caso de un MEP La relación aire – combustible y por consiguiente el ciclo de temperatura, permanecen aproximadamente constantes a través de todo el rango de carga, en tanto que en un MEC el peso del aire permanece constante y el dosado varía y con él todo el ciclo de temperatura. En el primer caso es la escala de presión la que varía en tanto que la escala de temperatura permanece sustancialmente inalterada; en el último es la escala de temperatura la que varía en tanto que la de presión se afecta poco.

Supongamos en ambos casos que la carga se reduce a 1/3; en el caso del MEP. reduciendo el peso de la carga (aire - combustible) y en el MEC reduciendo el combustible solamente. Por el momento despreciamos todas las consideraciones secundarias. Tendremos en un caso un tercio del peso de la carga pero a las mismas temperaturas que con carga total; en el otro caso el mismo peso de carga pero solo a un tercio de la temperatura. Obviamente, el flujo de calor al medio refrigerante será mucho mayor en el primer caso. Esto, por supuesto, es una gran simplificación pues desprecia el efecto de la densidad en la transferencia de calor, y la del cambio de calor específico y disociación sobre la temperatura, como también otros factores secundarios, tales como la mayor dilución con los productos residuales de escape, pero aun cuando todos se tomen en cuenta, encontramos que para una carga de un tercio, el flujo relativo de calor al medio refrigerante es aproximadamente 60% mayor que a plena carga, en el caso de un MEP, y aproximadamente el mismo en un MEC.

En todas las consideraciones anteriores la distribución de calor se ha expresado en función de porcentaje del poder calorífico inferior másico a presión constante del combustible. Esta es la práctica acostumbrada y para el propósito de los argumentos precedentes, la más conveniente; pero debe tenerse en cuenta que es aplicable solo cuando el dosado de funcionamiento es igual al estequiométrico.

Para propósitos prácticos es generalmente más conveniente, y en algunos aspectos más realista, expresarla en función de la potencia efectiva del motor, puesto que esto nos da la cantidad a que queremos llegar cuando se diseña un radiador o sistema de enfriamiento.

IMPORTANCIA DE LA TRANSFERENCIA DE CALOR

La temperatura máxima de los gases quemados al interior del cilindro de un MCIA es del orden de los 2500K. Las temperaturas máximas que resisten los metales que se emplean para fabricar los motores son mucho más bajas, por esta razón es necesario refrigerar culata, cilindro y pistón. Todas estas condiciones llevan a que los flujos de calor a las paredes de la cámara


145

alcancen valores de hasta 10MW / m2 durante el período de combustión. Sin embargo, en otras partes del ciclo, el flujo de calor llega a ser prácticamente cero. El flujo varía sustancialmente con la ubicación; aquellas regiones de la cámara que están en contacto con el movimiento rápido de los gases quemados a elevada temperatura son las que están sometidas a los flujos más altos. En estas regiones, se deben mantener las temperaturas lo suficientemente bajas para lograr evitar la fatiga térmica (inferiores a 400C para fundiciones grises y de 300C para aleaciones de aluminio). Las paredes del cilindro del lado del gas, deberán mantenerse a una temperatura inferior a 180C para evitar el deterioro de la película de aceite de lubricación. La bujía y las válvulas, especialmente la de escape, tienen que refrigerarse para evitar problemas de detonación del gas final (end gas) y de pre – encendido.

La transferencia de calor afecta el funcionamiento, el rendimiento y las emisiones del motor. Para una masa de combustible dada dentro del cilindro, se cumple que a mayor transferencia de calor hacia las paredes de la cámara, serán más bajas las presiones y temperaturas medias de los gases de combustión, lo que reduce el trabajo por ciclo transmitido al pistón.

CÁLCULOS DE TRANSFERENCIA DE CALOR EN MCIA

El planteamiento de las ecuaciones para el cálculo de la tasa de transferencia de calor desde el cilindro hasta el refrigerante se hace con la ayuda de la Figura 7.1

Figura 7.1 Esquema del proceso de transferencia de calor del cilindro al refrigerante en un MCIA. qCV, qR y qCN son las tasas de transferencia de calor por convección, radiación y conducción, respectivamente.

T es temperatura y los subíndices g, p y r indican gas, pared y refrigerante, respectivamente. [2]


146

Del lado del gas tenemos la aportación de la convección forzada y de la radiación:

( ) ( )4,

4, gparedggparedggRadCV TTTThqqq −+−=+= σε&&& (7.1)

Donde hg es el coeficiente de película, que se calculará según la ecuación (7.7). La transferencia de calor por conducción, para condiciones de estado estacionario y una sola

dirección del flujo de calor, a través de la pared sería:

( )rparedgparedCond TTekqq ,, −== && (7.2)

donde k es el coeficiente de conductividad térmica y e es el espesor de la pared.

Del lado del refrigerante se tiene únicamente la aportación de calor convectivo:

( )rrparedrCV TThqq −== ,&& (7.3)

donde hr es el coeficiente de película del lado del refrigerante que lo determinaremos en este libro con el método propuesto por Taylor y Toong (ecuación (7.10)). [2]

Reuniendo términos para hallar el flujo de calor y la diferencia de temperaturas se llega a:

( )rg

r

g

rwg

TT

AA

hke

h

q −

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅++

=11

1& (7.4)

( ) ( )rg

r

g

r

w

g

wpp TT

AA

hek

hek

TTrg

−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅

⋅++

⋅

=−1

1 (7.5)

( )rg

r

g

r

w

g

w

r

g

r

w

rp TT

AA

hek

hek

AA

hek

TTg

−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅

⋅++

⋅

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅

⋅+

+=1

1 (7.6)


147

En la Tabla 7.1 se puede observar el efecto del incremento del gasto másico, del tamaño y de la velocidad del motor sobre los tres parámetros de las ecuaciones (7.4) a (7.6).

El coeficiente de película (hg) se obtiene a partir de la relación entre los números de Nusselt,

Reynolds y Prandtl: cbaNu PrRe= . El método propuesto por G. Woschni [3] se empleará en este libro para el cálculo del hg.

En términos de los parámetros característicos ésta expresión se puede expresar como:

c

pared

pb

pared

g

kCvLa

kLh

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

μμρ

(7.7)

ó lo que es lo mismo:

( ) bbbbparedg Lvakh −−= μρ 1

(7.8)

Tabla 7.1 Efecto del incremento del gasto másico, tamaño y velocidad del motor en la tasa de transferencia de calor

Variable q& Tpg - Tpr Tpg Debido a: Gasto másico ↑ ↑ ↑ Re, hg, F Tamaño motor ↓ ↑ ↑ e, hg Velocidad motor ↑ ↑ ↑ Re

Debido a que la solución simultánea de las ecuaciones (7.4) a (7.7) supone una gran dificultad, especialmente debido a la vairación espacial y temporal del coeficiente de película, se suelen emplear técnicas de cálculo simplificadoras que emplean correlaciones semiempíricas.

TASA DE TRANSFERENCIA DE CALOR EN EL CILINDRO

La transferencia de calor dentro del cilindro es un fenómeno tan desconocido y difícil de predecir, quizás como el mismo proceso de combustión, no obstante, a pesar de su importancia, los errores en su modelado no son tan significativos como en el segundo caso [4]. El calor se transfiere desde el gas hasta las paredes interiores del cilindro por convección forzada y por radiación de las partículas luminosas de carbón y de los gases. Una vez en las paredes del cilindro, el calor se transfiere por conducción a través de éstas hasta el refrigerante (agua o aire) medio en el que se transmite por convección forzada.


148

Según Watson y Janota [4] el que mayor influencia tiene de los tres sobre el calor transferido total es el primero de ellos (del gas a las paredes). Por esa razón la mayoría de los modelos de transferencia de calor en los cilindros de los MCIA se concentran en la zona gas - paredes. Así pues la transferencia de calor dependerá del gradiente de temperaturas en la capa límite en las diferentes superficies que rodean el sistema (el gas). Algunos autores incluyen en sus estudios la transmisión de calor por radiación, atribuyéndole distintos grados de importancia dependiendo del tipo de motor. La contribución de la radiación en el calor total transmitido es difícil de determinar debido a la dificultad de medir la temperatura instantánea de la llama y el flujo de calor. Las diferentes estimaciones encontradas en la literatura le atribuyen desde un 0 hasta un 45% del calor total transmitido [5 a 7].

La expresión que se emplea para calcular el calor transmitido es la siguiente:

( ) ( ) ( )[ ] ( )4,

4gparedgcamisagcamisaculgculpgpg TTTTATTATTAhQ −+−⋅+−⋅+−⋅⋅= εσ& (7.9)

donde: Q& = tasa de transferencia de calor (W/s)

ht = coeficiente de transferencia de calor (W/m2·K·s) Ap = área del pistón (m2) Acul = área de la culata (m2) Acamisa = área de la camisa (m2) Tg = temperatura instantánea de los gases dentro del cilindro (K) Tp, cul, camisa = temperatura pistón, culata, y camisa respectivamente ε = emisividad

σ = constante de Stephan - Boltzmann (56.7 x 10-12 kW/m2K4)

En el presente trabajo se ha utilizado la correlación experimental de G. Woschni [2] para calcular el coeficiente promedio de transferencia de calor. Esta expresión se basa únicamente en la convección forzada ignorando la transferencia de calor por radiación. De esta manera el segundo término de la derecha en la ecuación (7.9) desaparece quedando la siguiente ecuación:

( ) ( ) ( )[ ]camisagcamisaculgculpgpg TTATTATTAhQ −⋅+−⋅+−⋅⋅=& (7.10)

Para el cálculo del coeficiente medio de transferencia de calor (hg), Woschni utiliza la relación

entre los números de Nusselt (htl/k)y de Reynolds ( )μρ /Cl de la siguiente manera:


149

bt Claklh

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅=

μρ (7.11)

donde: l = longitud característica (diámetro del pistón) k = conductividad térmica del gas ρ = densidad del gas

μ = viscosidad dinámica del gas C = velocidad característica del gas (proporcional a la velocidad lineal media del

pistón) a y b son coeficientes que se ajustan experimentalmente según el tipo de motor y

sus condiciones de funcionamiento.

El término de la velocidad característica (C) en el número de Reynolds depende enormemente del flujo turbulento local en el cilindro, el cual es difícil de determinar correctamente. Woschni propone calcular este término de la siguiente manera:

C = k4·Cm

donde k4 es una constante que depende del momento del ciclo:

k4 = 6.18 durante la renovación de la carga k4 = 2.28 durante la compresión

Durante la combustión, Woschni establece que el movimiento del gas en el cilindro debería

ser una función del incremento de presión por encima de la presión a motor arrastrado. Así pues durante las fases de combustión y expansión el término de la velocidad característica queda:

( )arrastradoRCARCA

RCADm pp

VpTV

CC −⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⋅

⋅+⋅= 00324.028.2 (7.12)

donde:

Cm = velocidad lineal media del pistón (m/s) VD = cilindrada del motor (m3)


150

TRCA, PRCA y VRCA = temperatura (K), presión (kPa) y volumen (m3) en el momento en que cierra la válvula de admisión y

(p – parrastrado) = presión en el cilindro menos presión a motor arrastrado

Woschni empleó expresiones algebraicas para la viscosidad dinámica y la conductividad del gas con el fin de simplificar la ecuación (7.11), la cual entonces se transforma en:

( ) ( ) ( )( )b

bbbpg s

mCKTkPapmDKm

Wh ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛⋅⋅⋅⋅=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ −− 62.175.01

2 26,3 (7.13)

donde: b = 0.8 Dp = diámetro del pistón (m) P = presión en el cilindro (kPa) T = temperatura en el cilindro (K)

Procedimiento de Cálculo de las pérdidas de calor Convectivo en el cilindro

1. Identificar el tipo de motor y disponer de sus curvas de presión vs ángulo para motor con y sin combustión,

2. Conocer el ángulo de cierre de la válvula de admisión del motor (RCA), 3. Determinar la velocidad característica C(m/s) teniendo en cuenta la ubicación en la curva

presión – ángulo (ecuación 7.12) 4. Calcular el coeficiente de película hg (Correlación de Woschni – ecuación 7.13), 5. Calcular el calor convectivo transferido a las paredes del cilindro (Tener en cuenta el número

de cilindros del motor)

CÁLCULOS DE REFRIGERACIÓN EN EL MOTOR

Éstos se emplean con el fin de diseñar el circuito de refrigeración del motor. Permiten estimar el calor convectivo cedido al refrigerante:

( ) prgrr ATThQ −=& (7.14)

Donde Qr es el calor que tiene que evacuar el radiador, hr es el coeficiente de película

promedio, del lado del refrigerante y se calcula según Taylor y Toong de la siguiente manera:


151

75,0Re4,10=Nu (7.15)

que en términos característicos quedaría:

( ) 25.075.075.0

75.0 4.10Re4.10 −⋅=⋅= pmg

g

p

gm DC

kDk

h ρμ

(7.16)

Los valores de las propiedades de transporte para la ecuación de Taylor y Toong se obtienen

de la Figura 7.2.

Figura 7.2 Correlación global de transferencia de calor en el motor: número de Nusselt del lado del gas

- número de Reynolds para diferentes tipos de motores. Tg,a temperatura media del gas, μg viscosidad absoluta del gas y kg conductividad térmica del gas. Datos obtenidos para una Tamb de 27C [2].


152

En la figura anterior se observan tres líneas según el tipo de motor y su sistema de refrigeración. La línea del MEC refrigerado por agua es cerca de un 25% más alta que la línea del MEP (corresponde en parte al componente de flujo de calor por radiación presente en los MEC). La línea del motor refrigerado por aire es más baja que la de los que son refrigerados por agua, probablemente debido a que las temperaturas superficiales son más elevadas.

Procedimiento de cálculo del calor cedido al refrigerante

1. Determinar la temperatura y las propiedades de transporte del gas (Figura 7.2). 2. Calcular el coeficiente de película global hr (ecuación Taylor y Toong o mediante la Figura

7.2) 3. Calcular el calor convectivo cedido al refrigerante (Tener en cuenta el número de cilindros

del motor)

BALANCE DE ENERGÍA EN EL MOTOR

Partiendo de que la energía suministrada en el combustible se compone de la potencia efectiva Ne mas la suma de la tasa de calor que se lleva el refrigerante Qref, el aceite Qaceite, la entalpía sensible de los gases que no se queman He,inc y la de los quemados he, se tiene:

efinceaceiterecf hmHQQPHm &&&&& ++++= , (7.17)

En la Tabla 7.2 y en la Figura 7.3 se muestran la influencia de los parámetros antes

mencionados en el comportamiento global del motor, como pérdidas que se le restan al poder calorífico inferior del combustible. Tabla 7.2 Pérdidas en el motor en función del poder calorífico inferior del combustible

Porcentaje respecto al poder calorífico inferior del combustible Motor Ne Qref Qaceite He,inc Mhe

MEP 25 - 28 17 - 26 3 - 10 2 - 5 34 - 45 MEC 34 - 38 16 - 35 2 - 6 1 - 2 22 - 35

El balance de energía dentro de un motor es muy complicado. La Figura 7.3 muestra en un diagrama de flujo de energías este balance. La potencia indicada es la suma de la efectiva y la de fricción. Una parte considerable de la potencia de fricción (casi la mitad) se disipa en la zona de los anillos y la camisa y se transfiere como energía térmica al refrigerante. El resto de la potencia


153

de fricción se disipa en los rodamientos, el mecanismo de válvulas, y en los auxiliares; y se transfiere como energía térmica al aceite o al entorno (Qperdido). La entalpía en los gases de escape se puede subdividir en los siguientes componentes: entalpía sensible (aproximadamente un 60%), energía cinética en el escape (7%), un término de combustión incompleta (20%), y una transferencia de calor al sistema de escape (12%) (parte de la cuál es irradiada al entorno y el resto termina en el refrigerante).

Así pues, el calor total arrastrado por el refrigerante es la suma del calor transferido a las paredes de la cámara de combustión desde los gases en el cilindro, el calor transferido a la válvula y puerto de escape durante el proceso de escape de gases, y una fracción considerable del trabajo de fricción.

Aunque una gran parte de la energía suministrada en el combustible se pierde en forma de calor, solamente una pequeña fracción del calor transferido a las paredes podría llegar a ser recuperable en forma de trabajo en el eje, el resto se pierde como entalpía sensible en el escape.

Figura 7.3 mfHc = potencia suministrada; Pi = potencia indicada; Pe = potencia efectiva; Ptf = potencia de fricción total; Ppf = potencia de fricción en el pistón; He = entalpía en el escape; He,s,a = flujo de

entalpía que se va a la atmósfera; He,ic = flujo entálpico asociado a la combustión incompleta; Ec,k = flujo de energía cinética en el escape; Qpared= calor a las paredes; Qr,e = calor cedido al refrigerante en los

puertos de escape; Qe,r = flujo de calor radiante desde el escape


154

Consideremos el caso de un MEC de aspiración natural, usado para automoción, con una relación de compresión de 15. El rendimiento indicado es 45%, y 25% de la energía del combustible es arrastrada por el agua de refrigeración. De ese 25%, cerca del 2% es debido a la fricción. De el 23% restante, cerca del 8% son pérdidas de calor durante la combustión, 6% son pérdidas de calor durante la expansión, y 9% pérdidas de calor durante el escape. Del 8% de las pérdidas durante la combustión, casi un 4% podría ser convertida en trabajo útil en el pistón. Del 6% de las pérdidas de calor durante la expansión, cerca del 2% podría haber sido utilizada. Así, del 25% perdido en el refrigerante, sólo cerca de un 6% podría recuperarse en forma de trabajo útil, lo que permitiría incrementar el rendimiento indicado de 45% a 51%.

Para un MEP, la conversión a trabajo útil es aún más baja, debido a las bajas relaciones de

compresión.

Ejercicio 7.1 La tasa instantánea de transferencia de calor (Q& ) de los gases del cilindro a las paredes de la

cámara de combustión en un MEP puede ser estimada aproximadamente de la ecuación:

)( pgg TTAhQ −=&

donde hg es el coeficiente de transferencia de calor promedio, A es el área superficial de transferencia de calor, gT es la temperatura promedio del gas en el cilindro, y pT es la

temperatura promedio de la pared. El coeficiente de transferencia de calor puede ser obtenido de la relación de los números de Nusselt, Reynolds, y Prandtl:

nmcNu (Pr)(Re)=

Donde: c = 0.4, m = 0.75, n = 0.4.

La velocidad y longitud características usadas en esta relación son la velocidad media del

pistón y el diámetro del cilindro respectivamente. Asumiendo valores apropiados para la geometría del motor y condiciones de funcionamiento de mariposa totalmente abierta, con la temperatura media de pared a 400 K, a una velocidad del motor de 2500 rpm, y usando la presión del cilindro vs. ángulo del cigüeñal que se anexa, calcular:


155

1. La temperatura media del gas en el cilindro para: θ = -180º, -90º, 0º, 20º, 40º, 90º, 150º. 2. El coeficiente instantáneo de transferencia de calor hg y la tasa de transferencia de calor Q&

del gas a las paredes de la cámara de combustión de un cilindro en estos ángulos de cigüeñal. Grafique estos resultados en función de θ.

3. Estime la fracción de energía del combustible que es transferida a las paredes del cilindro durante la compresión y la expansión.

Datos:

Asuma para el gas que la viscosidad 5107 −×=μ kg/m s , la conductividad térmica

KsmJk ⋅⋅×= − /105.1 1 , el peso molecular = 28 y el número Prandtl es 0.8. Asuma que la cámara de combustión tiene forma de disco con Dp = 102 mm, L = 88 mm y rc = 9.

Solución

Se leen de la figura los datos de P (θ) y T (θ) para los ángulos que se Piden. Para calcular el número de Reynolds, se calcula la densidad ρ (θ) como si fuera un gas ideal. Se consideran constantes dentro del ciclo las propiedades de transporte suministradas por el problema. Con el Re y el Nu se determina el coeficiente de película (hg) y finalmente se determina el flujo de calor


156

)(Q& convectivo a las paredes del cilindro. Se debe tener en cuenta que el área de transferencia de

calor es la suma de: pistón, culata y camisa. La relación biela - manivela para un motor Otto de estas características suele estar entre 3 y 4. Haremos el ejercicio para un solo ángulo y a continuación se generalizará la solución, presentando los resultados que se piden en una tabla. Usando la curva de presión vs. ángulo de giro para un valor de –180º tenemos que: Datos:

KT g º400)180( =− p(180) = 100 Kpa

4.075.0 PrRe4.0=Nu g

pCmμ

φρ ⋅⋅=Re

smseg

minmmm

minrevmmLnCm /3,7

601

10125008822 3 =⋅⋅⋅⋅==

TnRpv u= ; Tomando gas dentro del cilindro como gas ideal, tenemos que: TR

pM

u

=ρ

de donde 3842.0mkg

=ρ

2,8996107

102.03,70842Re

5

3=

⋅

⋅⋅=

−

mskg

msm

mkg

95,337)8,0()2,8996(4,0 4.075.0 =⋅=Nu

KmW

mmKW

kgNuhp

g 2

1

497102,0

105,195,337≈

⋅⋅=

⋅=

−

φ

( ) ( )θθπθθπ 2222 sen5,3cos5,42

4,2sencos12

−−−+=−−−+++=DSARRDSAAA pCPT


157

=CA Area culata PA4.1≈

=PA Area pistón

=R Relación biela - manivela

aLR = : 3 < R < 4 para motores pequeños. Tomamos R = 3.5

232 10171.8)102.0(4

mAP−×==

π

( )( ) ( ) ( )( ) 23223 1081,47180sen3180cos15.3

2088.0102.0)10171.8(4.2 mSAT

−− ⋅=−−−−−++×=π

WKTTAhQ PgTg 0)400400(1081.4797.496)( 3 =−×⋅=−= −&

Repitiendo el procedimiento para los otros valores del ángulo de giro y asumiendo que μ, K y

Pr no cambian con la temperatura ni con la presión, se tiene: θ

grados T K

p kPa

ρ kg/m3 Re Nu

hg W/m2ºK

AT m2*10-3

Q (W)

-180 400 100 0.842 8996.2 337.95 497 47.81 0 -90 500 250 1.684 17993 568.4 835.8 35.77 2989.5 0 2650 2400 3.05 32591 887.4 1305 19.61 57587.420 2600 3600 4.663 49826.5 1220.1 1794.2 20.7 81696 40 2400 2500 3.508 37485.3 985.6 1449.38 23.75 68843 90 1750 800 1.54 16450.6 531.42 781.5 35.77 37735.7

150 1400 400 0.962 10281.6 373.54 594.33 46.43 25503.8Donde:

θ Angulo de giro del cigüeñal Nu Número de Nusselt T Temperatura media del gas en el cilindro hg Coeficiente de película p Presión instantánea del gas en el cilindro AT Area total de transferencia de calor ρ Densidad del gas Q Calor convectivo transferido a las paredes Re Número de Reynolds del cilindro


158

-20000

0

20000

40000

60000

80000

100000

-200 -100 0 100 200

Ángulo de giro de cigüeñal [º]

Cal

or c

onve

ctiv

o [W

atts

]

0

400

800

1200

1600

2000

Coe

f. P

elíc

ula

[Wat

ts/m

2 -K]

Q hg

Tasa de calor convectivo y coeficiente medio de transferencia de calor en función del ángulo de

giro de cigüeñal, para los resultados del ejercicio 7.1 Ejercicio 7.2 Se tiene un motor diesel turboalimentado con intercooler, su cilindrada son Vd = 9 lt, Este motor es capaz de proporcionar 235 kW a 2200 rpm, Dp = 116 mm, L = 142 mm. El motor funciona con un dosado relativo de 0,7, la presión a la salida del compresor es de 1,7 bar, el rendimiento isentrópico del compresor es 0,75, el rendimiento del intercooler es 0,85, la temperatura media del refrigerante es de 95 ºC, si Tamb = 20 ºC y Pamb = 1 bar, calcule el flujo de calor convectivo que tiene que arrastrar el refrigerante.

El motor tiene 6 cilindros en línea y el intercooler es del tipo aire-aire. Solución

Para un FR = 0’7 se hace de la figura de Taylor y Toong:

mKWK

SPaKT

g

g

2

5

105,4

100,3600

−

−

×=

⋅×=

=

μ

( )refggcC TThAzQ −⋅⋅= '& (1)

Donde: Z = Número de cilindros


159

Ac = Area convectiva hg = Coeficiente de película convectivo

'gT = Temperatura media del gas corregida

hg se calcula con la ecuación de Taylor y Toong

75.0Re**4'10p

g Dkgh = (2)

Por lo tanto para poder determinar hg se necesita antes conocer el número de Reynolds:

g

pDmCμ

ρ ⋅⋅= '2Re (3)

'2

'2'2 TR

P

g

=ρ (4)

ηi = 0,85

2

2’

Ta

3

1

TC

Motor

4293 K1 bar

1,7 bar

ηC = 0,75

293 K1 bar

Para conocer T2’ se emplea la ecuación de rendimiento del intercooler:

amax

real

TTTT

qq

−−

==2

'22int

&

&η despejando T2’: ( )aTTTT −−= 2int2'2 η (5)


160

En la ecuación (5) es necesario determinar T2 , para ello se utiliza la ecuación del rendimiento

isentrópico del compresor:

12

12

12

12

TTTT

hhhh SS

c −−

=−−

=η despejando: c

S TTTTη

1212

−+= (6)

La temperatura T2S se determina partiendo de la relación pVγ = cte , donde:

γγ 1

1

2

1

2

−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

PP

TT S así pues:

γγ 1

1

212

−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅=

PP

TT S donde:

( ) KT S 3417,1293 4,14,0

2 =⋅= (7)

Llevando (7) a (6) se tiene:

KT 35775'0

2933412932 =−

+= (8)

Llevando este valor (8) a la ecuación (5)

( ) KT 30329335785,0357'2 =−⋅−= (9)

Ahora se puede entonces conocer el valor de ρ2’ en la ecuación (4):

3

5

'2 955,1303287

107,1mkg

KkgK

JPa

=⋅

×=ρ (10)

Para conocer entonces el número de Reynolds se necesita mC (velocidad lineal media del

pistón): smLnCm /41,1060/2200)142,0(22 =⋅==


161

El número de Reynolds ahora es:

7869381,9

81,91103

116,041,10955,1Re

225

3=

⋅⋅⋅×

⋅⋅=

−

sm

Nkgs

mN

msm

mkg

Reemplazando este valor en la ecuación (2):

( )Km

Whg 275,0

2

1896078693116,0105,44,10 =⋅

×⋅=

−

Finalmente se corrige Tg para poder entrar a (1):

KTg 6,597)300293(35,0600 =−⋅+= así pues:

Flujo de calor convectivo que tiene que arrastrar el refrigerante.

kWKKm

WmQc 276)3686,597(189604116,06 2

22

=−⋅⋅⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡ ⋅⋅=π&

Si se quisiera seleccionar la bomba apropiada para el sistema de refrigeración, entonces:

TCQ

skgm

OHP

cOH Δ⋅

=⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

2

2

&&

Donde ΔT es el salto de temperaturas en el intercambiador de calor (radiador) y el Cp del agua se puede asumir con un valor de 4,18 kJ / kg-K Nota El problema se podía solucionar igualmente determinando el número de Nusselt a partir del Reynolds, leyendo este dato de la gráfica de Taylor y Toong. Ejercicio 7.3 Calcular el flujo de calor convectivo que tiene que evacuar el sistema de refrigeración de un motor diesel de 6 cilindros en línea turboalimentado con intercooler. Se conocen los siguientes


162

datos: diámetro pistón 112 mm, carrera 130 mm. Rendimiento isentrópico del compresor 0.7, rendimiento intercooler aire – aire 0.8, presión a la salida del compresor 1,5 bares, dosado de funcionamiento del motor 0.6, temperatura media del refrigerante 95 ºC. Condiciones ambiente 20 ºC y 850 mbar. El motor desarrolla 150 kW a 2000 rpm. Solución

1

2

2’

3

4

T1 =293 ºK

De la Figura 7.2 obtenemos los siguientes datos:

KmWkg⋅

×= −2104,4 ; 25105,3

msN

g⋅

×= −μ ; KT

KT

r

g

º368

º550

=

=

( ) prgmr ATThQ −=

( ) 232 10852.9112.04

mAp−×==

π

75.0Re4.10

pm D

kgh =

g

pm DCμ

ρ=Re

smnCm /667.860/200013.0225 =××==


163

( ) ( ) ( )⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=−=

−=−=

−

1

1

1

2112

1212

γγ

ηηρ

η ppTCm

TTmhhmhhmW

c

pa

c

pa

caRac

&&&&&

γγ

2211 VpVp =

γγ

γγγγ−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=⇒⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

1

2

1

1

2

1

2

2

1

1

1

2

2

1

2

2

1

pp

TT

TT

pp

nRTp

pnRT

VV

pp

KbarbarK

pp

TT º34,3375,185,0º293

33.133.111

2

112 =⎟

⎠

⎞⎜⎝

⎛=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

−−γγ

ambimo

real

TTTT

qq

−−

==2

'22

máxintη

( ) ( ) KTKTTTT amb 87,3018,029334,33734,337 '2int22'2 =−−=−−= η

3/731,1

87,301273

013,15,1293,1 mkg=⋅⋅=ρ

24,48008105,3

731,1112,0667,8Re 5 =×

⋅⋅= −

( )

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

−=

⋅×⋅=

−

KmWhm 2

75.02

19,13251112,0

24,48008104,44,10

( ) ( ) KTTT gg 6,55030087,30135,05502735,0 int

' =−+=−+=

( ) WQr 68,2384510852,93686,55019,13251 3 =×⋅−= − (1 solo cilindro)

kWzQQ rRT 143668,23845 =⋅=⋅= Suponiendo que en el radiador logremos tener un salto térmico de 10K, podríamos determinar el caudal de agua necesaria para arrastrar este calor:

skgK

KkgkJ

kWTC

Qm

p

rOH /421,3

1018,4

1432 =

⋅−

=Δ⋅

=&

&


164

Si en un balance térmico realizado a este mismo motor, lográsemos determinar el porcentaje de la energía total suministrada que arrastra el refrigerante, podríamos entonces plantear el siguiente cálculo:

( )cftotalref HmQQ ⋅⋅== &&& %20%20

Para las condiciones de funcionamiento que da este problema, se tiene un gasto másico de combustible de 8,79 g/s de combustible, así pues:

( ) kWQref 764320000879,020,0 =⋅⋅=&

TCmQ paguaref Δ⋅⋅= &&

sl

skg

skgmagua 817,1817,1

8,41952,75

===& ♦

REFERENCIAS

[1] Ricardo, H., (1953) “The High Speed Internal Combustion Engine”, Blackie and sons, London [2] Heywood, J.B., (1988), “Internal Combustion Engine Fundamentals”, McGraw-Hill, New York. [3] G. Woschni, “A Universally Applicable Equation for the Instantaneous Heat Transfer Coefficient in the Internal Combustion Engine”, SAE paper No. 670931 (1967) [4] N. Watson and M.S. Janota, Turbocharging the internal combustion engine, The Macmillan Press Ltd. London (1982) [5] D.N. Assanis and J.B. Heywood, “Development and use of a Computer Simulation of the Tubocompounded Diesel system for Engine Performance and Component Heat Transfer Studies”, SAE paper No. 860329 (1986) [6] W.J.D. Annand, “Heat Transfer in the Cylinders of Reciprocating Internal Combustion Engines”, Proc. I. Mech. E, Vol. 177 No. 36 (1963) [7] P. Flynn, M. Mizusawa, O.A. Uyehara and P.S. Myers, “An Experimental Determination of the Instantaneous Potential Radiant Heat Transfer Within an Operating Diesel Engine”, SAE paper No. 720022 (1972).

CAPÍTULO 8

PÉRDIDAS MECÁNICAS Y LUBRICACIÓN

INTRODUCCIÓN

Hasta ahora hemos considerado el rendimiento del motor en términos de la proporción del calor total convertido en trabajo útil en el cilindro, pero ésta no es de ninguna manera la historia completa; en lo que estamos realmente interesados es en la proporción de trabajo útil obtenible en el del cigüeñal y en realidad no ganamos nada consumiendo por fricción interna o por bombeo de aire lo que ganamos con algunos mejoramientos en el rendimiento térmico indicado, ya que generalmente al tratar de aumentar ésta, aumentan los anteriores.

Tomada en su extensión la fricción interna mecánica de un motor es una función de la máxima presión, puesto que esto, en gran parte, determina tanto el área de las partes deslizantes como el peso de las partes móviles; también determina la fricción de los anillos del pistón, o por lo menos del anillo superior del pistón contra las paredes del cilindro, pues para funcionar, es esencial que este anillo tenga detrás de sí la presión del gas.

Así permaneciendo los demás factores iguales, mientras más baja sea la relación de la presión máxima a la presión media efectiva, mayor será el rendimiento mecánica del motor. Además, una gran cantidad de las pérdidas se debe a la viscosidad del aceite y otra parte sustancial, al trabajo del bombeo de aire para llenar y vaciar el cilindro, ambos son independientes de la presión de trabajo, por lo tanto se sigue también que, mientras más alta sea la presión efectiva media, mayor será el rendimiento mecánico.

Desde el punto de vista de el rendimiento mecánico, necesitamos entonces la máxima pme posible, combinada con la menor relación posible entre la presión máxima y la pme. Desafortunadamente los recursos a los cuales podríamos acudir para mejorar el rendimiento térmico indicado (tales como usar una relación de compresión muy alta o una prolongación del tiempo de expansión) tienden a aumentar demasiado la relación entre la presión media y la máxima, y una proporción sustancial de nuestras ganancias se perdería en la fricción entre el cilindro y el cigüeñal.

De nuevo, a medida que aumentamos la velocidad de rotación del motor, ganamos en rendimiento indicado debido a la reducción de las pérdidas de calor, pero igualmente, a medida que aumentamos la velocidad aumentamos también la fricción resultante de las fuerzas dinámicas

Capítulo 8. Pérdidas mecánicas y lubricación

166

debidas a la inercia del pistón, etc. Las fuerzas dinámicas aumentan con el cuadrado de la velocidad de rotación como se demostró en el Capítulo 6, como también la resistencia viscosa del lubricante.

No todo el trabajo transferido por los gases al interior del cilindro - Trabajo indicado- se convierte en trabajo disponible en el eje. Una fracción de este se transforma en fricción y a éste se le denomina trabajo de fricción.

El trabajo o potencia de fricción es una fracción considerable del trabajo indicado, llegando a ser cerca del 10% a plena carga y del 100% al ralentí, punto de funcionamiento en el cual toda la energía generada en el cilindro se emplea en vencer las pérdidas de fricción. Gran parte de las pérdidas de fricción se disipan en forma de calor y son arrastradas por el refrigerante y/o por el aceite.

El trabajo de fricción, definido como la diferencia entre el trabajo durante la compresión y expansión y el trabajo en el eje del motor se consume de la siguiente forma:

• En arrastrar mezcla fresca durante la carrera de admisión y en sacar los gases quemados desde el cilindro durante la carrera de escape. Este usualmente se llama trabajo de bombeo (durante la renovación de la carga).

• Para vencer el movimiento relativo de las partes móviles del motor. Incluye fricción entre

segmentos (anillos) y camisa, cigüeñal, rodamientos del árbol de levas, mecanismo de las válvulas, piñones, poleas o bandas.

• Para mover los accesorios del motor. Ventilador, bomba de agua, bomba de aceite,

bomba de combustible, alternador, y en algunos casos aire acondicionado.

A continuación se definen algunos parámetros importantes: Trabajo de bombeo: Es el trabajo neto por ciclo hecho por el pistón durante la renovación de la carga (carreras de admisión y escape). Wb se define únicamente para motores de 4 tiempos. Trabajo de fricción por rozamiento: Es el trabajo por ciclo disipado para sobreponerse a la fricción debida al movimiento relativo entre componentes adyacentes del motor. Trabajo de accesorios o auxiliares: Es el trabajo por ciclo requerido para conducir los accesorios del motor, como ventilador, bombas, alternador, compresor del aire acondicionado, etc. Normalmente se incluyen en los cálculos solamente los más esenciales


167

Trabajo total de fricción: Es la suma de los tres componentes anteriores:

Wt = Wb + Wr + Wa (8.1)

En la Figura 8.1 se muestra el aporte de los componentes de fricción antes mencionados en la presión media de fricción total.

Figura 8.1 Comparación entre las distintas formas de fricción del motor: pmf a diferentes cargas y

velocidades para un MEP y para un MEC [1]

La mejor forma de medir la fricción en un motor es por vía termodinámica, es decir, restando de la potencia indicada (medida mediante un captador de presión en la cámara de combustión), la potencia efectiva (o al freno). Este método sin embargo es difícil de usar en motores multicilíndricos, debido a la variación entre cilindros de la potencia indicada y debido a la dificultad de obtener datos de presión en cámara suficientemente precisos, ya que el ruido inducido por el funcionamiento de los demás cilindros afecta las mediciones. Por esta razón, la potencia de fricción usualmente se mide a motor arrastrado (sin combustión). Si bien es cierto que las pérdidas son diferentes que cuando hay combustión, se suelen dar buenas aproximaciones


168

de esta manera. A continuación se detallan los diferentes métodos propuestos en la medida de la presión media de pérdidas de fricción (pmf) del motor.

FORMAS DE MEDIR LAS PÉRDIDAS DE FRICCIÓN EN LOS MCIA

1. Ciclo indicado. Consiste en medir directamente a partir de la potencia indicada determinada mediante análisis de los datos de presión en cámara de combustión provenientes de un captador de presión piezoeléctrico. A continuación se presenta un código de programación, realizado en Visual Basic™, que permitiría calcular la potencia indicada:

Public Sub CalculosIndicados 'Trabajo indicado

For i = rca To aae ‘rca = retraso cierre admisión y aae = avance apertura escape Wi = Wi + (p(i) + p(i + 1)) / 2 _ * (fVol(i + 1) - fVol(i))

NEXT I

'Se suma un 5.5% debido a que no se integra todo el ciclo 'de alta presión, sino solamente entre el cierre de la válvula ‘de admisión y la apertura de la válvula del escape.

‘presión media indicada pmi = 1.055 * (Wi / VD) ‘(presión media indicada) ‘Potencia indicada Potind = 1.055 * (Wi * rps / 2) * NumCil ‘(potencia indicada) ‘Rendimiento indicado rendin = Potind / (mf * hc) * 1000 ‘(rendimiento indicado) ‘Consumo específico de combustible indicado gif = (mf * 1000 * 3600) / Potind ‘(consumo específico indicado) End sub

Entre los puntos rca y aae (ciclo termodinámico cerrado) se almacena en una matriz de datos los valores del trabajo indicado Wi dados como el producto pdV. Como recomendación de algunos autores, se suma un 5.5% para acabar de cerrar el ciclo, ya que el rca y el aae no coinciden con el PMI [2].


169

Teniendo ahora la potencia indicada sólo basta restar la potencia efectiva para obtener entonces la potencia de fricción global del motor.

2. Motor arrastrado. consisten en arrastrar el motor con un medio externo (otro MCIA o un

motor eléctrico), bajo condiciones de operación lo más parecidas posibles a cuando hay combustión. Es necesario elevar primero la temperatura del aceite y del refrigerante del motor. Otro método consiste en llevar el motor a las condiciones de operación normales y a partir de allí retirar, rápidamente y por unos segundos, el sistema de encendido de aquel cilindro donde se encuentre el captador de presión (la bujía en un MEP o la inyección de combustible en un MEC). El resto de cilindros arrastran al cilindro en cuestión. Es importante tener en cuenta que las pérdidas de fricción calculadas de esta manera incluyen las pérdidas de bombeo.

3. Pruebas de Morse. En el ensayo Morse, se corta el paso de corriente, o la inyección de

combustible a cada cilindro a la vez (motores multicilíndricos), y se determina la pérdida de par efectivo manteniendo constante la velocidad del motor. El resto de cilindros arrastran al cilindro en cuestión.

4. Líneas de Williams. Es un método aproximado para MEC. En banco de ensayos se fija la

velocidad del motor y se llevan a una gráfica, el consumo de combustible (g/s) en función de la presión media efectiva (kPa). La curva que une todos los puntos se extrapola a cero en el eje de consumo de combustible y el valor que se lea sobre el eje de pme corresponde a la presión media de pérdidas de fricción (Figura 8.2). Generalmente la línea no es recta (ligeramente curva) lo que dificulta la extrapolación. En la misma figura se observa el parecido entre un valor calculado con las líneas de Williams y con motor arrastrado.


170

Figura 8.2 Método de las líneas de Williams para determinar la pmf [1]

PÉRDIDAS DE FRICCIÓN EN EL MOTOR

En muchas ocasiones es importante predecir mediante un modelo de cálculo matemático el funcionamiento de un motor, especialmente para mirar tendencias de comportamiento y para evitar grandes costos al momento de realizar ensayos. Un método corriente consiste en obtener mediante un modelo de combustión del motor los parámetros indicados. Debido a que el término que realmente interesa es la potencia del motor en el eje, es necesario entonces restarle a los valores indicados la potencia requerida para vencer las pérdidas de fricción. En el presente texto, como es común en muchos investigadores (por ejemplo, D.E. Winterbone y D. Tennant [2]), los términos de fricción incluirán únicamente los componentes del cigüeñal, el pistón, el árbol de levas y los auxiliares, no incluirán pues los términos de bombeo (renovación de la carga).

La referencia más conocida para el cálculo de la fricción en los MEC turboalimentados es la de S.K. Chen y P.F. Flynn [3]. Sus investigaciones las realizaron en un motor experimental diesel monocilíndrico capaz de aguantar presiones en cilindro de 20000 kPa (200 bar) con presiones medias indicadas de hasta 1800 kPa (18 bar) a 3200 rpm. Los ensayos fueron realizados en dos variantes de las cuales la ER-2 incluía las pérdidas de auxiliares. Las expresiones de la presión media de fricción para ambas configuraciones son las siguientes:

pmf = 0.138 + 0.005·pmax + 0.164·Cm (ER-2) (8.2)

pmf = 1.172 + 0.010·pmax + 0.164·Cm (ER-1) (8.3)


171

Donde pmf es la presión media de fricción (bar), pmax es la presión máxima de combustión

(bar) y Cm es la velocidad lineal media del pistón (m/s). Winterbone y Tennant [4] han desarrollado su propia correlación basados en la ecuación de

Chen y Flynn con el fin de utilizarla durante la simulación del régimen transitorio del motor. Su ecuación es la siguiente:

Pmf(bar) = 0.061 + 0.294·Cm(rpm)/1000 + 0.016·pmax(bar) (8.4)

Ledger [5], Winterbone [6] y Watson [7] emplearon la misma estructura de la ecuación (8.3) en sus modelos transitorios modificando únicamente los valores de los coeficientes de acuerdo a sus resultados experimentales. Agudelo [8], obtuvo su propia correlación para un motor IVECO diesel, turboalimentado, de 6 cilindros en línea, inyección directa y una cilindrada de 7,685 litros:

mmax nppmf ⋅+⋅−= 0765991.00234018.0184.221 (8.5)

Donde pmf es la presión media de fricción (kPa), pmax es la presión máxima de combustión

(kPa) y nm es el régimen de giro del motor (rpm). En la Figura 8.3 se comparan los resultados experimentales y los calculados por las diferentes correlaciones mencionadas de la presión media de fricción. En la Figura 8.4 se muestra la correspondencia entre los datos experimentales y los calculados con la correlación (8.5).

0

50

100

150

200

250

300

800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200

Régimen de giro (min-1)

pmf (

kPa)

Experimental S.K.Chen Winterbone Propia

Figura 8.3 Presión media de fricción experimental y calculada con diferentes correlaciones


172

0

50

100

150

200

250

300

0 50 100 150 200 250 300

Calculados con Ecuación 2.35 (kPa)

pmf e

xper

imen

tal (

kPa)

Figura 8.4 Comparación de la pmf experimental y calculada con la correlación (8.5) [x]

Para MEP, Heywood [1] propone en su libro la siguiente correlación:

( ) ( ) 2

100005.0

100015.097.0 ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛+⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛+=

nrpmnbarpmftotal (8.6)

SISTEMA DE LUBRICACIÓN

El lubricante y el sistema de lubricación (Figura 8.5) desempeñan las siguientes funciones principales:

• Reducir las pérdidas de fricción y asegurar el máximo rendimiento mecánico del motor • Proteger el motor contra el desgaste • Contribuir a la refrigeración del pistón y de aquellas partes por las cuales se disipa el

trabajo de fricción • Remover impurezas de las zonas lubricadas • Mantener las fugas de gas y de aceite (especialmente en la región de los anillos) a un

nivel mínimo aceptable.


173

Figura 8.5 Sistema de lubricación típico de un MCIA [1]

Requerimientos del lubricante

Estabilidad a la oxidación: se refiere a la degradación del aceite lubricante por oxidación de los hidrocarburos que lo componen. Se debe a las elevadas temperaturas del aceite y de las partes del motor en movimiento, a la presencia de oxigeno, a la naturaleza de las superficies metálicas y a los productos de la combustión. Contribuye a la formación de depósitos. La temperatura del aceite en el cárter es del orden de 130C. Detergencia/Dispersión: La propiedad de detergencia está dada en aceites minerales por los aditivos; su función es reducir la cantidad de depósitos y asegurar su remoción. A baja temperatura los depósitos se deben principalmente a los subproductos de la combustión. A elevadas temperaturas provienen de las fracciones oxidadas del aceite. Reducción del desgaste: El desgaste es debido a los efectos individuales y combinados de la corrosión, la adhesión (es decir, contacto metal - metal) y a la abrasión. El ataque corrosivo por productos ácidos de la combustión es el principal causante del desgaste de las camisas y los anillos. La abrasión resulta de la presencia de polvo, esquirlas metálicas y del aceite lubricante que se almacena en los filtros. Viscosidad: Se determina midiendo el tiempo requerido para que un volumen fijo de aceite fluya a través del orificio de un tubo capilar que se encuentra en un medio a temperatura controlada.


174

La viscosidad de un lubricante decrece con el incremento de la temperatura (Figura 8.6). Se requiere baja viscosidad a temperatura ambiente y alta viscosidad a motor caliente.

Figura 8.6 Curvas SAE para la viscosidad en función de la temperatura [1]

La clasificación de los lubricantes para MCIA más común es la de SAE1. Ésta depende

únicamente de la viscosidad del aceite. Hay 7 clasificaciones diferentes SAE 5W, 10W, 20W, 20, 30, 40 y 50. Cada número corresponde a un rango de viscosidad (Figura 8.6).

Según la clasificación SAE para los aceites, los números seguidos por la letra W son empleados en climas fríos, su viscosidad se determina en laboratorio a una temperatura de –18C. Sin W indica que son aceites propios para climas cálidos. Éstos se basan en viscosidad medida a 99ºC. Los aceites multígrados (por ejemplo un SAE 10W-40) satisface condiciones de servicio a bajas y altas temperaturas. Éstos tienen índices de viscosidad mayores que los aceites de un solo grado, lo cual los hace muy atractivos para los MCIA.

REFERENCIAS

[1] Heywood, J.B., (1988), “Internal Combustion Engines Fundamental”, McGraw-Hill, New York [2] J.H. Horlock and D.E. Winterbone, (1986), “The Thermodynamics and Gas Dynamics of Internal Combustion Engines”, Clarendon Press, Vol. 2, Oxford

1 SAE indica Society of Automotive Engineering


175

[3] S.K. Chen and P.F. Flynn, “Development of a Single Cylinder Compression Ignition Research Engine”, SAE paper No. 650733 (1965) [4] D.E. Winterbone, D.W.H. Tennant, “The Variation of Friction and Combustion Rates During Diesel Engine Transients”, SAE paper No. 810339 (1981) [5] J.D. Ledger, N.D. Walmsley, "Computer Simulation of a Turbocharged Diesel Engine Operating Under Transient Load Conditions", SAE paper No. 710177 (1971) [6] D.E. Winterbone, C. Thiruarooran, P.E. Wellstead, "A Wholly Dynamic Model of a Turbocharged Diesel Engine for Transfer Function Evaluation", SAE paper No. 770124 (1977) [7] Watson N, Marzouk M., "A non-linear Digital Simulation of Turbocharged Diesel Engines under Transient Conditions" SAE paper No. 770123 (1977).

CAPÍTULO 9

COMBUSTIBLES Y SISTEMAS DE SUMINISTRO DE COMBUSTIBLE

COMBUSTIBLES

Clasificación

La gran mayoría de los combustibles empleados en automoción son hidrocarburos. Se caracterizan porque únicamente presentan carbono e hidrógeno en su estructura molecular. Se clasifican principalmente de acuerdo con la presencia o no de enlaces múltiples o de anillos, dando origen a las clases principales que se resumen en la Tabla 9.1.

Una clasificación pertinente respecto a su posible utilización en vehículos automotores puede ser, según su estado en la naturaleza: sólido, líquido o gaseoso.

COMBUSTIBLES SÓLIDOS

Básicamente el carbono mineral. En los MCIA se han realizado especialmente en Estados Unidos algunas investigaciones del quemado del “slurry” en motores. Éste es una mezcla pastosa de carbón finamente pulverizado con agua (para mayor información, se recomienda buscar aquellos números del Transactions of The ASME, Journal of Engineering for Gas Turbine and Power dedicados a motores de combustión interna alternativos).

COMBUSTIBLES LÍQUIDOS

La mayoría proceden del petróleo. De éstos los más frecuentes son las gasolinas (combustibles tradicionales para los MEP) y el ACPM (aceite combustible para motores tradicionalmente empleado para los MEC). Los MEC de gran tamaño empleados en nuestra industria para generación eléctrica, especialmente en horas pico, o para otras demandas de gran potencia, pueden quemar combustibles llamados fuel oils, que son aceites de elevada viscosidad (se recomienda consultar la norma ASTM D396 para combustóleos).

En la Tabla 9.2 se muestran las principales especificaciones de las gasolinas comerciales (extra y corriente), según la norma Colombiana ICONTEC No. 1380. Igualmente, en la Tabla 9.3 aparecen las especificaciones según la norma Colombiana ICONTEC No. 1871 para la gasolina de aviación tipo 100/130.

Capítulo 9. Combustibles y sistemas de suministro de combustible

177

Tabla 9.1 Clasificación de los hidrocarburos [1]

Clase Particularidad de las

moléculas Fórmula general Ejemplos

Grupo Alquil Parafínicos

Alcanos Todos los enlaces simples.

No presentan anillos CnH2n+2

Todos son llamados compuestos n-normales e

iso, respectivamente. CH4, metano; C2H6, etano; C3H8, propano; C8H18, n-octano e

iso-octano. Cicloparafínicos o naftenos

Cíclicos Todos los enlaces son

simples. Anillos alifáticos, saturados o no.

CnH2n

C3H6, ciclo-propano (un anillo de 3 átomos de C); C4H8, ciclo-butano (anillo de 4 átomos de C); C5H10,

ciclo-pentano. Olefinas

Alquenos Tienen uno o más enlaces dobles, por lo tanto son

insaturados CnH2n

C2H4, etileno; C3H6, propileno; C4H8, butileno;

Acetilenos

Alquinos

Uno o más enlaces triples. El primer miembro es

acetileno,

HCCH −≡− .

CnH2n-2 C2H2, acetileno.

Grupo de compuestos Aromáticos

Aromáticos

Al menos un anillo de seis carbonos con enlaces dobles alternos. La

estructura de los hidrocarburos aromáticos es el anillo del benceno

(C6H6)

CnH2n-6 C7H8, tolueno; C8H10,

xileno.

Grupo de los Alcoholes

Alcoholes mohídricos En éstos compuestos orgánicos, un grupo

hidroxil (- OH) CnH2n+1OH

CH3OH, metanol; C2H5OH, etanol.


178

Tabla 9.2 Especificaciones de las gasolinas motor [2]

Especificaciones Norma ICONTEC No. 1380 Extra corriente Número octano (mínimo) 92 80 Punto inicial de ebullición (ºC) 30 30

Porcentaje destilado a 100 ºC 30 min 30 min 70 máx 70 máx

Porcentaje destilado a 190 ºC (mínimo) 90 90 Punto final de ebullición (ºC) 225 225 Corrosión a 50 ºC (3 hrs, máximo) 1 1 Presión de vapor residual (máx, en kPa) 78.42 78.42 Contenido de “goma” en mg/100 cc máximo 5 5 Color Natural Natural Azufre ( porcentaje en peso, máx) 0.15 0.15 Tabla 9.3 Especificaciones de la gasolina para aviación. Grado 100/130 [3]

Propiedad – Norma ICONTEC No. 1871 Valor Valor antidetonante mínimo, número octano (mezcla pobre) 100 Valor antidetonante mínimo, número octano (mezcla rica) 130 Color Verde Tetraetilplomo máximo en cc/dm3 1.0 Propiedades de destilación, temperatura máxima en ºC

Para evaporar el 10% 75 Para evaporar el 50% 105 Para evaporar el 90% 135

Temperatura mínima para evaporar el 40% en ºC 75 Punto final de ebullición (máx en ºC) 170 Suma de temperatura para evaporar el 10%, 50%, (min en ºC) 135 Porcentaje de destilado recobrado (mínimo) 97 Porcentaje del residuo de destilación (máx) 1.5 Porcentaje de pérdida por destilación (máximo) 1.5 Calor neto de combustión en MJ/kg, mínimo 43.5 Presión de vapor en kPa 38 a 48 Corrosión a la lámina de cobre, 2 h a 100 ºC (en bomba), máx No. 1 Goma potencial (5 h de envejecimiento), máx en mg/100cc 6 Precipitado de plomo visible, mg/100cc máx 3 Azufre, porcentaje en masa, máx 0.05 Punto de congelación, máx (en ºC) -58 Interacción agua – combustible, el cambio de volumen no debe exceder del máx, en cc 2


179

COMBUSTIBLES GASEOSOS

Los tipos de combustibles gaseosos más comúnmente quemados en motores son el Gas Natural Comprimido – GNC - y el GLP o Gas Licuado de Petróleo, que para automoción es generalmente una mezcla de butano y propano en diferentes proporciones.

El Gas Natural debido a sus dificultades de licuefacción a temperatura ambiente se suministra a lo motores comprimido (en torno a los 230 bar) lo que hace difícil su almacenamiento (los depósitos deben cumplir normas muy exigentes – ASME1 sec. 8, div. 1). La elevada presión de almacenamiento permite almacenar suficiente combustible en el depósito para brindar autonomía al vehículo. Puede haber recarga lenta o rápida, según el tipo de estación de llenado (la rápida para un autobús tarda un mínimo de 20 minutos). Su componente fundamental es el metano (en torno al 90-96%). Es un combustible ecológico hasta cierto punto ya que en su reacción de combustión suele emitir tanto o más NOx que los otros combustibles. Su ventaja fundamental es la homogeneidad de la mezcla por lo que produce muy pocos hidrocarburos sin quemar HC, sin embargo, la emisión de metano al ambiente es mucho más severa desde el punto vista del efecto invernadero que el CO2 (del orden de 30 veces más dañino).

Los vehículos que usan gas pueden ser de dedicación exclusiva, que tienen la ventaja de ser diseñados con la relación de compresión adecuada para incrementar potencia, debido a las buenas propiedades del GNC a la autodetonación. Estos sistemas permiten también emplear sistemas de inyección electrónicos exclusivos para Gas Natural con una única centralita de control electrónico lo que mejora enormemente el proceso de combustión en el cilindro. Otro tipo de vehiculos que usan el GNC son los de funcionamiento dual (mediante el accionamiento de un botón, una electroválvula deja pasar gas o gasolina, según convenga), contrario al anterior, presentan la desventaja de pérdida de potencia y par cuando funcionan con Gas Natural debido a que el motor inicialmente ha sido concebido (relación de compresión) para funcionar con Gasolina Motor. Generalmente se necesita un avanzador electrónico de chispa (curva dual), para lograr que su combustión sea lo más parecida posible a la de la Gasolina.

GLP. Su principal ventaja es que a presión y temperatura ambiente es líquido, lo cual facilita enormemente su almacenamiento (bajas presiones). Su componente fundamental es el propano aunque también contiene butano en forma de mezcla. En algunos países tienen un uso más generalizado que el Gas Natural en automoción, debido principalmente a su similitud en el proceso de combustión con la Gasolina. En cuanto a emisiones contaminantes es muy similar al gas natural.

1 ASME indica American Society of Mechanical Engineering.


180

Otros combustibles

Las políticas energéticas y ambientales actuales están propiciando la investigación de nuevos combustibles alternativos tales como los alcoholes (metanol y etanol), los biocombustibles o combustibles de origen vegetal (EMG , éster metílico de girasol; EMC, éster metílico de colza, etc.).

Son de uso frecuente en países donde hay excedentes agrarios y se suelen mezclar directamente con las gasolinas o con el ACPM sin hacer cambios en el motor.

Se habla del hidrógeno como el combustible del futuro ya que además de encontrarse en abundancia en la naturaleza se puede emplear en pilas de combustible las cuales mediante un proceso electroquímico (con muy bajas o casi sin emisiones contaminantes) transforman directamente la energía química en fuerza electromotriz.

Propiedades de los combustibles

1. Poder calorífico HC Es la energía liberada por la combustión completa de una unidad de masa de combustible a unas condiciones standard (en kJ/kg de combustible).

Si los productos de la combustión se enfrían hasta que condense el vapor de agua, ésta libera su calor latente de vaporización. Si esta energía cedida por el agua se suma al poder calorífico del combustible, hablamos del poder calorífico superior HCsup . Cuando ésta energía no se suma al poder calorífico del combustible, hablamos del poder calorífico inferior HCinf .

En el Capítulo 4 se discutió a fondo este concepto. En motores generalmente se usa el poder calorífico másico inferior determinado a presión constante. La relación existente entre los dos poderes caloríficos es:

vCC rgHH −= supinf (9.1)

donde r es el calor latente de vaporización y gv es el calor latente de vaporización del agua. En un trabajo reciente, M. Lapuerta, et al [4] han investigado algunas de las principales

causas de error que se cometen al utilizar el valor del HCinf en el cálculo del rendimiento de los motores:

1. Las condiciones en las que ocurre el proceso de combustión en el motor son muy diferentes de las condiciones a las que se define el poder calorífico.

2. Distribución heterogénea del dosado dentro del cilindro, lo que implica que hayan zonas con mayor temperatura en un instante determinado.


181

3. La velocidad con la que se modifican las condiciones termodinámicas de los productos quemados, y especialmente su velocidad de enfriamiento.

4. La disociación química de los productos de combustión a elevadas temperaturas. 2. Volatilidad La volatilidad es una medida del porcentaje en volumen de combustible que se evapora en función de la temperatura y se mide con la curva de destilación.

Los porcentajes más comunes en la curva de destilación son el 10%, 50%, y 90% de combustible.

Si la volatilidad, cuando se ha destilado el 10% del combustible, es muy alta, hay problemas de arranque en frío porque, cuando el motor opere a bajas temperaturas no se evapora el suficiente combustible como para que se mezcle correctamente con el aire.

Si el punto del 10% es bajo, se pueden producir problemas por la formación de burbujas de vapor.

3. Calor latente de vaporización Todo líquido al evaporarse extrae calor del medio que lo rodea. Esta cantidad se conoce con el nombre de calor latente de vaporización. En el Capítulo 4 se mostró mediante la aplicación de la ecuación de conservación de la energía la manera como influye la fracción de combustible vaporizado en el enfriamiento de la mezcla. En mezclas estequiométricas la gasolina disminuye la temperatura de la mezcla en torno a 20C, el etanol la disminuye en torno a 82C y el metanol en torno a 130C. Un enfriamiento fuerte de la mezcla debido al calor latente de vaporización del combustible es deseable de cara a mejorar el rendimiento volumétrico del motor (ver Capítulo 6), esta es una de las razones por las cuales los motores de fórmula 1 queman metanol en lugar de gasolina, teniendo ésta mayor poder calorífico.

4. Comportamiento frente a la combustión Una medida corriente de la calidad de la combustión de las gasolinas es el número de octano (I.O), un número de octano elevado, indica una elevada resistencia a la detonación. Por ejemplo, un IO de 97 indica que el combustible empleado tiene el mismo comportamiento frente a la combustión que una mezcla del 97% de iso-octano (2,2,4 trimetilpentano – considerado con un IO = 100, es decir, no detonante) y un 3% de n-heptano (con un IO = 0, es decir, muy detonante). El IO puede variar considerablemente con el diseño del motor, las condiciones de operación y condiciones ambientales durante el ensayo, condiciones mecánicas del motor, y tipo


182

de combustible y aceite empleados en la operación del ensayo anterior. Existen varios métodos para determinar el IO de un combustible. Los dos métodos más comúnmente usados son :

1. Método Motor (MON – motor octane number) norma ASTM D-2700 2. Método Research (RON – research octane number) norma ASTM D-2699

El código ASTM exige determinar el IO (MON y RON) en un motor CFR (Cooperative Fuel

Research). Este motor es monocilíndrico con relación de compresión variable (culata móvil). El método motor es más exigente porque las condiciones de ensayo son más severas.

Algunos países como Alemania exigen la determinación del IO únicamente mediante el MON.

Procedimiento para determinar el número de octano

El motor viene equipado con la instrumentación especial necesaria para realizar el ensayo. Se eligen entonces, las condiciones de ensayo (MON o RON) que representen el rango de operación del motor en el cuál la detonación o knock sea más severa. Con el combustible de ensayo se ajusta el dosado para que el knock sea máximo. En estas circunstancias se ajusta la relación de compresión del motor hasta alcanzar un valor del knock fijado por norma. A continuación se cambia a las mezclas de referencia y se busca entonces, que el nivel de knock del combustible de ensayo esté entre los dos de referencia (no más de un número de octano por encima, ni menos de uno por debajo). A continuación se determina el número de octano de la gasolina de ensayo interpolando entre los dos números de octano de las mezclas de referencia.

En los MEC se mide la calidad de inflamación del combustible mediante el número de cetano (CN). Éste es como el número de octano de los MEP, pero varía inversamente, y es apenas lógico ya que en los MEC se busca que el combustible tenga una elevada tendencia a la inflamación. El CN se define como el porcentaje de mezcla de dos hidrocarburos puros. El cetano (n-hexadecano, C16H34) que tiene un CN = 100 y el isocetano, heptametilnonano (HMN), el cual tiene muy baja calidad de inflamación, representa la escala inferior y tiene un CN = 15, de esta manera el número de cetano está dado por:

CN = n-cetano(%) + 0,15 x HMN(%) (9.2)

No se emplea un compuesto con un CN = 0 (α - metilnaftaleno, C11H10) por ser un compuesto

poco estable. El CN representa de manera indirecta la duración (en ángulo de giro de cigüeñal, o tiempo) del tiempo de retraso. Los valores recomendados para el ACPM están entre 45 y 55 [6]. Por debajo de este rango el tiempo de retraso se incrementa demasiado, lo que se refleja en una


183

mala combustión. El CN es función de parámetros como: el pozo petrolífero (por su contenido de parafinas, aromáticos y naftas), del proceso de refinamiento y de los aditivos. El procedimiento de ensayo normalizado para su determinación se encuentra en la norma ASTM D-613.

Procedimiento para determinar el número de cetano

Se requiere que las condiciones de operación del motor CFR (diferente al empleado en la determinación del IO) sean las siguientes: 900 rpm, temperatura del refrigerante = 100C, temperatura del aire en la admisión = 65,6C, ángulo de avance a la inyección = 13º, presión en la inyección = 10300 kPa (103 bar). Se inicia entonces la operación del motor con el combustible al que se le quiere determinar su CN, y se varía la relación de compresión del motor, hasta que la combustión empiece en el PMS, es decir, un tiempo de retraso de 13º (que a 900 rpm son 2,4 ms). El procedimiento anterior se repite empleando ahora la mezcla de combustibles de referencia. Cada vez que se ensaye un combustible de referencia se debe buscar que su tiempo de retraso sea de 13º. Cuando la relación de compresión determinada para el combustible de ensayo se encuentre entre la relación de compresión de dos porcentajes de mezclas distintas de los combustibles de referencia cuya diferencia en número de cetano sea inferior a 5, se puede determinar su número de cetano mediante interpolación entre las relaciones de compresión requeridas por las dos mezclas de referencia.

SISTEMAS DE SUMINISTRO DE COMBUSTIBLES EN LOS MEP

Carburadores

Un carburador es un aparato que se emplea para controlar el flujo de combustible que entra al sistema de admisión del motor, distribuyendo el combustible a través de la corriente de aire. El aire fluye a través de una tobera convergente – divergente o venturi. La diferencia de presión entre la entrada del carburador y la garganta (o estrangulamiento - la cual depende del flujo de aire-) se emplea para medir la cantidad apropiada de flujo de combustible para ese flujo de aire. El combustible entra a la corriente de aire a través del tubo de descarga de combustible (o puertos en el cuerpo del carburador) y se atomiza para ser arrastrado a través de una válvula de mariposa hacia el colector de admisión.

El combustible se empieza a evaporar dentro del carburador y continua en el colector a medida que las gotas se mueven en la corriente de aire y a medida que fluye en forma de película líquida sobre la válvula de mariposa y sobre las paredes del colector.


184

Figura 9.1 Esquema de un carburador elemental [1]

En la Figura 9.1 se muestran los componentes esenciales de un carburador elemental. El aire que viene del filtro pasa por la sección (1) y fluye por el venturi (2) donde incrementa su energía cinética a costa de una caída de presión. El nivel de combustible se mantiene a una altura constante en una cámara de flotación (3) que se encuentra conectada mediante un ducto (4) a la sección de admisión del carburador (1). El combustible fluye a través de un orificio calibrado (5), como resultado de la diferencia de presiones entre la cámara de flotación y el venturi, y por el canal de descarga (6) para ser descargado en el venturi a la corriente de aire que luego lo atomiza. La mezcla aire – combustible fluye hacia la parte divergente de la tobera donde alcanza a ganar algo de presión a costa de la disminución de su energía cinética. El flujo pasa a través de una válvula de mariposa (7) y entra al colector de admisión.

Ecuaciones que rigen al carburador

Flujo a través de un venturi. El flujo másico de un gas a través de una restricción de flujo a la presión y temperatura de parada corriente arriba y a la presión en el estrangulamiento está dada por:

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

−⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

−γγ

γ

γγ

11

11

2

o

v

o

v

og

ovDva p

ppp

TRpAC

m& (9.3)

Donde CDv y Av son el coeficiente de descarga y el área del venturi, respectivamente.


185

Flujo a través del orificio de combustible. Debido a que el combustible es incompresible, el gasto másico (flujo por unidad de tiempo) del chorro de combustible, está dado por:

ffoDof pACm Δ= ρ2& (9.4)

Donde CDo y Ao son el coeficiente de descarga y el área del orificio, respectivamente. Δpf es

la diferencia de presión a través del orificio, y el área del orificio se asume que es mucho menor que el área del venturi.

Los coeficientes de descarga representan los efectos de todas las posibles desviaciones del flujo ideal isentrópico unidimensional.

Sistemas de inyección multipunto

Estos sistemas llevan tantos inyectores de combustibles como cilindros tenga el motor. Los inyectores se instalan el puerto de admisión, después de la mariposa y antes de la válvula. Su principal ventaja radica en el incremento de la potencia y el par debido a la mejora sustancial del rendimiento volumétrico y a la uniformidad en la distribución del combustible, también se debe resaltar que mejora la respuesta los cambios fuertes de la posición del acelerador, y permite en general, un mejor control de la formación de la mezcla aire – combustible. Se puede variar la cantidad de combustible inyectado por ciclo y por cilindro en función de las señales que envíen los sensores que definen las condiciones reales de funcionamiento del motor. Su desarrollo lo marca la manera como mide el flujo de aire. Por ejemplo la compañía alemana BOSCH ha desarrollado los sistemas: (1) D-Jetronic que mide el flujo de aire mediante una ecuación que relaciona la velocidad del motor, la presión en el colector de admisión y la temperatura del aire, (2) L-Jetronic (ver Figura 9.2) el cual mide directamente el flujo de aire directamente mediante una placa que es colocada en la admisión y que mide un voltaje en función de la fuerza de arrastre de la corriente de aire. Otro método comúnmente empleado es un hilo – caliente o un placa – caliente los cuales sensan una diferencia de potencial debido a la variación de la temperatura que les imprime el paso de la corriente de aire. La presión de inyección de combustible está en torno a los 300 kPa (3 bar). En estos dos sistemas, las señales de voltaje (que representan el flujo real de aire) alimentan la unidad central de control (ECU), la cual, recibe otras señales provenientes de otros parámetros que finalmente deciden la cantidad de combustible a inyectar y el momento de la inyección para cada ciclo y cada cilindro. Finalmente el sistema (3) llamado sistema de inyección mecánico multipunto o K-Jetronic, es un sistema que mide mecánicamente el flujo de aire.


186

Figura 9.2 Sistema de inyección electrónico multipunto. Medición de aire: sistema L-Jetronic de Bosch

[1]

En la Figura 9.3 se puede apreciar el chorro de combustible de un inyector en un sistema de inyección multipunto. Obsérvese que el chorro sale directamente hacia las válvulas.

Figura 9.3 Inyector de un sistema de inyección multipunto [5]

Los sistemas tradicionales de inyección multipunto, tienen aún desventajas con la formación de películas de combustible en los alrededores de las válvulas y del puerto de entrada, esto se discute en el capítulo 12. Existe actualmente una tecnología más reciente en la cual los inyectores se ubican en la parte inferior del puerto de admisión y no encima como comúnmente se hace. Esta disposición permite que el combustible entre directamente al cilindro al momento de la apertura de la válvula de admisión (Figura 9.4).


187

Figura 9.4 Sistema de inyección multipunto con inyector montado en la parte inferior del puerto [5]

Sistemas de inyección monopunto

Consisten de uno o dos inyectores (ver Figura 9.5), controlados electrónicamente, que suministran el combustible justo encima del cuerpo de la válvula de mariposa. Son más económicos que los sistemas de inyección multipunto, pero tienen prácticamente las desventajas asociadas al carburador desde el punto de vista de transporte de combustible

Figura 9.5 Dibujo en corte de un sistema de inyección electrónico monopunto [1]


188

Sistemas de suministro de combustibles en los MEC

La función del sistema de inyección de combustible consiste en medir la cantidad apropiada de combustible para las condiciones de velocidad y carga del motor dentro de cada cilindro, cada ciclo y en el momento apropiado del ciclo. La cantidad de combustible que se inyecta en función del tiempo debe ser tal que se logre la configuración del chorro requerida para la cámara de combustión empleada. Es importante que la inyección empiece y termine limpia (sin goteos) para evitar combustiones secundarias indeseables.

En la Figura 2.7 (Capítulo 2) se muestra una vista esquemática del sistema de inyección global para una bomba en línea de 6 cilindros. El combustible es succionado desde el tanque, pasando a través de un filtro, por medio de una bomba de inyección. Ésta se encarga también de enviar el combustible a la presión necesaria a cada inyector en cada cilindro. El combustible que no alcance a ser inyectado se devuelve mediante el sistema de retorno al tanque.

Existen diferentes sistemas de inyección y bombas de inyección, clasificadas especialmente en función del tamaño del motor, lo que fija la presión de inyección necesaria. De esta manera, las bombas empleadas en pequeños MEC, (mono o bi – cilíndricos) de aplicaciones generalmente estacionarias en la industria, son de un solo cilindro. Éste mismo tipo de bombas, llamado –inyector único – (unit injector, ver Figura 9.6), se emplea en grandes MEC en los que se generan más de 100 kW por cilindro [1]. Las presiones de inyección pueden llegar a alcanzar los 120.000 kPa (1200 bar).

Figura 9.6 Sistema de inyección con bomba de inyector único – unit injector –


189

Para MEC que generan menos de 30 kW por cilindro (automoción de trabajo liviano, automóviles) se emplean las bombas de inyección rotativas con presiones de inyección de hasta 75.000 kPa (750 bar). Para motores de tamaño medio (empleado en transporte pesado, camiones y autobuses) que generan entre 40 y 100 kW por cilindro, se emplean las bombas de inyección en línea (ver Figura 9.7). Éstas alcanzan presiones de suministro similares a las de inyector único.

En los mecanismos de las Figuras 9.6 y 9.7 el combustible es suministrado al inyector a través de un orificio comunicado con el colector de combustible, el cual entra a ocupar la cavidad justo por encima del pistón (plunger). Mediante un sistema de seguidor – leva que va entre el pistón y el árbol de la bomba de inyección se empuja al pistón provocando el incremento de presión del combustible. Cuando se vence la válvula de cheque ubicada a la salida de la bomba, fluye el combustible hacia el inyector a través de las pipas o tubos de inyección. La cantidad de combustible inyectada es función de la posición de la cremallera (rack) girando un engranaje solidario al pistón, el cuál libera combustible por un canal labrado sobre él en forma helicoidal.

Figura 9.7 Bomba de inyección en línea con 6 cilindros.


190


• Heywood, J.B., (1988), “Internal Combustion Engine Fundamentals”, McGraw-Hill, New York. Capítulos 2, 3, 9 y 10.

• Transactions of the ASME. Journal of Gas Turbines and Power • Garret, T. K. (1994), “Automotive Fuels and Fuel Systems”, Volume 1: Gasoline, Pentech

Press, London. • Garret, T. K. (1994), “Automotive Fuels and Fuel Systems”, Volume 1: Diesel, Pentech

Press, London.

REFERENCIAS BIBLIOGRÁFICAS

[1] Heywood, J.B., (1988), “Internal Combustion Engine Fundamentals”, McGraw-Hill, New York [2] Norma Técnica Colombiana ICONTEC 1380, “Gasolina para Motores de Combustión Interna”, 1992 [3] Norma Técnica Colombiana ICONTEC 1871, “Gasolina de aviación”, 1992 [4] M. Lapuerta, F. Losilla, O. Armas, (1997), “Incertidumbres Asociadas ala Utilización del Poder Calorífico del Combustible en el Diagnóstico de la Combustión en Motores de Combustión Interna”, Actas del XII Congreso Nacional de Ingeniería Mecánica, Vol. 2. Bilbao, España. [5] Catálogo: Engine Videoscope AVL 513D. Visualisation of combustion and injection precesses. 1998 [6] Garret, T. K. (1994), “Automotive Fuels and Fuel Systems”, Volume 1: Diesel, Pentech Press, London

CAPÍTULO 10

COMBUSTIÓN EN MOTORES DE ENCENDIDO PROVOCADO

CARACTERÍSTICAS ESENCIALES DEL PROCESO [1]

El proceso de combustión inicia hacia el final de la carrera de compresión, desde el momento en que se produce una descarga eléctrica a través de la bujía. Esto genera una inflamación de la mezcla aire/combustible, con lo cual se empieza a propagar un frente de llama turbulento que se extingue al llegar a las paredes de la cámara de combustión.

La energía liberada por la llama que se empieza a desarrollar después de la descarga de la bujía es demasiado pequeña durante un corto período de tiempo como para que provoque un incremento apreciable en la presión por sí misma. A medida que el frente de llama turbulento continua creciendo y se propaga a través de la cámara de combustión, la presión aumenta ésta por encima del valor que tendría en ausencia de combustión. La presión alcanza su máximo pasado el punto muerto superior, pero antes de que se haya quemado toda la carga y entonces empieza a disminuir a medida que el volumen del cilindro incrementa durante la carrera de expansión (Figura 10.1).

La propagación del frente de llama turbulento depende de la composición de la mezcla, de su movimiento local y de la variación en las cantidades de combustible, aire y gases de escape recirculados para un cilindro dado. Estas tres condiciones son prácticamente imposibles de repetirse de un ciclo a otro y menos aún de un cilindro a otro. A este fenómeno se le conoce como “dispersión cíclica” que es importante porque en su análisis se identifican los ciclos extremos que limitan el régimen de operación del motor. El proceso de combustión lo podemos dividir en cuatro fases distintas: • Instante en que se produce el encendido de la mezcla aire/combustible por acción de la descarga eléctrica de la bujía; • desarrollo inicial del frente de llama; • propagación del frente de llama y • terminación del frente de llama.

Capítulo 10. Combustión en MEP

192

Figura 10.1 Presión en el cilindro, fracción de masa quemada, y fracción de volumen quemado para cinco ciclos consecutivos en un MEP en función del ángulo de cigüeñal. Salto de la chispa 30° APMS,

mariposa totalmente abierta, 1044 r.p.m., dosado = 0.98 [1]

Combustión Centrada

En una curva de presión - ángulo de cigüeñal (Figura 10.2) se puede observar como el par motor (a un régimen y a unas condiciones en la admisión dadas) varía en función del instante en que salte la chispa. Si se avanza la chispa (alejarla del PMS), el pistón transmite mayor cantidad de


193

trabajo a los gases, lo que implica una presión pico muy elevada y muy próxima al PMS. Si por el contrario la chispa se retrasa (acercarla al PMS), la presión pico se da muy avanzada la carrera de expansión, reduciendo el trabajo transmitido por los gases al pistón y su magnitud será muy baja respecto al caso anterior. El instante óptimo para que se produzca la chispa es aquel que da el máximo par al freno (MBT), el cual ocurre en una posición intermedia a las dos tendencias anteriores. El MBT es función de: • diseño del motor • condiciones de operación • las propiedades del combustible, el aire y la mezcla de gases quemados Para condiciones de MBT se cumplen como reglas empíricas que: • La presión máxima de combustión ocurre aproximadamente 16 grados de cigüeñal después del PMS y • el 50% de la carga se ha quemado cuando el cigüeñal ha girado unos 10 grados después del PMS.

Figura 10.2 (a) Presión en el cilindro vs ángulo de cigüeñal para diferentes instantes de salto de la chispa. (b) Efecto del avance de la chispa en el par al freno a relación Aire/Combustible y velocidad

constante, mariposa totalmente abierta. [1]


194

Combustión anormal

Hasta el momento se ha descrito lo que es un proceso de combustión normal en un MEP convencional, sin embargo, la realidad ofrece una serie de dificultades para que esto se logre como por ejemplo, la composición del combustible, ciertos parámetros de operación y de diseño del motor, depósitos en la cámara de combustión, etc. Se han identificado entonces dos tipos de combustión anormal globales que son: el knock1 y el encendido superficial. Se conoce como knock a la liberación espontánea de gran parte de la energía química contenida en aquella porción de gas que está siendo comprimida delante del frente de llama turbulento. Esto produce una onda de presión o de choque que se propaga a través de la cámara de combustión.

El encendido superficial es el encendido de la mezcla aire/combustible debido a puntos calientes dentro de la cámara de combustión, por ejemplo depósitos, zonas calientes de la cámara como la válvula de escape o la propia bujía, etc. Puede suceder un pre-encendido, si el encendido se produce antes de que empiece a desarrollarse el frente de llama, o un post-encendido si se produce una vez que ha pasado el frente de llama. El más nocivo de los casos y que puede llegar incluso a destrozar el motor es el pre-encendido.

Análisis termodinámico del proceso de combustión en un MEP

El objetivo de esta sección es determinar el estado termodinámico de los gases en el interior del cilindro, cuya distribución de presiones, temperaturas y densidades está variando debido a que la combustión se produce en un proceso de propagación de una llama turbulenta confinada en un espacio de geometría variable con el tiempo.

Durante la combustión, la presión en el cilindro aumenta gracias a la liberación de la energía química de la mezcla aire/combustible. Cuando un elemento de mezcla aire/combustible arde, su densidad se reduce aproximadamente la cuarta parte. Este elemento de gas ahora quemado, inicialmente se expande y comprime de un lado la mezcla sin quemar que está delante del frente de llama empujándola hacia las paredes de la cámara de combustión, y de otro lado a los elementos de gas que ya han quemado comprimiéndolos hacia la bujía. Así, aquellos elementos de la mezcla sin quemar que arden en instantes diferentes tienen temperaturas y presiones diferentes justo antes de la combustión y por lo tanto se darán también estados termodinámicos diferentes después de ésta. Esto implica que no uniformidad ni en composición ni en estado

1 Knock: nombre onomatopéyico en inglés asignado al ruido que caracteriza a la autoignición espontánea de aquella porción de gas que es comprimida tanto por el frente de llama de turbulento como por el movimiento del pistón.


195

termodinámico de los gases quemados. Mediante un análisis de primera ley podremos determinar dichos estados.

Figura 10.3 Esquema del cilindro durante la combustión: gases sin quemar (U) a la izquierda del frente de llama, gases quemados a la derecha. A representa el núcleo adiabático de gases quemados., BL

representa la capa límite en los gases quemados, W es la tasa de trabajo transmitido al pistón, Q es la tasa de transferencia de calor a las paredes de la cámara de combustión [1]

Se toma como sistema termodinámico el cilindro, una vez que ha iniciado la combustión

(Figura 10.3). Asumiendo condiciones de operación normales y de momento cero fugas, la presión en cualquier posición angular del cigüeñal a través del cilindro es aproximadamente uniforme. Las condiciones en los gases quemados y sin quemar están determinadas por la conservación de la masa:

Vm

Vm

Vm

Tot b u= +

Vm

mm

mm

Totb

bu

u= ⋅ +υ υ

Donde m = mb + mu :

( )Vm

x xTotb b b u= ⋅ + − ⋅υ υ1

Vm

dx dxTotb

x

ux

b

b

= ⋅ + ⋅∫ ∫υ υ0

1

(10.1)

Aplicando la ley de conservación de la energía para un sistema cerrado:


196

ΔU = Q + W

U0 - U = Q + W

U = U0 - Q - W

Ub + Uu = U0 - Q - W

u m u m U W Qb b u u⋅ + ⋅ = − −0

De donde:

( )u x u xU W Q

mb b u b⋅ + ⋅ − =− −

1 0

u dx u dxU W Q

mb ux

x

b

b

⋅ + ⋅ =− −

∫∫1

0

0 (10.2)

Se pueden obtener resultados ilustrativos suponiendo que los gases quemados y sin quemar con sus calores específicos respectivos, son gases ideales diferentes; i.e.,

p R Tb b bυ = u C T hb v b b f b= +, , (10.3)

p R Tu u uυ = u C T hu v u u f u= +, , (10.4)

Asumiendo que :

Tx

T dxbb

b

xb

= ⋅ ∫1

0

Tx

T dxub

uxb

=−

⋅ ∫1

1

1

y multiplicando (10.1) por, p

pVm

pR T

pdx p

R Tp

dxb bx

u u

x

b

b

= +∫ ∫0

1


197

( )pVm

R T x R T xb b b u u b= + −1 (10.5)

Despejando de aquí la temperatura media de los gases quemados,

TpV

mR xR TR x

R TRb

b b

u u

b b

u u

b= − +

TRR

TpV mR T

mR xbu

bu

u u

b b= ⋅ +

− (10.6)

de (10.2) tenemos

( ) ( )C T h dx C T h dxU W Q

mv b b f b v u u f ux

x

b

b

, , , ,+ ⋅ + + ⋅ =− −

∫∫1

0

0

Integrando,

( ) ( )( )x C T h x C T hU W Q

mb v b b f b b v u u f u, , , ,+ + − + =− −

1 0

Reemplazamos Tb de (10.6) y además sabiendo que Cp - Cv = R, y que por lo tanto CR

v =−1

1γ :

( ) ( )U W Qm

x CRR

TpV mR T

mR xh C T h x C T hb v b

u

bu

u u

b bf b v u u f u b v u u f u

0 − −= +

−⎛

⎝⎜

⎞

⎠⎟ +

⎡

⎣⎢⎢

⎤

⎦⎥⎥+ + − +, , , , , ,

( ) ( )U W Qm

x R TCR

pV mR Tm

CR

x h C T h x C T hb u uv b

b

u u v b

bb f b v u u f u b v u u f u

0 − −= +

−⎛

⎝⎜

⎞

⎠⎟ ⋅ + + + − +, ,

, , , , ,

( ) ( ) ( )U W Qm

xR T pV mR T

mx h C T h x C T hb

u u

b

u u

bb f b v u u f u b v u u f u

0

1 1− −

=−

+−

−

⎛

⎝⎜⎜

⎞

⎠⎟⎟ + + + − +

γ γ , , , , ,

( ) ( ) ( )U W Qm

xR T

h C T hpV mR T

mC T hb

u u

bf b v u u f u

u u

bv u u f u

0

1 1− −

= ⋅−

+ − +⎛

⎝⎜

⎞

⎠⎟ +

−−

⎛

⎝⎜⎜

⎞

⎠⎟⎟ + +

γ γ, , , , ,


198

( ) ( )

( )( )( )x

U W Qm

pV mR Tm

C T h

R Th C T h

b

u u

bv u u f u

u u

bf b v u u f u

=

− −−

−−

− +

−+ − +

⋅−−

0

1

1

γ

γ

, ,

, , ,

( )x

pV mR Tm

Q W Um

C T h

h h C TR Tb

u u

bv u u f u

f u f b v u uu u

b

=

−−

++ −

+ +

− + −−

γ

γ

1

1

0, ,

, , ,

( )( ) ( )( )( )( ) ( )[ ]x

pV mR T Q W U m C T h

m h h C T R Tb

u u b b v u u f u

b f u f b b v u u u u

=− + − + − + − +

− − + − −

γ γ

γ γ

1 1

1 1

0 , ,

, , ,

Reemplazando U0 = m[Cv,uT0 + hf,u] y p0V0 = mRuT0 se tendría :

( )( ) ( )( ) ( )( )( )( ) ( )[ ]x

pV p V mR T mR T Q W m C T h m C T h

m h h T C C Rb

u u u b b v u f u b v u u f u

b f u f b u b v u v u u

=− + − + − + − − + + − +

− − + − −

0 0 0 01 1 1

1

γ γ γ

γ γ

, , , ,

, , , ,

( ) ( )( ) ( )( )( )( ) ( )[ ]x

pV p V mR T T Q W m C T C T

m h h T C Cb

u u b b v u u v u

b f u f b u b v u p u

=− − − + − + + − −

− − + −

0 0 0 01 1

1

γ γ

γ γ

, ,

, , , ,

( ) ( )( ) ( )( )( )( ) ( )[ ]x

pV p V mR T T Q W m C T C T

m h h T Cb

u u b b v u u v u

b f u f b u v u b u

=− − − + − + + − −

− − + −

0 0 0 01 1

1

γ γ

γ γ γ

, ,

, , ,

( )( ) ( ) ( )( )( )( ) ( )[ ]x

pV p V Q W mR T T mC T T

m h h C Tb

b u u v u b u

b f u f b b u v u u

=− + − + − − + − −

− − + −

0 0 0 01 1

1

γ γ

γ γ γ

,

, , ,

( )( ) ( )( )( )( ) ( )[ ]x

pV p V Q W m T T C C R

m h h C Tb

b u b v u v u u

b f u f b b u v u u

=− + − + − − − −

− − + −

0 0 01

1

γ γ

γ γ γ

, ,

, , ,


199

( )( ) ( ) ( )( )( ) ( )[ ]x

pV p V Q W mC T T

m h h C Tb

b b u v u u

b f u f b b u v u u

=− + − + + − −

− − + −

0 0 01

1

γ γ γ

γ γ γ

,

, , , (10.7)

Una aproximación más simplificada consiste en suponer que los gases sin quemar son comprimidos isentrópicamente, se puede decir entonces que :

( )TT

pp

u

u

u

0 0

1

=⎛⎝⎜

⎞⎠⎟

−γγ

(10.8)

Esta ecuación, junto con las ecns. (10.7) y (10.8) permiten determinar xb y Tb a partir de las

propiedades termodinámicas de los gases quemados y sin quemar (Capítulo 4), y de los valores

de p, V, m y Q. Si por el contrario se conoce xb, se puede entonces determinar p. La fracción de masa quemada y la presión en el cilindro están directamente relacionadas.

Se puede pensar en llegar a una ecuación para xb en función de la relación de densidades entre la parte quemada y la parte sin quemar y de la relación entre el volumen total y el volumen

de los quemados (yb) de la siguiente manera :

mTot = mu + mb V = Vu + Vb yb = Vb/V

xm

m m m mm

mm

bb

u b u b

b

u

b

=+

= + =+

1 1

1

Asumiendo un comportamiento de gas ideal de la fracción de quemados, podemos establecer la

relación ρ = m/V :

xVV

V VVb

u

b

u

b

u

b

b

b= +

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟

⎡

⎣⎢

⎤

⎦⎥ = +

−⎛⎝⎜

⎞⎠⎟

⎡

⎣⎢

⎤

⎦⎥

− −

1 11 1

ρρ

ρρ

xyb

u

b b

= + −⎛⎝⎜

⎞⎠⎟

⎡

⎣⎢

⎤

⎦⎥

−

11

11

ρρ

(10.9)


200

Mediante la ecuación (10.8) se puede determinar como hemos visto la temperatura media de los gases quemados, pero en la realidad la distribución de las temperaturas no es uniforme. La mezcla que arde al iniciar la combustión es además comprimida a medida que el resto de la carga se quema. Por otra parte, la mezcla que arde al final de la combustión ha sido previamente comprimida por el frente de llama y por el movimiento del pistón y por lo tanto su estado final es diferente. Existe un gradiente de temperaturas a través de los gases quemados, estando aquellos que ardieron al inicio del proceso a una temperatura más alta. Esto se puede resolver a través de dos modelos:

• modelo de mezcla total, donde se asume que cada elemento de mezcla que arde se mezcla instantáneamente con el resto de los gases quemados y por tanto se tiene una temperatura

uniforme ( Tb ).

• modelo de no-mezclado, donde se asume que no existe mezcla entre elementos de gas que arden en momentos diferentes, y que cada elemento de gas es por lo tanto comprimido (y eventualmente expandido) isentrópicamente después de la combustión. Así:

( )( )

( )( )

T x xT x

p xp x

b b b

b b

b

b

b

b,

, ,

,=⎡

⎣⎢⎢

⎤

⎦⎥⎥

−γγ

1

donde Tb(x’b,xb) es la temperatura de aquel elemento que arde a la presión p(xb) y

( )T xh h C T x

Cb bf u f b p u u b

p b

, , , ,,

,

( )=

− +

es la temperatura resultante de una combustión isentálpica de los gases sin quemar a Tu(x’b), p(x’b).

En la Figura 10.4 se pude ver una distribución de temperaturas calculadas con este modelo. La temperatura media es más cercana a la mas baja de las curvas. Se puede observar un gradiente aproximadamente constante de unos 400K, siendo más alta la temperatura en el gas que arde al comienzo de la combustión.


201

Figura 10.4 p, Tb y xb durante la combustión. Los subíndices u y b indican sin quemar y quemado,

respectivamente, los subíndices ‘e’ y ‘l’ significan al comienzo y hacia el final, respectivamente [1]

En la Figura 10.5 se observan los resultados de mediciones de la distribución de temperaturas en la culata de un motor a través de ventanas de cuarzo mediante técnicas espectroscópicas. Las curvas de temperaturas medidas en la figura. 6 no siguen las isentrópicas calculadas debido al movimiento del gas a través de las ventanas. Este movimiento tiene que ser modelado.

El modelo de ‘no-mezclado’ divide el gas en quemado al inicio y quemado hacia el final de la combustión, para aplicar este modelo, se debe conocer en cada momento dónde se encuentra el frente de llama turbulento. Para determinarlo se ha desarrollado un modelo aproximado. Aplicando este modelo al motor se puede concluir que la venta inicialmente ve el gas que quema al principio de la combustión (con mayor temperatura y entropía) y que a medida que la carga se arde, ve el gas que quema hacia el final que tiene progresivamente menor entropía. Observe que el gradiente de temperatura persiste hasta bien avanzada la expansión, con lo cuál se puede concluir que el modelo de ‘no-mezclado’ se aproxima más a la realidad que el modelo de ‘mezcla total’.


202

Figura 10.5 Temperatura de los gases de escape en función de la presión en el cilindro. Medida a través de ventanas de cuarzo en la culata del motor, usando técnicas espectroscópicas. Temperaturas medidas cerca de la bujía tienen valores más altos. Las líneas a trazos muestras el comportamiento isentrópico[1]

Resultados más precisos de las propiedades termodinámicas del gas se pueden obtener de la siguiente manera:

( )Vm

x xb b u b= + −υ υ 1 (10.10)

( )u x u xU W Q

mb b u b⋅ + ⋅ − =− −

1 0 (10.11)

donde,

υ υbb

b

x

xdx

b

= ∫1

0

y υ υub

u

x

xdx

b

=− ∫1

1 0

Igualmente para ub y uu. Para un dosado, un combustible y una fracción de gases quemados determinados:

hu = hu(Tu) hb = hb(Tb,p) (10.12)

pR

MTu

uuυ =

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟

~ p

RM

Tbb

bυ =⎛⎝⎜

⎞⎠⎟

~ (10.13)

u h pu u u= − υ u h pb b b= − υ (10.14)


203

Asumiendo que la transferencia de calor de los gases sin quemar es despreciable, entonces se puede considerar una compresión isentrópica. Tu está especificada por algún estado inicial de los gases sin quemar por P0, V0, Mu y la masa m. Entonces:

( )T T p su u= ,

dTTp

dpTs

dsuu u= +

∂∂

∂∂

∂∂

υ∂∂

∂∂

Tp

hp

hT

u

s

T

p

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟ =

−⎛⎝⎜

⎞⎠⎟

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟

(10.15)

como para los gases sin quemar h = h(T) (sólo función de la temperatura) entonces ∂∂hp

T

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟ = 0

y por tanto ∂∂Tp

u

s

⎛

⎝⎜

⎞

⎠⎟ se convierte en una diferencial ordinaria siendo

dhdT

Cp

p⎞⎠⎟ = , reemplazando

tendríamos:

dTC T

dpup

=υ( )

se cumple que,

pR

MT

uuυ =

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟

~

con lo cual;

( )C TdTT

RM

dppp

u

u u∫ ∫=

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟

~

Teniendo entonces datos de la curva de presión en cámara de combustión, se puede determinar

Tu y luego despejando de (10.10) y (10.11) a xb e igualando ambos tendríamos

Vm

Um

u

u u

u

b u

u

b u

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟ −

−=

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟ −

−

υ

υ υ (10.16)


204

Esta ecuación se puede resolver por una técnica iterativa apropiada para determinar Tb

Análisis de datos de presión en el cilindro

La presión en el cilindro cambia con el ángulo del cigüeñal como resultado de: • variación del volumen debido al movimiento del pistón; • combustión; • transferencia de calor a las paredes de la cámara de combustión; • flujos de gases que entran y salen de las fisuras que quedan dentro de la cámara y • fugas a través de los segmentos del pistón. La Figura 10.6 muestra una cadena de adquisición de datos de presión de la que se puede obtener después mediante la ecn. (10.17) una relación entre la presión y el volumen instantáneo del cilindro [2].

( )V VR

R Rcc( ) cos senθ θ θ= ⋅ +−⎛

⎝⎜⎞⎠⎟ ⋅ + − − −

⎡

⎣⎢

⎤

⎦⎥1

12

1 2 2 (10.17)

V(θ) = volumen instantáneo Vc = volumen muerto Rc = relación de compresión R = relación Biela-Manivela θ = ángulo de cigüeñal

1. Captador de presión piezoeléctrico 2. Amplificador de carga 3. Tarjeta de adquisición de datos A/D 4. Codificador angular 5. Amplificador de señal (5V) 6. Ordenador principal 7. Unidades de salida 8. Límites de la Celda

Figura 10.6 Montaje experimental para análisis de datos de la presión dinámica en cámara de combustión [2]


205

Igualmente en la referencia [2], se ha hecho un análisis de los parámetros claves que se deben considerar cuando se trata de analizar datos de presión en cámara de combustión, algunos de ellos son: • determinación adecuada de la presión de referencia • precisión del codificador angular • determinación correcta del PMS • variaciones en la señal del captador de presión piezoeléctrico debido a los gradientes térmicos, etc

En la curva logp-logV de la Figura 10.7 el proceso de compresión es una línea recta cuya pendiente (exponente politrópico) es 1,3. Se puede identificar el ángulo de inicio de la combustión por el momento en que se separan la línea recta y la curva.

El ángulo de final de la combustión se puede ubicar con el mismo criterio anterior. El proceso de expansión es una línea recta cuya pendiente (n) es 1,33. La diferencia entre los exponentes politrópicos durante la compresión y la expansión se debe únicamente a las pérdidas de calor por refrigeración. Para combustibles convencionales n = 1,33 ± 0,05.

Figura 10.7 (a) Diagrama presión - volumen ; (b) logp - log(V/Vmax). 1500r.p.m., MBT timinig, pme =

513 kPa. F = 0,8, Rc = 8,72 [1]

Si no se trabaja con precaución atendiendo a los 4 parámetros antes mencionados, se puede incurrir en errores significativos (del orden del 5 al 30%) [2].


206

Una técnica para estimar la fracción de masa quemada xb a partir de los datos de presión en el cilindro, es la desarrollada por Rassweiler y Withrow, según la cuál en cualquier intervalo de

ángulo de cigüeñal Δθ, el cambio en la presión real Δp es la suma de el aumento presión debido

a la combustión Δpc y el cambio en la presión debido al cambio en el volumen Δpv.

Δp= Δpc + Δpv (10.18)

Las presiones y los volúmenes al inicio y al final del intervalo Δθ, en ausencia de combustión, están relacionadas por:

p V p Vi in

j jn=

Δp p pp VV

pv j ii i

n

jn i= − = −

Δp pVVv i

i

j

n

=⎛

⎝⎜⎜

⎞

⎠⎟⎟ −

⎡

⎣⎢⎢

⎤

⎦⎥⎥

1 (10.19)

Suponiendo que la masa quemada en el intervalo Δθ es proporcional al aumento de presión debido a la combustión, la fracción de masa quemada al final del i-ésimo intervalo está dada por:

mm

p

p

b i

b total

c

i

c

N( )

( )=∑

∑

Δ

Δ

0

0

(10.20)

Este método es bastante utilizado, pero contiene serias aproximaciones. La transferencia de

calor únicamente es considerada a través del exponente politrópico n y el aumento de presión debido a la combustión es proporcional a la cantidad de energía química liberada por el combustible y no a la masa de mezcla quemada. El principal problema de este método radica en

asignar un valor apropiado al exponente politrópico n.


207

Otra vía para analizar los datos de presión es aplicando la primera ley de la termodinámica aplicada a un sistema abierto (Figura 10.8). La principal ventaja de este método es que relaciona el aumento real de la presión con la cantidad de energía química contenida en el combustible. Dependiendo de lo fino que se quiera ser, se puede trabajar con un modelo de una sola zona, de dos o incluso de tres zonas si se consideran los residuales.

Figura 10.8 Límites del sistema abierto para el análisis de liberación de calor en la cámara de

combustión. [1]

δ δ δQ dU Q W h dmCH s HT i i= + + +∑ (10.21)

δQCH: es la energía química liberada por el combustible dUs: variación de energía sensible del combustible δQHT: calor transferido a las paredes del cilindro δW: diferencial de trabajo = pdV

hidmi: es el flujo a través de los límites del sistema

Haciendo un análisis de cada término de la ecn. (10.21), tenemos: U = m·u(T) donde m es la masa dentro de los límites del sistema y T es la temperatura media de la carga dentro del sistema dU = m·du(T) + u(T)·dm dUs = m·CvdT + u(T)·dT Además se cumple que dmi = dmcr = -dm


208

Reemplazando en (10.21):

δQCH = mCvdT - udmcr + δQHT + pdV + h’dmcr

δQCH = mCvdT + (h’- u )dmcr + δQHT + pdV (10.22)

Si aplicamos la ley de los gases ideales pV = mRT y luego diferenciamos y reemplazamos en (10.22):

pdV + Vdp = R(mdT + Tdm)

mdTpdV

RVdp

RTdm= + −

( )δ δQCR

VdpCR

pdV h u C T dm QCHv v

v cr HT=⎛⎝⎜

⎞⎠⎟ + +

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟ + ′ − + +1 (10.23)

Si organizamos la ecuación (10.23) de la siguiente manera:

( )δ δQ Q h u C T dmCR

VdpCR

pdVCH HT v crv v− − ′ − + =

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟ + +

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟1

se le conoce como ‘calor liberado neto’.

Cuando a la ecuación del ‘calor liberado neto’ se le normaliza para que su máximo valor sea la unidad y se representa gráficamente contra el ángulo de cigüeñal, se obtiene la curva de fracción de masa quemada (que en términos más precisos es la fracción de energía liberada).

En la ecuación (10.23) el término Cv/R = 1/(γ - 1) no es constante durante el ciclo, debido a

que γ es función de la temperatura y de la composición. Un modelo apropiado consiste en

estimar γ = f(T).

La tasa de transferencia de calor convectivo a las paredes de la cámara de combustión se puede calcular de la siguiente relación


209

( )dQdt

Ah T THTc w= −

A: Superficie de la cámara de combustión T: temperatura media de los gases Tw : temperatura media de las paredes hc : coeficiente de película medio que se puede estimar según Woschni [3].

Un modelo para considerar el flujo de energía de los volúmenes de las fisuras y grietas es el siguiente:

( ) ( )′ − + =′+

−+

−′ −

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟

⎡

⎣⎢⎢

⎤

⎦⎥⎥

h u C T dm VTT

TT bT

dpdv cr cr

w w wγγγ θ1

1 11

ln

que llevado a la ecuación (10.23) con γ = a + bT, da la energía química liberada:

( )dQ

dp

dVd

Vdpd

VTT

TT bT

dpd

dQd

CHcr

w w w

HT

θγ

γ θ γ θ γγγ θ θ

=−

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟ +

−⎛⎝⎜

⎞⎠⎟ +

′+

−+

−′ −

⎛⎝⎜

⎞⎠⎟

⎡

⎣⎢⎢

⎤

⎦⎥⎥

+1

11 1

1 11

ln (10.24)

Un ejemplo del uso de esta ecuación para analizar los datos experimentales de presión contra ángulo de cigüeñal para un MEP convencional se muestra en la Figura 10.9

Figura 10.9 Resultados del análisis del calor liberado. Se pueden observar los efectos del calor

transmitido, las fisuras, y la ineficacia de la combustión


210

Caracterización del proceso de combustión

Es conveniente utilizar la curva de la fracción de masa quemada para caracterizar el proceso de combustión debido a su forma en ‘S’. Al inicio de la combustión la tasa de quemado de la mezcla de gases aire - combustible es baja, incrementa luego fuertemente inmediatamente después de la descarga de la bujía y luego disminuye hasta un valor próximo a cero cuando termina la combustión. Para caracterizar los aspectos de liberación de energía de la combustión se suelen utilizar comúnmente las siguientes definiciones:

Ángulo de desarrollo de la llama (Tiempo de retraso) Δθd. Intervalo de grados de cigüeñal entre la descarga de la bujía y el momento en que una fracción pequeña pero significativa de la masa (o la energía química del combustible) dentro del cilindro se ha quemado. Normalmente esta fracción es del 10%, aunque se han usado otras fracciones como 1%, 2% o 5%.

Ángulo de quemado rápido Δθb. Intervalo de grados de cigüeñal requerido para quemar el grueso de la carga. Se define como el intervalo entre el final de la etapa de desarrollo de la llama (Usualmente 10% de la fracción de masa quemada o energía liberada) y el final del proceso de propagación de la llama (normalmente el 90% de la fracción de masa quemada o energía liberada).

Ángulo de quemado total Δθ0. Es la duración total del proceso de combustión. Es la suma de los dos anteriores.

La Figura 10.10 muestra esas definiciones en función de la fracción de masa quemada o de la energía liberada, contra el ángulo de cigüeñal. La elección del 10% y del 90% se hace para eliminar las dificultades que resultan al determinar la forma de la curva en ‘S’ al inicio y al final de la combustión.


211

Figura 10.10 Definición del ángulo de desarrollo de la llama, y del ángulo de quemado rápido, en una

curva de fracción de masa quemada contra ángulo de cigüeñal

Una manera usual de representar la curva de fracción de masa quemada contra el ángulo de cigüeñal es la función de Wiebe:

x ab

m

= − −−⎛

⎝⎜⎞⎠⎟

⎡

⎣⎢

⎤

⎦⎥

+

1 01

expθ θ

θΔ (10.25)

θ es el ángulo de cigüeñal θ0 es el ángulo de inicio de la combustión Δθ es la duración de la combustión total a y m son parámetros ajustables, a = 5 y m = 2

Sobre la combustión anormal (Figura 10.12), el encendido superficial se puede resolver de la siguiente manera: • mejorando el diseño del motor • utilizando un combustible apropiado • utilizando un lubricante de alta calidad

Otro fenómeno indeseable, El knock, se origina gracias a la liberación de gran parte de la energía química contenida en la mezcla aire - combustible del gas terminal (fracción de gases que es comprimida por el frente de llama turbulento y por el movimiento del pistón) produciendo fuertes incrementos locales de presión. La naturaleza no uniforme de esta distribución de presiones genera ondas de presión o de choque que se propagan a través de la cámara de combustión lo que puede provocar que esta entre en resonancia en su frecuencia natural. El knock restringe el rendimiento y el funcionamiento del motor. El rendimiento porque limita las presiones y temperaturas del gas terminal y con ello la relación de compresión y el funcionamiento porque ocurre normalmente en condiciones de mariposa totalmente abierta. Su


212

intensidad depende de las características del combustible y de las características anti-knock del motor. Existen dos teorías que tratan de explicar el origen del knock: • La autoignición, dice que se produce espontáneamente la oxidación de parte o toda la mezcla

aire - combustible del gas terminal al ser esta comprimida y alcanzar las presiones y temperaturas propias de su autoencendido.

• La detonación, establece que el frente de llama se acelera a la velocidad del sonido (se genera

una onda de choque) y consume todo el gas terminal a una tasa mucho más elevada de lo que ocurriría con un frente de llama que se propagase a velocidad normal.

Los métodos conocidos hasta el momento para detectar el knock son: • El oído humano • pruebas ópticas • detectores de ionización y • captadores de intensidad de knock (Figura 10.11)

Figura 10.11 Presión en el cilindro contra ángulo de cigüeñal con (a) combustión normal, (b) knock suave, y c) knock fuerte. 4000 r.p.m., mariposa totalmente abierta, 381 cm3. Motor monocilíndrico [1]


213

3. Más sobre combustión anormal

Figura 10.12 Definición de la combustión - normal y anormal (knock y encendido superficial) - en un

MEP [1]


214

REFERENCIAS

[1] Heywood, J.B. “Internal Combustion Engine Fundamentals”, McGraw-Hill, New York, 1988, 930p. [2] Agudelo, J.R. y Casanova J. “Análisis de la presión en cámara de combustión de un motor Diesel de precámara” U.P.M., E.T.S.I.I., Abril de 1997, 24p. [3] Woschni, G. “A Universally Applicable Equation for the Instantaneous heat Transfer Coefficient in the Internal Combustion Engine”, SAE paper No. 670931. 1967.

CAPÍTULO 11

COMBUSTIÓN EN MOTORES DE ENCENDIDO POR COMPRESIÓN

INTRODUCCIÓN

Tal y como lo expresaban N. Watson y M.S. Janota [1] en el año 1982: “El proceso de combustión es el aspecto más importante de cualquier motor de combustión interna. Desafortunadamente es también el más complejo y el menos entendido”. Con el paso de los años se ha podido profundizar más en el estudio del proceso de combustión en motores, gracias al avance alcanzado en tecnologías de visualización e indicación en el interior del cilindro.

El proceso de combustión en un motor de encendido por compresión, además de ser no estacionario, heterogéneo y multidimensional ocurre en muy poco tiempo, del orden de milisegundos, en un medio confinado y con geometría variable, lo cuál por lo demás confirma lo expuesto en el párrafo anterior.

DESCRIPCIÓN DEL PROCESO

En los motores de ciclo Diesel se admite aire, ya sea por succión en la bajada del pistón durante la carrera de admisión (motores de aspiración natural) o por una combinación de lo anterior y la presión suministrada por un compresor (motores turboalimentados). Una vez que se cierra la válvula de admisión pasados unos grados del punto muerto inferior, el sistema puede considerarse termodinámicamente cerrado, la masa en el sistema es constante y entonces las aproximaciones de tipo politrópico son válidas. El aire comienza a ser comprimido por el pistón y esto hace que se vaya incrementando su presión y su temperatura. Un tiempo antes que el pistón alcance el punto muerto superior y justo cuando las condiciones del aire comprimido están en torno a los 800 K y los 40 bar [2], se abre la aguja del inyector y salen los chorros de combustible. A partir de este instante empiezan a ocurrir una serie de procesos físicos y químicos al interior del cilindro que son previos al proceso de liberación de energía como tal, mientras el combustible líquido continua siendo inyectado.

Inicialmente el chorro empieza a convertirse en pequeñas gotas debido a las condiciones a las que encuentra el aire y al efecto de resistencia aerodinámica por la velocidad a la que es inyectado el combustible. Estas gotas se van luego vaporizando y mezclando en fase gaseosa con

Capítulo 11. Combustión en MEC

216

el aire. En aquellas zonas donde se alcanzan las condiciones de estequiometría, se inicia aceleradamente la combustión por autoinflamación. Para estas zonas, en este momento, prevalece el tiempo de reacción química sobre el tiempo de mezclado y a esta fase se le conoce con el nombre de fase de combustión por premezcla ó combustión rápida; se estima que aproximadamente un 3% de la carga se quema durante esta fase. Una vez quemadas aquellas zonas cuya mezcla de aire/combustible estaba en condiciones estequiométricas, empieza la fase de combustión por difusión, en la cual prevalece el tiempo de mezclado sobre el de reacción química (Figura 11.1)

Las tres fases principales que se pueden identificar en un diagrama típico de energía aparente (teórica) liberada (Figura 11.2) para un motor diesel de inyección directa son: 1) Tiempo de retraso (a-b). Es el tiempo (o ángulo) que transcurre desde el momento en que

se inyecta el combustible dentro de la cámara de combustión, hasta el momento en que inicia la combustión. Este último punto es muy difícil de determinar con exactitud y por lo tanto existen diversos criterios en la literatura [3].

2) Fase de premezcla o de combustión rápida (b-c). En esta fase ocurre la combustión de

aquellas zonas en las que durante el tiempo de retraso se alcanzó una mezcla dentro de los límites de inflamabilidad entre el combustible y el aire. Aquí prevalece el tiempo de reacción química sobre el tiempo de mezclado. Está caracterizada por ser un pico agudo y estrecho como se puede ver en la Figura 11.2.

3) Fase de combustión por difusión (c-d). Esta fase se da inmediatamente después de la

anterior, es decir una vez que se han consumido las zonas de premezcla. La tasa de quemado está controlada por el tiempo de formación de mezcla entre el vapor de combustible y el aire más que por el tiempo de reacción química. En la Figura 11.2 aparece como un segundo pico, pero puede no aparecer según las condiciones de funcionamiento del motor.

Tiempo de retraso

Existen dos vías para calcular el tiempo de retraso: la primera consiste en emplear correlaciones semiempíricas como la de Hardenberg y Hase [4] ampliamente aceptada en el campo de los motores. Esta expresión y otras como la de Wolfer [2] igualmente reconocida, emplean un arreglo del tipo Arrehnius, en el cual la presión y la temperatura durante el tiempo de retraso quedan dentro de la parte exponencial.


217

Figura 11.1 Imágenes representativas del proceso de combustión en un MEC [10]


218

En la ecuación (11.1) se expresa la correlación de Hardenberg y Hase para el tiempo de retraso en milisegundos (ms) en función de la temperatura T (K) y de la presión p (bar) durante el retraso (se toman las condiciones en el punto muerto superior, por facilidad de cálculo).

Figura 11.2 Curva típica de liberación de calor aparente de un motor diesel de inyección directa identificando las 3 fases de la combustión [2].

En la Tabla 11.1 se hace una comparación entre los resultados calculados con la ecuación

(11.1) y los resultados obtenidos experimentalmente en un motor IVECO diesel de inyección directa turboalimentado [2].

( )⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −⎥

⎦

⎤⎢⎣

⎡ +=

63.0

4.122.21

171901

~1exp

006.022.036.0

pTRE

nCt A

m

mret (11.1)

donde:

Cm = velocidad lineal media del pistón (m/s)

R~ = constante universal de los gases ideales (8.3143 J/mol·K)

25618840

+=

CNE A es la energía de activación aparente (J/mol)

CN = índice de cetano del combustible nm = régimen de giro del motor (rpm)


219

Tasa de liberación de calor aparente

Una aproximación muy útil para simular el proceso de la combustión en un motor ha consistido en asumir que este fenómeno ocurre como una liberación de calor. Se suele asumir que el contenido del cilindro es una mezcla homogénea de gases ideales que se hallan en equilibrio químico y que sus propiedades son constantes y uniformes.

En la simulación del funcionamiento de un motor, la tasa de liberación de calor aparente se puede describir apropiadamente mediante expresiones algebraicas, debido a que sus coeficientes se pueden determinar convenientemente para reflejar la dependencia de la tasa de quemado de combustible real con el tipo de motor y sus condiciones específicas de funcionamiento.

Inicialmente Wiebe desarrolló una expresión algebraica (llamada ley de Wiebe) que describe adecuadamente la tasa de quemado de combustible, su ecuación expresa el combustible quemado acumulado M(τ) en términos de un tiempo adimensional (τ):

( ) ( ) ( )[ ]12

1exp1 +−−== k

tk

mmM τττ (11.2)

Derivando la ecuación (11.2) se obtiene la tasa de quemado de combustible:

( ) ( ) ( )[ ]122

11 exp1 +−+= Kk kkkM τττ& (11.3)

Donde: M(τ) = Fracción de combustible quemado acumulado

( )τM& = tasa de quemado de combustible adimensional

( )θθθτ

Δ−

= i (11.4)

Donde θ representa el ángulo del cigüeñal instantáneo, θi el ángulo de inicio de combustión

y Δθ es la duración de la combustión. Más tarde Woschni y Anisits [5] (1974) basados en la ecuación (11.2) obtuvieron una nueva

correlación en la que asumen que siempre se dispone de una curva de tasa de liberación de calor aparente a partir de la cual se obtienen las nuevas condiciones. El factor de forma (K1) en la


220

ecuación (11.2) lo ponen como función del tiempo de retraso (tr), el régimen de giro del motor (nm), la presión (pc) y la temperatura (Tc) en el inicio de la compresión:

b

m

m

c

c

c

ca

r

r

nn

TT

pp

tt

kK ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡= 00

011 ···0

0 (11.5)

donde el subíndice 0 representa las condiciones de referencia basada en una curva conocida y los exponentes a y b son constantes empíricas.

La Figura 11.2 mostraba una curva de liberación de calor aparente típica de un motor diesel de inyección directa, en ella se observan dos picos claramente definidos y que corresponden a las fases de combustión premezclada y combustión por difusión turbulenta. Ni la función de Wiebe ni la de Woschni y Anisits pueden representar estas dos fases de combustión con precisión. Por esta razón en 1980 Watson, Pilley y Marzouk [6] propusieron una nueva correlación de la combustión que comprende dos expresiones algebraicas, una para la fase de premezcla y otra para la fase de difusión:

dpt mmm &&& += (11.6)

donde m& es la tasa de quemado de combustible con respecto al ángulo de cigüeñal y t, p y d, significan total, premezcla y difusión respectivamente. La proporción de combustible quemado en cada fase de la combustión se tiene en cuenta con el factor β el cual expresa el combustible quemado acumulado durante la premezcla como una fracción del combustible total inyectado.

t

p

mm

=β (11.7)

donde dpt mmm += (11.8)

La correlación queda entonces de la siguiente manera para la fase de premezcla:

( ) [ ] 2111pp

ccpM ττ −−= (Acumulado) (11.9)


221

( ) ( ) [ ]( )1121

211 1···−− −=

pppccc

ppp CCM τττ& (Tasa) (11.10)

y para la fase de combustión por difusión:

( ) [ ]2·exp1 1dc

dd cM ττ −−= (Acumulado) (11.11)

( ) ( ) [ ]22 ··exp·· 11

21dd c

dc

ddd cccM τττ −= −& (Tasa) (11.12)

Reuniendo términos:

( ) ( ) ( ) ( )τβτβτ dp MMM &&& ·1· −+= (11.13)

donde:

cr

b

tFra−=1β (11.14)

Fr = dosado relativo tr = tiempo de retraso (ms) Cp1 = 2.0 + 1.25 · 10-8(tr · nm)2.4 Cp2 = 5000

Cd1 = k1 · 2kFr− 4

132 · kdd CkC =

nm = régimen de giro del motor en rpm k1, k2, k3 y k4 son coeficientes que permiten ser ajustados para diferentes condiciones de operación incluyendo el régimen transitorio y diferentes tipos de motores diesel.

A mediados de la década de los ochenta Miyamoto et al [7] (1985), reportaron una correlación similar basada en dos funciones de Wiebe con la siguiente forma:


222

( )( )

( )( )

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+

+⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+=

+

+

1

1

9.6exp19.6

9.6exp19.6

dd

pp

M

d

M

dd

d

d

M

p

M

pp

p

p

MQ

MQ

ddQ

θθ

θθ

θ

θθ

θθ

θθ (11.15)

Donde los subíndices p y d se refieren a las fases de combustión premezclada y por difusión

respectivamente. Qp y Qd son las cantidades de calor liberado, θp y θd son las duraciones de la liberación de calor, y Mp y Md son los factores de forma. Estos seis parámetros son ajustables al igual que en la correlación anterior de acuerdo con las condiciones de operación y el tipo de motor.

En el presente trabajo se ha adoptado la ley de Watson para calcular la tasa de quemado de combustible ya que es ampliamente usada en el campo de la simulación de la combustión en motores diesel, además requiere ajustar un parámetro (coeficiente) menos que la correlación propuesta por Miyamoto et al. [7].

En la Tabla 11.2 se han ilustrado los valores de los coeficientes de la ley de Watson obtenidos por diferentes investigadores. En este trabajo se han ajustado las constantes durante la fase de calibración del modelo para el motor IVECO 8360.46.417 usado en los ensayos [8].

Mediante la ley de Watson se obtiene, como se demostró antes, la tasa de combustible

quemado )( fm& . Este dato es necesario en el balance termodinámico que se realiza dentro del

cilindro para obtener la tasa de liberación de calor aparente. La manera de relacionarlo es a través del poder calorífico másico inferior del combustible mediante la ecuación (11.16):

cfL HmddQ ·&= (11.16)

Donde: dQL = tasa de calor liberado dmf = tasa de combustible quemado Hc = Poder calorífico inferior del combustible a presión constante.


223

Tabla 11.2 Valores de las constantes de la ley de Watson para diferentes tipos de motores diesel [8]

Constantes Empíricas

Tipo de Motor

A* B* C* IVECO[5] Cummins [11] Ford [6]

A 0.926 0.95 0.81 1.05 0.926 1.0569 B 0.37 0.41 0.28 0.36 0.37 0.489 C 0.26 0.28 0.51 0.25 0.26 0.55 k1 14.2 16.67 7.54 3.05 14.2 79.705 k2 0.644 0.6 0.65 0.644 0.644 1.484 k3 0.79 1.2 0.93 1 1.05 0.581 k4 0.25 0.13 0.22 0.25 0.25 0.739

Motor A: Seis cilindros en línea, turboalimentado, cuatro tiempos, inyección directa, con

puerto de generación de swirl y cámara de combustión tipo “deep bowl” Motor B: V8, turboalimentado con intercooler, diesel de inyección directa, cuatro tiempos. Motor C: Turboalimentado con intercooler pero de mayor potencia que los motores A y B. Los anteriores modelo llevan a predecir el proceso de combustión al interior del cilindro. Los parámetros más relevantes que se pueden llegar a obtener mediante esta simulación son:

Presión en cámara de combustión Temperatura en cámara de combustión Fracción de combustible quemado Tasa de liberación de energía Parámetros indicados, tales como potencia, par, presión media indicada y rendimiento

En la Figura 11.3 se puede observar un chorro de combustible inyectado al interior del cilindro de un MEC, visualizado mediante una ventana de cuarzo con luz estroboscópica y con captura digital de imágenes mediante el equipo engine videoscope AVL 513D [10]. La imagen de la derecha muestra un análisis de temperatura en un plano transversal del cilindro. Obsérvese que para las condiciones de funcionamiento del motor en las que fueron filmadas estas imágenes, se alcanzan en el interior del cilindro temperaturas máximas (zonas rojas) del orden de 2275 K.


224

Figura 11.3 Imágenes del proceso de combustión en un MEC [10]

Cálculo del par motor

Una vez conocida la tasa de calor liberado por el método arriba desarrollado se procede a determinar la tasa de transferencia de calor (de acuerdo con las técnicas del Capítulo 7) a las paredes empleando por ejemplo, el método de Woschni [9]. A continuación se utiliza la primera ley de la termodinámica y de allí se determina el trabajo por ciclo y por lo tanto se puede determinar ahora los parámetros de potencia y par indicados.

En la Figura 11.4 se muestra el diagrama de flujo para el cálculo de los parámetros indicados, partiendo desde el momento en que el ciclo termodinámico es cerrado (RCA). Se diferencia el momento en el que se inicia la inyección (AAI) para determinar luego el ángulo o tiempo de retraso (definido como la diferencia entre el AAI y el AIC o ángulo de inicio de la combustión). Se incluyen en el código del programa (ver más adelante) las diferentes subrutinas de cálculo, entre ellas la tasa de transferencia de calor en el cilindro (aplicación de la ley de Woschni), cálculo de la tasa de quemado de combustible (ley de Watson) y un balance de 1ª ley de la Termodinámica en el cilindro.


225

INICIO

ENTRADA DATOS MOTOR

ENTRADA DATOS ENSAYO

RCA aAAI

?

CÁLCULO QL

QL = 0

CÁLCULO Testimada

CÁLCULO Δu

Δu < ERR?

CÁLCULO TModificada

ALMACENAR VALORESPASO ANTERIOR

i < AAE?

i = i + 1

SALIDA DERESULTADOS

FIN

SI SI

NO

SI

NO

Figura 11.4 Diagrama de flujo para el cálculo de parámetros indicados

Public Sub Balance() u(rca) = fu(T(rca), FR) ‘(Energía interna específica en el RCA) w = 2.28 * Cm ‘(Constante de la ley de Woschni) H(rca) = fh(p(rca), T(rca), w) ‘(Coeficiente de película en el RCA) Tant = T(rca) Pant = p(rca) Uant = u(rca) hant = H(rca) QW(rca) = hant * (Acul * (Tant - TC) + Apis * (Tant - Tp) _ + fArea(rca) * (Tant - Tw)) * dt ‘(Calor transmitido en el RCA) CoefWatson ‘(Ir al procedimiento público CoefWatson) 'Inicio del bucle principal en el módulo de combustión For i = Int(rca) + 1 To Int(aae) Tm = Tant PM = Pant T(i) = Tant p(i) = Pant


226

CalQw hant ‘(Cálculo del calor transmitido) CalQL ‘(Cálculo del calor liberado) 'Estimar la nueva temperatura

du = -Pant * 1000 * (fVol(i) - fVol(i - 1)) + dQL(i) - QW(i) ‘(Balance de primera ley) Cv = fCv(Tant, FR) ‘(Calor específico a volumen constante) T(i) = Tant + du / (Cv * mac) 'Comprobar convergencia (proceso iterativo) 1 u(i) = fu(T(i), GD) p(i) = Pant * fVol(i - 1) * T(i) / (fVol(i) * Tant) PM = (p(i) + Pant) / 2 ‘(Presión media en el intervalo) Wi = PM * 1000 * (fVol(i) - fVol(i - 1)) ‘(Trabajo indicado en el intervalo) Tm = (T(i) + Tant) / 2 ‘(Temp. media en el intervalo) CalQw hant E = (u(i) - Uant) + Wi - dQL(i) + QW(i) ‘(Cálculo del error) If Abs(E / u(i)) > Error Then Cv = fCv(Tm, GD) T(i) = T(i) - E / (Cv * mac) GoTo 1 ‘(Proceso iterativo) End If Uant = u(i): Pant = p(i): Tant = T(i): hant = H(i) Next i rendcomb = mfqt / mfc ‘(Rendimiento de la combustión) If rendcomb > 0.999 Then rendcomb = 0.99 End Sub Public Sub CalQL() If (i <= aic Or i >= afc) Then dQL(i) = 0 Else dTeta = i - aic If dTeta < 0 Then dTeta = 0 Tau = dTeta / Dcomb Tau1 = (dTeta + 1) / Dcomb fmp2 = (1 - (1 - Tau ^ K1) ^ (k2)) fmp1 = (1 - (1 - Tau1 ^ K1) ^ (k2)) fmd2 = 1 - Exp(-k3 * Tau ^ k4) fmd1 = 1 - Exp(-k3 * Tau1 ^ k4) mfq(i) = mfc * (Beta * fmp1 + (1 - Beta) * fmd1) _ - mfc * (Beta * fmp2 + (1 - Beta) * fmd2) dQL(i) = mfq(i) * hc

mfqt = mfqt + mfq(i) End If End Sub


227

REFERENCIAS

[1] Watson, N., Janota, M.S. (1982), “Turbocharging the internal combustion engine”, The Macmillan Press Ltd. London

[2] Heywood, J.B., (1988) “Internal combustion engine fundamentals”, McGraw-Hill, New York [3] Agudelo, J.R., Casanova, J., (1998), “Combustion Analysis Based on Low Cost Personal

Computer and Related Instruments”, Proceedings of the international simposium of Autotest’98, España

[4] Hardenberg, H.O. and Hase F.W., (1979), “An Empirical Formula for Computing the

Pressure Rise Delay of a Fuel from its Cetane Number and from the Relevant Parameters of Direct-Injection Diesel Engines”, SAE paper No. 790493

[5] Woschni, G., Anisits, F., (1974), “Experimental Investigation and Mathematical Presentation

of Rate of Heat Release in Diesel Engines Dependent upon Engine Operating Conditions”, SAE paper No 740086

[6] Watson, N., Pilley, A.D., and Marzouk, M., (1980) “A Combustion Correlation for Diesel

Engines Simulation”, SAE paper No 800029 [7] N.Miyamoto, Takemi Chikahisa, Tadashi Murayama And Robert Sawyer, “Description and

Analysis of Diesel Engine Rate of Combustion and Performance Using Wiebe’s Functions”, SAE paper No 850107 (1985).

[8] Agudelo J.R., “Análisis Teórico – Experimental de Motores de Encendido por Compresión

Turboalimentados en Régimen Transitorio”, Tesis Doctoral, Universidad Politécnica de Madrid, España. 1998.

[9] G. Woschni, “A Universally Applicable Equation for the Instantaneous Heat Transfer

Coefficient in the Internal Combustion Engine”, SAE paper No 670931 (1967). [10] Catálogo: Engine Videoscope AVL 513D. Visualisation of combustion and injection

precesses. 1998

CAPÍTULO 12

EMISIONES CONTAMINANTES

INTRODUCCIÓN

A lo largo de la histortia de la humanidad se ha destacado la importancia del aire y sobre todo de los efectos que tiene respirar aire contaminado, pues a causa de este hecho han habido numerosas muertes. En 1943 en Inglaterra murieron alrededor de 4000 personas por causa del smog [3] (smog proviene de la fusión de las palabras inglesas smoke = humo y fog = niebla [2] ). Estos son los efectos más funestos que sabemos se pueden esperar de la contaminación del aire, pero hay otros efectos que nos tocan de cerca como el que narra Eilliam H. Crouse [2]: “...Si has esperimentado un caso desfavorable de smog, nunca lo olvidarás. No puedes ver a lo lejos, tienes difcultad para respirar. Y el aire que respiras no se siente bien. Tus ojos y tu garganta se irritan. Los alimentos y las plantas se ven seriamente dañados. La pintura de tu casa se ve afectada...”.

Bastantes enfermadades respiratorias han sido causadas por la contaminación del aire en los seres humanos y en los animales, pero no podemos olvidar otras implicaciones negativas de este hacho como son el envenenamiento de lagos en Estados Unidos de América, la muerte de los bosques en Alemania y el deterioro de los monumentos y las edificaciones en ciudades como Londres y Madrid. Los primeros vestigios de control en las emisiones contaminantes tienen origen en Inglaterra a principios de siglo XIII cuando la corona decidió cobrar impuestos a quienes utilizaran carbón como medio de calefacción debido a la gran concentración de humo que éste producía [3]. A principios de 1910 en Alemania se empieza a hablar muy tímidamente del control de las emisiones provenientes de los motores de los vehículos [3], pero es solo hasta principios de la década de los sesenta en la ciudad de los Angeles (California) cuando se empiezan a regular por vía legal. La razón por la cual se inició allí todo el movimiento que restringía las emisiones contaminantes se debió a que la carencia casi total de industria y los pocos calefactores existentes en esta zona, llevaron a concluir que eran los automóviles los causantes de un 60% del total de la emisión de contaminantes [14]. Desde entonces todos los países industrializados han adoptado sus métodos para restringir las emisiones provenientes de los vehículos, siendo cada vez más estrechos los límites de permisividad, lo que ha llevado a los fabricantes de motores a enfrentar grandes retos tecnológicos que les permitan cada vez ajustarse más a la legislación anticontaminante con el fin de poder sobrevivir en el mercado.

Capítulo 12. Emisiones Contaminantes

229

Así pues, se ha logrado incluir el estudio del nivel de emisiones como uno de los parámetros fundamentales en la evaluación del desempeño de los motores [1].

En el presente Capítulo se empieza haciendo una descripción de las fuentes de emisiones contaminantes en el vehículo y los principales parámetros que influyen para que éstas se produzcan, se hace también una descripción de como se forman los diversos contaminantes en cada tipo de motor y finalmente se establece una comparación por tipo de combustible en la aportación de emisiones contaminantes. Luego se describen las características que deben poseer la muestra a ser analizada proveniente de los gases de escape de los MCIA y la diferentes técnicas de muestreo utilizadas en la medición de emisiones contaminantes provenientes de los motores, más adelante se hace una revisión de los principios analíticos empleados para su determinación y finalmente se toman uno a uno y se describen cuales son los métodos más ampliamente utilizados en el ensayo de motores.

COMPARACIÓN DE EMISIONES CONTAMINANTES PRODUCIDAS POR LOS MCIA UTILIZADOS EN

FUENTES MÓVILES

El término contaminante se refiere a cualquier substancia adicionada al medio ambiente en una concentración tal, que tenga efectos medibles sobre los seres humanos, las plantas , los animales o los objetos y materiales en general [3], podemos considerar entonces como contaminantes a materiales naturales o artificiales, sólidos, líquidos o gaseosos, los cuales se dividen en dos grandes grupos que son: primarios y secundarios.

Contaminantes primarios: son aquellos cuya fuente de emisión es directamente identificable, tales como los compuestos de carbono (CO y CO2), compuestos de nitrógeno (NO + NO2 = NOx, N2O, NH3), compuestos orgánicos (volátiles o VOC, hidrocarburos, hidrocarburos aromáticos polinucleares PAH, compuestos carboxílicos), compuestos de azufre (SO2, SO3, S2H4), compuestos halogenados, compuestos metálicos, partículas (finas si diam. < 100 μm y gruesas si su diam. > 100 μm) también los olores han sido considerados en este primer grupo. Estos últimos, no causan problemas de salud, pero sí, malestar, indisposición y agresividad en los seres humanos [3]. Contaminantes secundarios: son aquellos que se forman en la atmósfera por reacciones entre los contaminantes primarios o por reacciones entre los primarios y algunos componentes que se encuentran en estado natural en la atmósfera.

Los MCIA son una fuente identificable de contaminantes primarios especialmente de monóxido de carbono (CO), óxidos de nitrógeno (NOx), hidrocarburos sin quemar (HC) y partículas. Estos pueden clasificarse de varias formas [9], sin embargo para el caso de análisis de contaminantes, la más conveniente es aquella clasificación según el proceso de combustión que diferencia los MEP y


230

los MEC, dado que la principal fuente de contaminación de los motores proviene de los gases de escape productos de la combustión. Los MEC emiten partículas carbonáceas que se pueden considerar virtualmente ausentes en los motores que queman gasolina (MEP).

El dióxido de carbono (CO2) es un producto normal de la combustión de cualquier combustible que contenga carbón, no es tóxico y solo se considera contaminante si supera la concentración normal en la naturaleza (330ppm), ya que desplaza al aire al ser 1,5 veces más denso que él, haciéndole irrespirable [16].

Fuentes de emisión en el vehículo

Según la definición ya indicada, el vehículo es fuente emisora de contaminantes primarios, a su vez en el vehículo se pueden identificar tres fuentes diferentes de emisiones [14]: a. El combustible evaporado del depósito y del carburador, responsable, aproximadamente de un

20% de los hidrocarburos sin quemar (HC) que emite el motor. Para evitar la emisión de estos vapores se comunican, a motor parado, el carburador y el depósito a un recipiente lleno de carbón activado, comúnmente llamado Canister [2], el cual absorbe y retiene los vapores de combustible mediante condensación. Este combustible absorbido por el carbón activado se recupera posteriormente al poner el motor en marcha, haciendo pasar una corriente de airea través del recipiente.

b. Gases procedentes del cárter del motor, que fluyen al exterior por el respiradero de éste. Estan

compuestos fundamentalmente por HC, aunque, dependiendo del estado del motor, pueden contener también productos procedentes de la combustión. Son responsables de otro 25% del total de HC emitidos por el vehículo. Esta fuente de emisiones puede eliminarse fácilmente ediante el recirculado de estos vapores hacia la admisión (blow-by) [2].

c. Gases de escape, procedentes del proceso de combustión aportan prácticamente el 100% de

productos contaminantes, tales como el monóxido de carbono CO, óxidos de nitrógeno, etc., y el 55% de los HC sin quemar.

Las cantidades de contaminantes varían con el tipo de motor, su diseño, su geometría interna, sus

condiciones de funcionamiento, el tipo de combustible y sus aditivos, el tipo de aceite lubricante, la forma y disposición de la cámara de combustión, el sistema de suministro de aire, el sistema de suministro de combustible, entre otros [8] (en esta referencia se analizan las mejoras realizadas


231

sobre el diseño de los MEC hasta el año 1991), además existen otros parámetros que influyen en las emisiones del automóvil. Los órdenes de magnitud de las cantidades emitidas están dados en la Tabla 12.1 [6], otros contaminantes adicionales son el bromuro de plomo y el óxido de azufre, los cuales varían directamente con el contenido de plomo y de azufre respectivamente de los combustibles del motor, y los aldehídos, los cuales resultan del uso de alcoholes como combustible. Tabla 12.1 Orden promedio de magnitud de contaminantes emitidos [6].

Contaminante Concentración (ppm) Cantidad relativa emitida

(g/kg de combustible) NOx 500 a 1.000 20 CO 10.000 a 20.000 200 HC (ppm en base C) 3.000 25 Partículas --- 2 a 5

La variable más importante que gobierna la emisión de contaminantes en los MCIA, independiente de que sea MEP o MEC es la relación aire - combustible o su inversa combustible - aire (dosado), la cual afecta directamente las emisiones relativas de CO, NOx, aldehídos y HC (Figura 12.1 [3]). Nótese que para un dosado estequiométrico se tendrían las bajas emisiones de CO y HC, pero las emisiones de NOx estarían cercanas a su máximo, esto se debe entre otras cosas a la formación de NOx a altas temperaturas. Para estudiar detalladamente los procesos de formación de estos contaminantes durante el proceso de combustión que tiene lugar en los MCIA, se recomienda mirar en [3] Capítulo 10; en [6] Capítulo 11, en [9] Capítulo 18 y en [14] numeral 4.

Parámetros que influyen en las emisiones de los vehículos

Las emisiones provenientes del vehículo no dependen únicamente del tipo de motor y de su potencia como podríamos pensar hasta el momento, también dependen de otros factores como son: pendiente de la carretera, altitud, humedad, temperatura del ambiente, límites de velocidad, desgaste del vehículo, condiciones de tráfico, entre muchas otras. Estas condiciones indican que las emisiones reales en "tráfico", relacionadas con la distancia viajada por el vehículo, no siempre coinciden con las medidas reguladoras tomadas en condiciones del ciclo de conducción claramente definido.

PRODUCTOS CONTAMINANTES DE LOS GASES DE ESCAPE DE LOS MEP

Especial interés tiene el proceso de formación de la mezcla aire - combustible en el colector de admisión de los motores a gasolina o MEP dado que es una causa de eventos muy complejos, Figura


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12.2 [15]. El combustible inyectado en el colector de admisión o en el puerto de admisión está formado por gotas de combustible - justo después de la inyección. Únicamente una fracción de las gotas se evapora, otra parte se introduce en la superficie del puerto de admisión y crea una película de combustible. Así el combustible es transportado dentro del cilindro en diferentes condiciones físicas y con diferentes velocidades, lo cual lleva a desviaciones en la medida de combustible y por supuesto a incrementar las emisiones contaminantes, principalmente en condiciones de operación transitoria del motor.

Figura 12.1 (λ = factor de exceso de aire) [3]

Hidrocarburos (HC)

Los gases de escape de los MEP contienen entre 1,000 a 3,000 ppmC, lo que corresponde aproximadamente de un 1 a 2.5% del combustible alimentado al motor [6]. En la Figura 12.1 se veía la dependencia de la cantidad de HC sin quemar con la relación aire - combustible. Para mezcla ricas y mezcla 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. Para mezcla ligeramente pobres, donde existe exceso de oxígeno y la temperatura todavía es elevada (es decir, que la llama no tiene problemas para progresar), la aparición de HC en el escape es mínima, puesto que éstos se oxidan, aunque solo sea parcialmente (formación de CO), en el colector y tubo de escape.


233

Las emisiones de HC en un MEP son producidas al cesar las reacciones de combustión en las proximidades de las paredes (efecto pared o wall quenching), por cortocircuito de la carga fresca y por combustión incompleta (flame quenching) [9] de la carga, si bien esta última causa es la menos importante en las condiciones más frecuentes de operación.

Figura 12.2 Transporte de combustible en el colector de admisión de un MEP [15]

Los HC sin quemar que normalmente aparecen en los gases de escape [6] se ven en la Tabla 12.2 Tabla 12.2 Ejemplo de distribución de diferentes HC en los gases de escape [6]

Carbono, porcentaje de HC totales Parafinas Olefinas Acetilénicos Aromáticos

33 27 8 32 De todos ellos están considerados como mayores contaminantes el benzol y los aromáticos polinucleares (PAH) por ser cancerígenos.

El efecto de enfriamiento de pared [10], está regido por el balance térmico de la mezcla en las proximidades de la superficie de la cámara de combustión. En esta zona, si las pérdidas de calor por


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conducción y radiación en la pared son mayores que el calor proveniente de los gases quemados adyacentes, los radicales activos difundidos en la mezcla no alcanzan la temperatura suficiente para continuar la combustión. Las variables que más influyen en el espesor del wall quenching son la temperatura, la presión, y el dosado de la mezcla, así como el material y la temperatura de la pared de la cámara de combustión. Cuanto más alta sea la presión y la temperatura de la mezcla y su dosado más próximo al estequiométrico, menor será este espesor.

Las emisiones de HC en el escape son menores que las producidas en los cilindros cuando la temperatura de escape supera los 600 C y existe oxígeno disponible [2]. En estas condiciones parte de los HC sin quemar se oxidan en el escape produciendo CO. Las emisiones de HC sin quemar junto con los óxidos de nitrógeno son los responsables de la formación del "smog fotoquímico".

Monóxido de carbono (CO)

El CO es un producto intermedio de la combustión de un HC [14], de alta toxicidad por su alta afinidad con la hemoglobina de la sangre.

Para relaciones aire - combustible próximas a la estequiométrica, la formación de CO en la combustión se debe fundamentalmente a la disociación del CO2. Si un sistema de alimentación consigue mejorar la homogeneidad de la mezcla reduce también la emisión total de CO, puesto que disminuye la emisión de cada cilindro, disminuye la diferencia entre cilindros y permite operar con mezcla globalmente más pobres sin fallos de combustión [2], como se puede intuir, este contaminante tiene poca importancia en los MEC.

Óxido de nitrógeno (NOx)

El óxido nítrico (NO) y el dióxido de nitrógeno (NO2), usualmente están agrupados como NOx, siendo el NO bastante predominante. La fuente principal de NO es el nitrógeno molecular del aire usado como comburente en el motor. Los combustibles diesel y gasolina en sí mismos contienen muy poco nitrógeno, esto hace que su contribución a la formación de NO sea poco significativa [3].

Las emisiones de NOx son máximas cuando el motor funciona a par máximo, es decir, cuando la presión media efectiva (pme) del motor es máxima. Así pues, las formación de NOx está muy afectada por las presiones y temperaturas en las carreras de expansión y escape, los óxidos de nitrógeno se disociasen en oxígeno y nitrógeno desplazándose el equilibrio químico hacia estos compuestos. Esto no ocurre en la práctica y la razón puede residir en la complejidad del mecanismo de formación [14]. De lo anterior se puede deducir que los óxidos de nitrógeno aparecen en los MEP, pero tienen mayor influencia en los MEC dado que este tipo de motor funciona a más altas presiones.


235

Partículas1

En los MEP las partículas tienen tres distintos orígenes [3]: el plomo de los combustibles, adicionado para incrementar el número de octano y evitar así el fenómeno de las detonaciones espontáneas (knocking): el azufre propio del combustible y el humo negro (hollín), dependiendo directamente del control que se tenga en el contenido de plomo y de azufre en el combustible y del buen ajuste del motor, se pueden controlar dichas emisiones.

PRINCIPALES PRODUCTOS CONTAMINANTES EMITIDOS POR LOS MEC

A diferencia de los MEP, en este tipo de motor el combustible es inyectado dentro del cilindro justo antes de que se inicie la combustión. La distribución heterogénea del combustible dentro de la cámara de combustión durante el proceso de combustión da como resultado la distribución heterogénea de temperaturas y de composición de los gases quemados. Para entender mejor el proceso de formación de los contaminantes provenientes de la combustión de los MEC, conviene decir que comprende dos fases: una fase en la que una fracción del combustible es quemada durante las premezclas inmediatamente después del tiempo de retraso, seguido por una fase de llama de difusión. En la fase de llama premezclada, la composición de la mezcla varía bastante de la estequiométrica. En la fase de llama de difusión, la mezcla se acerca a la estequiométrica.

Óxido de nitrógeno (NOx)

En los MEC, como en los MEP, la máxima temperatura alcanzada gobierna la formación de NO. La fracción de mezcla quemada en la región de premezcla tiene una gran influencia, porque cuando ésta es comprimida en la siguiente fase, aumenta considerablemente su presión y su temperatura, incrementándose así, la formación de NO. Esos gases se expanden luego en la carrera de potencia y se mezclan con aire o con gases más fríos, lo cual congela la concentración de NO formada. La presencia de aire frío en la cámara de combustión es propia de los MEC y explica por qué la disminución de NO ocurre más rápido en este tipo de motores que en los MEP.

Monóxido de carbono (CO)

Cuantitativamente la concentración de CO es despreciable, puesto que estos motores funcionan con dosados relativos menores que la unidad, del orden de 0.7 [9]. Sin embargo, las deficiencias de oxígeno local, los niveles de temperatura o los tiempos de residencia debidos a la falta de homogeneidad en la mezcla, son insuficientes para completar la combustión en forma de CO2 y

1"Partícula": En el documento ISO 8178 es definida como efluente del escape atrapado en un papel de filtro después de dilución a una temperatura del filtro no mayor de 52 C [5, 18].


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pueden causar emisiones de CO. Esto podría ocurrir a bajas cargas y a máximas cargas a altas velocidades [3].

Hidrocarburo sin quemar (HC)

En los MEC, la emisión de HC sin quemar es de importancia secundaria, debido a que funcionan con dosados relativos inferiores a la unidad. Sin embargo, se debe destacar que la mayoría de los hidrocarburos pesados son absorbidos por las partículas carbonáceas (humo) en forma de Fracción Orgánica Soluble (SOF) [12], como se indicará más adelante.

Partículas

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 deshidrogenizarse, pudiendo quedar fácilmente convertido en carbón. Este fenómeno suele darse, bien en la zona interior del chorro de combustible que proviene del inyector, donde el dosado es muy rico y, por tanto, hay falta de oxígeno, o bien en el combustible depositado en las paredes. Afortunadamente, la mayor parte de estas partículas se oxidan posteriormente para formar dióxidos de carbono, con lo que no aparecen en el escape [14]. Estas partículas generadas durante la combustión, adsorben varias especies orgánicas (SOF) que contienen HC, derivados oxigenados (ketonas, esteres, aldehídos, latonas, éteres, ácidos orgánicos) e hidrocarburos aromáticos policíclicos acompañados por sus derivados de nitrógeno y oxígeno. Adicionado a éstos, existe un poco de derivados inorgánicos (SO2, NO2, sulfatos) [3].

Además de las tres variables consideradas como fundamentales en el control de las emisiones de partículas de los MEC que son: 1) el combustible, 2) el proceso de combustión, y 3) procesos de postratamiento, se debe incluir una cuarta variable: el consumo de aceite lubricante [19]. Aunque quizá el parámetros más determinante, por encima de las mejoras tecnológicas antes mencionadas, es la pauta de conducción.

Los diseñadores de los MEC, buscan cada vez elevar más la presión media efectiva (pme) del motor, con lo que se producen mayores distribuciones de temperatura en la zona del anillo del pistón, lo que puede propiciar el desplazamiento del aceite lubricante hacia la cámara de combustión con las indeseables consecuencias que trae con sigo, tales como disminución de la potencia efectiva, altas tasas de consumo de aceite lubricante, mayor formación de partículas, mayor número de etapas para reparación y revisión del motor y posibles daños en la cámara de combustión. Una sugerencia acertada es disminuir la tasa de consumo de aceite lubricante hasta el punto óptimo, es decir, hasta el punto en que no perjudique la vida del motor ni reduzca una de las principales ventajas de un MEC que es la de su largo período de duración sin abrir el motor [19].


237

Esencialmente podemos decir que las emisiones de humo crecen con la cantidad de combustible inyectada después del tiempo de retraso, ó dicho en otras palabras, dada una cantidad de combustible inyectado fija, 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 (ver Capítulo 9) del combustible, disminución del avance a inyección, etc.

A manera de resumen, en la Tabla 12.3, se presenta la importancia relativa de cada uno de los diversos contaminantes emitidos por los MEP y los MEC. Tabla 12.3 Importancia relativa de los distintos contaminantes con cada tipo de motor [14]

Contaminante Tipo de motor

MEP MEC MEC Sobrealimentado NOx Importante Muy importante Muy importante CO Muy importante Poco importante Poco importante HC Muy importante Poco importante Poco importante ALDEHÍDOS Poco importante Importante Importante Plomo Importante Nula Nula Óxidos de azufre Poco importante Importante Importante HUMOS Poco importante* Importante Muy importante

* Excepto para dosados anormalmente ricos.

Establecer una comparación entre diferentes contaminantes de vehículos que utilizan diferentes combustibles puede llevar a falsas conclusiones si no se define claramente la base de comparación. El gas natural ha sido objeto de creciente interés como una alternativa de bajas emisiones para motores de automoción convencional, especialmente para autobuses de servicio urbano y camiones. Las tendencias actuales consisten en convertir los antiguos motores MEP o MEC a Gas Natural Comprimido (GNC) operando algunos cambios sobre diversos subsistemas del motor [4, 20], los resultados obtenidos de esta conversión pueden ser adversos si no se hace una selección adecuada de los nuevos aditamentos que requiere el GNC. Particularmente en la ciudad de Houston, el Southwest Research Institute, realizó un estudio de conversión de motores a GNC, obteniendo incrementos en los niveles de emisiones de NOx, CO, además el consumo específico de combustible efectivo (gef) empeoró en un 25% [4]. Cuando se considere la conversión de vehículos a otro combustible para el cual el motor ha sido diseñado, el equipo a comprar para la conversión debe cumplir con los requerimientos de niveles de emisión legislados.


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Si además de lo anterior, se logra instalar un buen sistema de control para mantener el nivel de emisiones bajo, seguramente se podrá comprobar que el GNC es una alternativa al igual que el GLP muy llamativa desde el punto de vista de disminución en las emisiones contaminantes. El sistema de control debe cumplir con los siguientes requerimientos [13]: que permita mantener el dosado estequiométrico cuando se opera con catalizador de tres vías, que permita controlar el sistema de recirculación de gases de escape (EGR), control sobre el tiempo de ignición, detección y control de las explosiones (knock), control sobre la potencia y control sobre la velocidad al ralentí y la mariposa. Los combustibles gaseosos, particularmente el GN y el GLP son excelentes combustibles en ciclos de combustión de quemado pobre. La combustión completa puede obtenerse con mezclas aire - combustible muy pobres. Con un factor λ = 1,4 o 1,5 (i.e., un exceso de aire del 40% al 50%) se logran minimizar las emisiones de óxidos de nitrógeno, estando aún a rendimientos elevados del motor [20]. Los fabricantes de motores están encaminando sus esfuerzos en el desarrollo de motores de mezcla pobre.

MÉTODOS DE CARACTERIZACIÓN Y ANÁLISIS PARA LA DETERMINACIÓN DE CONTAMINANTES

Las emisiones de los automóviles están reguladas en todos los países industrializados. Desde principios de la década de los 60 se ha venido incrementando la lista de contaminantes que son regulados, y a su vez se ha ido cerrando el límite de emisiones que son permitidas. A principios de los 70, los valores de concentración se convirtieron en valores de masa de contaminantes. Estos valores fueron expresados como masas emitidas por unidad de distancia viajada, basada en un ciclo de recorrido normalizado que corresponde a una secuencia de velocidades en función del tiempo, simulando las condiciones de marcha del vehículo en un banco dinamométrico [3, 4, 12, 15, y 19]. Últimamente se empiezan a plantear alternativas de simulación en bancos de prueba dinámicos que eliminan en gran número las faltas de repetitividad debidas a la participación directa del hombre en la realización de los ensayos convencionales [15]. El método de muestreo a volumen constante (CVS)2 se utiliza para acular las emisiones correspondientes al ciclo de conducción normalizado. Los mismos ciclos son usados también para medir el consumo específico de combustible (gef) de los vehículos. Desafortunadamente, no se ha adoptado un procedimiento aplicable universalmente, por lo que existen diversos tipos de ciclos de prueba, entre los cuales no existe ninguna correlación para convertir de uno a otro. Los se resumen en la Tabla 2.4. 2Para ampliar infromación sobre este método de recolección de muestras, ver SAE Recomended Practice, (1978), "Constant volume sampler system for exhaust emission measurement", SAE J1094a, 24p.


239

LA MUESTRA

En cualquier análisis, la mezcla debe ser uniforme y representativa del producto a analizar. Los valores de los contaminantes recogidos en los ciclos de prueba mencionados anteriormente, deben coincidir con el valor real de emisiones en el tubo de escape del vehículo.

La toma de muestras en ensayo de motores a través de la técnica CVS, se ha normalizado desde 1982 [3]. En este método, los gases de escape son diluidos con aire del ambiente filtrado para mantener flujo total constante (gases de escape + aire) bajo todas las condiciones de prueba del ciclo, usando flujómetros de gas seco se puede medir el flujo másico de aire de dilución, por lo tanto, restando de la cantidad anterior, se puede conocer el volumen real de gases de escape [5]. Con esto se pretende simular las condiciones reales de dilución de los gases de escape en el aire de la atmósfera. El flujo másico total puede ser determinado de dos maneras:

1. Ya sea calculando las rotaciones totales de la bomba de desplazamiento positivo con características conocidas, que hace fluir la mezcla, o

2. Haciendo fluir la mezcla a través de un venturi en condiciones críticas.

Durante la prueba de CVS se dispone de un conjunto de bombas que permiten recolectar continuamente fracciones constantes de gases de escape y aire de dilución en bolsas plásticas de fluorocarbón y acumular así las emisiones durante la secuencia. Los contaminantes regulados (CO, HC, NOx) y partículas, son analizados al final de cada secuencia tanto en los gases de escape como en el aire de dilución por los métodos analíticos descritos posteriormente.

Con los MEC, dado el riesgo de condensación de los hidrocarburos más pesados en las bolsas es necesario hacer un análisis continuo de HC. Los gases diluidos son transferidos a un analizador por una línea calentada a 190 C según norma y se utiliza un integrador para calcular las emisiones acumulativas en el tiempo del ciclo [3]. El ensayo de los MEC incluye la medición de la emisión de partículas, para lo que se dispone de un montaje especial. Dado que las partículas son retenidas en un papel de fieltro especial los gases de escape no podrían ser totalmente filtrados, porque la onda de contrapresión producida podría alterar las condiciones de funcionamiento del motor y sus correspondientes emisiones. Es por lo tanto necesario hacer un muestreo con una fracción representativa conocida de los gases de escape emitidos por el motor [12]. Para lograr esto, se utiliza un "túnel" de dilución de longitud suficiente que permite homogeneizar la mezcla de aire aerosol - dilución del sistema CVS. Para muestreo de partículas en un amplio rango de potencias de salida del


240

motor, la ISO3 definió el "Sistema de muestreo total el cual extrae una fracción extremadamente pequeña del escape el motor y luego la diluye y la filtra, esto representa una aproximación adecuada [5]. Tabla 12.4 Parámetros comparativos de los ciclos de conducción [3]

Parámetro Unid. ECE(a) Calif. FTP(b)

72 FTP 75

Japan 10

modes

Japan 12

modes Velocidad media km/h 18.7 35.6 31.5 34.1 17.7 30.6 Velocidad media (sin contar el ralentí)

km/h 27.1 41.7 38.3 41.6 24.1 39.1

Aceleración media m/s2 0.75 0.68 0.60 0.67 0.54 0.64 Deceleración media m/s2 0.75 0.66 0.70 0.71 0.65 0.60 Tiempo medio (de 1 secuencia desde el arranque)

s 45 117 66 70 50 94

Número promedio (de cambios de acel./decl. y vice-versa en una secuencia)

1 3 5.6 6 2 5

Ralentí %Tiempo 30.8 14.6 17.8 18.0 26.7 21.7 Aceleraciones %Tiempo 18.5 31.4 33.5 33.1 24.4 34.2 Velocidad constante %Tiempo 32.3 21.9 20.1 20.4 23.7 13.3 Deceleraciones %Tiempo 18.5 32.1 28.6 28.5 25.2 308

(a) Economic Commission for Europe (b) Federal Test Procedure

La ISO convino la creación de un subcomité técnico para que desarrollara procedimientos de ensayo que pudieran ser aplicados a un vasto rango de potencias de motor, de allí salió la serie ISO 8178 que provee unas recomendaciones para el protocolo de ensayo y el sistema de medida de partículas en los MEC [5]. Este Capítulo permite realizar las pruebas con varias configuraciones de sistemas de muestreo para partículas, incluyendo sistemas de flujo parcial y sistemas de flujo total, y establece como criterio para la equivalencia del ensayo contra el normalizado de dilución completa un 5% de diferencia.

Precauciones

A parte de las posibles interferencias analíticas que pueden aparecer durante el muestreo, se deben tener una serie de precauciones para obtener resultados de las medidas reproducibles y confiables [5,

3 ISO indica International Standars Organization


241

12, 16]. La siguiente es una lista de las principales precauciones a considerar: • Estado del vehículo a ser ensayado, lo cual indica preacondicionar el vehículo antes de probarlo • Estado térmico del motor claramente definido antes de iniciar el procedimiento normalizado • Purgar el sistema de escape y las líneas de atrapado de partículas • Revisar las posibles absorciones o adsorciones de ciertos productos en las paredes de las tuberías

conectoras, las cuales pueden causar deposiciones que alteran fuertemente las mediciones • Revisar que los tubos de transferencia plásticos no sean propicios para que haya difusión de los

gases a ser analizados • Para escapes con diámetros hidráulicos substancialmente grandes y que se sepa que van a tener

partículas, se recomienda hacer muestreo isocinético • Es importante asegurar que el número de Reynolds en el túnel de dilución sea lo suficientemente

alto para garantizar flujo turbulento y que la distribución de las especies a ser medidas sea uniforme a través de toda la sección del túnel [5]

• Cuando se va a analizar partículas, a menudo ocurre que filtros tomados del mismo "baño" tienen características de filtración diferentes, lo cual puede alterar significativamente los resultados, por lo que se recomienda cortar los filtros de la misma pieza de material [12]

• El aire de dilución debe ser analizado bajo las mismas condiciones en cada secuencia de medida • Los instrumentos de medidas deben también ser considerados ya que los resultados obtenidos

pueden variar de acuerdo al tipo de instrumento, fabricante y sus grados de calibración y mantenimiento

• Para el Detector de Ionización de Llama FID, es importante especificar el material del detector, sus parámetros de operación (flujo másico de gas, presión, temperatura, voltaje) y su geometría interna[3]

Posibles interferencias

En las diferentes técnicas analíticas empleadas, otros compuestos presentes en el escape pueden generar una respuesta en el rango de medida correspondiente al compuesto que está siendo analizado.

Para NO analizado por Quimioluminiscencia (QL), otros compuestos de nitrógeno además del NO2 (NH3, HCN, aminas, etc.) Pueden ser convertidos a NO, y moléculas inertes (O2, N2, CO2, y H2O, etc.) pueden descargar por colisión con el NO2 especies excitadas sin emisión de luz para así producir falsas lecturas. El agua muestra la interferencia más seria [3]. Su remoción por condensación elimina su efecto de descarga y mantiene valores correctos para el NO, el cual es insoluble en agua. Disminuyendo la presión, aumentando la temperatura por encima del punto de


242

rocío, o removiendo el agua por difusión a través de una membrana semipermeable se supera este porcentaje. Sin embargo, un incremento excesivo de la temperatura en la líneas de la muestra puede causar una reducción de NO2 a NO por los hidrocarburos que están presentes, los cuales son catalizados por los metales usados en las líneas, alternando así la relación NO / NO2.

TÉCNICAS DE NUESTREO

Existen diferentes técnicas válidas para la determinación de contaminantes gaseosos provenientes de fuentes contaminantes [16], sin embargo, de las descritas en esta referencia bibliográfica, las más usadas en el ensayo de motores son: • Métodos de absorción: en los que el gas se hace burbujear a través de una solución absorbente

que retiene el contaminante por disolución o por reacción química, dando lugar a la formación de compuestos que posteriormente pueden ser determinados por diversos métodos.

• Trampas criogénicas: en los que la muestra, generalmente muy volátil, se pasa a través de unas columnas capilares inmersas en argón líquido, para que al disminuir la temperatura se condensen y permanezcan inalterados para más tarde ser analizados en el laboratorio. Es necesario eliminar previamente las sustancias o partículas como el agua que, al congelarse, obturaría los conductos de aspiración.

• Bolsas de Teflón4, Tedlar5 y Mylar6: Las cuales tienen capacidades desde 10 hasta 100 litros de gas, pero son delicadas, difíciles de limpiar, y fácilmente se pueden perder materiales por permeabilidad. Tedlar usualmente es la más recomendada [3].

• Frascos de vidrio: Los cuales son de fácil limpieza y de confiabilidad en el almacenamiento de la muestra, pero son frágiles y tienen volúmenes muy limitados [16]

• Recipientes metálicos: los cuales son usados una vez se les ha efectuado un vacío. Son fáciles de limpiar y se puede utilizar la misma muestra en ellos contenidos por varios análisis [16]

4 Politetrafluoroetileno 5 Pilivinil fluoride 6 Politereftalano


243

REVISIÓN DE LOS PRINCIPIOS ANALÍTICOS EMPLEADOS PARA LA DETERMINACIÓN DE

CONTAMINANTES

Métodos espectroscópicos

La absorción espectroscópica está basada en la medición de los efectos creados por la interacción de la radiación electromagnética con los estados de energía interna de las moléculas [18]. Una molécula con un momento dipolar eléctrico o magnético, absorbe energía (quanta) específica en la radiación incidente, dependiendo de la longitud de onda, mientras ésta sufre transiciones de energía desde el estado básico hasta los niveles más altos de energía permitidos. Esta excitación de los niveles más altos de energía puede afectar los electrones de la molécula, las vibraciones interatómicas, o las rotaciones de la molécula alrededor de los diferentes ejes. La determinación espectroscópica de contaminantes atmosféricos se basa en las propiedades físicas de las moléculas y no sobre su actividad química [17].

Cada gas muestra longitudes de onda características por las cuales absorben radiación electromagnética que excita sus moléculas. Esto se refleja por un espectro de absorción del gas. Para la mayor parte de los contaminantes atmosféricos hay bandas (longitudes de onda) específicas de absorción en el infrarrojo, el visible o el UV cercano, basadas en la ley de Beer – Lambert [18]. Esta ley expresa la relación entre la intensidad de la radiación I a través de un recipiente de longitud L transparente a la radiación y que contiene una sustancia absorbente en concentración c:

kcLeI −= Donde k es el coeficiente de absorción de la sustancia a ser analizada.

Para tener una idea del grado de precisión de estos instrumentos en la determinación de contaminantes, veamos la Tabla 12.5 [18]:

Absorción en el infrarrojo

La región infrarroja abarca las regiones del espectro comprendidas entre los números de onda7 de 12800 a 10 cm-1 aproximadamente, lo que corresponde a las longitudes de onda 0.78 a 1000 mμ .

Tanto desde el punto de vista de las aplicaciones como de los instrumentos es conveniente subdividir la región infrarroja del espectro en tres porciones denominadas infrarrojo cercano, medio y lejana [18].

7 Número de onda (σ ) se define como el número de ondas por centímetro, y es otra forma de describir la radiación electromagnética. Cuando la longitud de onda en el vacío se expresa en centímetros, el número de onda es igual a λ/1 [18].


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Tabla 12.5 Grado de precisión de los equipos espectroscópicos en la determinación de contaminantes

Contaminante Concentración

conocida en ppm Concentración medida en ppm

Error relativo %

CO 50 49.1 1.8 Metiletilcetona 100 98.3 1.7 Alcohol metílico 100 99.0 1.0 Óxido de etileno 50 49.9 0.2 Cloroformo 100 99.5 0.5

Las moléculas formadas por al menos dos átomos diferentes (CO, NO, CO2, NO2, H2O, etc.) excepto los gases que están constituidos por átomos idénticos (H2, O2, Cl2, N2, etc.), absorben radiación infrarroja convirtiendo la energía lumínica recibida en energía vibracional - rotacional de sus moléculas, lo cual puede ser detectado en forma de calor.

Para análisis de gases de combustión, especialmente de los MCIA, se utilizan analizadores sin dispersión espectral, los cuales son llamados infrarrojos no dispersivos NDIR. En lugar de utilizar un monocromador para separar la luz, los instrumentos NDIR utilizan la absorción total sobre la longitud de onda dada [6].

En los NDIR de filtro positivo, un rayo pasa a través de una celda de absorción que contiene el gas a ser analizado y el otro cruza una celda que contiene un gas de referencia no – absorbente (como el nitrógeno) y los dos rayos pasan luego a una celda de compensación y finalmente al detector, provocando un desplazamiento del diafragma de sensor capacitivo como se observa en la Figura 12.3 [3]. El NDIR de filtro negativo no tiene celda de referencia, por lo que una sola celda contiene el gas a ser analizado, el cual es atravesado por ambos rayos. En la salida, en el primer rayo pasa a través de una celda de compensación y el segundo rayo pasa a través de una celda llena con el gas a ser analizado y luego ambos llegan al sensor diferencial.

Los analizadores NDIR se utilizan para medir muchos gases, incluyendo CO, CO2, CH4, NO, SO2, e hidrocarburos. En la contaminación de los MCIA son utilizados principalmente para determinar CO y CO2. El CO absorbe la radiación infrarroja de 4,6 mμ y para su determinación se

utiliza el analizador NDIR del tipo de filtro positivo [16]. Especial cuidado se debe tener al emplear este tipo de analizador en la determinación de HC, dado que no tiene la sensibilidad suficiente para distinguir el tipo de hidrocarburo que está en la celda, por lo que los resultados se dan en términos de


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hexano8 Lla recomendación más adecuada es utilizar un detector de ionización de llama (FID) para determinar estos últimos.

Figura 12.3. Ilustración esquemática de un sensor infrarrojo. 1 Cámara receptora con volúmenes de

compensación V1 y V2. 2. Sensor de flujo. 3 Celda de medición. 4. Disco ranurado con motor. 5. Emisor infrarrojo [3]

Análisis por Quimioluminiscencia.

En este método la determinación del monóxido de Nitrógeno, NO, de la muestra es transformado en NO2 por una reacción de oxidación de fase gaseosa con ozono molecular producido en el analizador, a partir de aire u Oxígeno proporcionado por un cilindro externo. Una característica de esta reacción es la excitación de las moléculas a un estado energético superior, seguido de una inmediata vuelta al estado no excitado acompañada de una emisión de fotones. Éstos inciden en un detector fotomultiplicador, generando una corriente continua de baja intensidad. Esta corriente es amplificada para indicar en un dispositivo de medida. La reacción que se produce es:

hvNONOONOONO

+⇒+⇒+

22

223

**

donde h es la constante de Planc y v, frecuencia en Hertz

Al medir NO la energía lumínica se filtra, con el fin de eliminar las interferencias de otros gases tales como el CO, SO2, y los hidrocarburos etilénicos. El ozono necesario para la reacción de quimioluminiscencia es producido en una cámara de flujo

8 Tomado de las notas de clase de la asignatura Métodos Analíticos para el Control de la Contaminación Ambiental.


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donde la corriente de aire u Oxígeno es expuesta a una radiación ultravioleta proveniente de una lámpara. La reacción es:

32 23 OhvO →+

Métodos de ionización de llama (FID)

La introducción de compuestos de carbono en una llama de hidrógeno / aire no ionizado, produce iones y electrones que pueden conducir electricidad a través de la llama. Entre un electrodo colector situado por encima de la llama y el extremo del quemador, el cual representa el segundo electrodo (Figura 12.4 y Figura 12.5), se aplica una diferencia de potencial de unos pocos cientos de voltios (100 a 300), para la medición de la corriente que resulta (10-12 A) se utiliza un amplificador operacional de alta potencia [11].

A pesar de la ionización en la llama de los compuestos que tienen carbono no es un proceso bien establecido, se observa que el número de iones que se produce es aproximadamente igual al de átomos de carbono transformados en la llama, por esta razón, cuando se miden hidrocarburos por este método se dan los resultados en base carbono (i.e., ppmC). Grupos funcionales tales como carbonilo, alcohol, halógeno y amino, originan en la llama pocos iones o prácticamente ninguno. Además, el FID es insensible a los gases no combustibles como H2O, CO2, SO2 y NOx [11].

El analizador FID se utiliza para medir los HC emitidos por el motor, incluyendo los compuestos de carbono reportados como ppm de volumen de carbono medida en comparación con un hidrocarburo alifático de referencia (propano o hexano).

Figura 12.4. Ilustración de un analizador de gases de combustión por ionización por llama.[3]


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Figura 12.5. Ilustración del quemador de una analizador de gases de combustión por ionización por

llama [3]

Métodos electroquímicos

La electroquímica analítica comprende un grupo de métodos para el análisis cuantitativo basado en el comportamiento de una solución de una muestra cuando forma parte de una celda electroquímica, las cuales pueden ser de dos tipos galvánicas si se emplean para producir energía eléctrica, o electrolíticas cuando consumen electricidad de una fuente externa. Ambos tipos de celdas pueden operarse en sentido galvánico o en sentido electrolítico haciendo variar las condiciones experimentales [18].

Si al hacer pasar los gases de escape a través de la celda electroquímica, ésta capta diferencias de concentraciones de oxígeno, se crea en la celda un fuerza electromotriz correspondiente a la ley de Nerst, debido a que la variación en el oxígeno causa un cambio en el voltaje a través de las terminales de la celda. La ley de Nerst constituye el fundamento de los métodos potenciométricos que encuentra en los electrodos selectivos de iones su aspecto más interesante desde el punto de vista del estudio de la contaminación [17]:

( )LogAnFRTEE /3,20 +=

Ley de Faraday o ecuación de Nerst

Una técnica electroquímica muy usual en los MCIA con pos-tratamiento por catalizador de tres


248

vías en la técnica potenciométrica. Esta es aplicada en el sensor de oxígeno λ usado para mantener el dosado cercano al estequiométrico aguas arriba del catalizador, aprovechando la propiedad de ciertos óxidos refractarios tales como el zirconio para dar una conductividad iónica a altas temperaturas (> 300C) debido a la movilidad de los iones O--.

Métodos Cromatográficos

La cromatografía en sí misma no es un método analítico sino un método para separar los componentes de una mezcla, un método que no destruye los elementos de la mezcla opuesto a otros como los métodos de destilación [11]. Este método se basa en la migración diferencial de los componentes de la mezcla a ser separados, los cuales al disolverse en una fase móvil que puede ser un gas o un líquido son obligados a pasar a través de una fase estacionaria inmiscible. Aquellos componentes que son retenidos con fuerza por la fase estacionaria se mueven lentamente con el flujo de la fase móvil, por el contrario los componentes que se mueven a través de la fase estacionaria, los componentes de la muestra se separan en bandas discriminadas que pueden analizarse cualitativa y/o cuantitativamente [11]. La calidad de la separación depende de la distancia viajada a través de la fase estacionaria y de la afinidad relativa de los componentes con dicha fase. A la salida de la columna los componentes separados deben ser detectados, identificados y cuantificados en virtud de sus propiedades físicas o químicas. La respuesta del detector es graficada como un cromatograma. Hay tres parámetros involucrados en la cromatografía: • El tiempo de elución, el cual es ajustado para un sistema y un compuesto dado: esto ayuda a

caracterizar el compuesto. • El área de pico, la cual sirve para determinar el componente de la mezcla. • El ancho del pico, cuya estreches caracteriza la calidad de la separación del componente en la

mezcla.

Para analizar los contaminantes del aire usando substratos contenidos en la columna, se utilizan dos métodos principalmente:

Cromatografía de gases (CG): en la que la muestra se volatiliza y se inyecta en la cabeza de un columna cromatográfica. La elución se produce por el flujo de una fase móvil de un gas inerte, y a diferencia de la mayoría de los tipos de cromatografía, la fase móvil no interacciona con las moléculas del analito; su única función es transportar el analito a través de la columna. Actualmente se está incrementando el uso de columnas capilares de diámetros muy pequeños de 0.1 a 0.5 mm y


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muy largas, hasta varias docenas de metros de longitud9 las cuales son mucho más efectivas, presentan mayor permeabilidad y mejor selectividad y permiten análisis mucho más rápidos.

Cromatografía líquida de alta eficacia: Se lleva a cabo a bajas temperaturas pero requiere altas presiones (hasta 50-60 MPa) para transportar la mezcla a ser separada y los líquidos, permitiendo una desorción selectiva de los componentes adsorbidos. El solvente de desorción puede mantener una composición constante o tener un gradiente de composición como una función del tiempo para mejorar las separaciones. Uno de los componentes esenciales del GC y el HPLC es el detector, el cual se encarga de indicar y medir la cantidad de analito saliente de la columna cromatográfica. Existen diversos tipos de detectores de los cuales los más usados son los siguientes:

Detector de ionización de llama (FID) antes visto, es un detector sensible a la masa, más que un sistema sensible a la concentración. En consecuencia, este detector tiene la ventaja de que los cambios en el caudal de la fase móvil tienen poco efecto sobre la respuesta del detector [11].

Catarómetro, (o detector de la conductividad térmica TCD), el cual hace una comparación continua del componente de mezcla. El flujo de calor es generado por un resistor eléctrico [3]. Este detector tiene poca sensibilidad.

Detector de captura electrónica (ECD), el cual es altamente selectivo siendo muy sensible a las moléculas que contienen grupos funcionales electronegativos tales como halógenos, peróxidos y grupos nitro, en cambio no es sensible a grupos funcionales como aminas, alcoholes e hidrocarburos. Un electrón del emisor provoca la ionización del gas portador y la producción de una ráfaga de electrones, resultando una corriente constante entre un par de electrodos. Sin embargo, la corriente disminuye en presencia de moléculas orgánicas que tiendan a capturar los electrones [11].

Detector termoiónico, también llamado NPD (nitrogen Phosphorus detectors), es altamente selectivo. Este detector es altamente sensitivo para medir nitrógeno y derivados fosforosos.

Detector fotométrico de llama (FPD), es altamente selectivo y filtra la luz emitida por la combustión de los componentes de una llama de hidrógeno y mide la intensidad de la luz emitida. Este detector es altamente sensitivo para uso en medidas de compuestos de azufre [11].

Detector de fotoionización (PID), en este detector, el eluyente de la columna se irradia con un haz intenso de radiación ultravioleta que provoca la ionización de las moléculas al aplicar un potencial a través de una celda que contiene los iones producidos, se origina una corriente de iones que es amplificada y registrada [11].

9 Tomado de las notas del curso Métodos Analíticos en el Control de Contaminación Ambiental


250

ANÁLISIS DE CONTAMINANTES PROVENIENTES DE LOS MCIA

Compuestos de Carbono

La técnica NDIR descrita antes, se utiliza prácticamente en todas partes para determinar CO2 y CO. La precisión de la medición es esencialmente gobernada por una calibración adecuada. Debido a que este método es sensible a la presión, este parámetro deberá mantenerse fijo durante el análisis y la calibración.

Oxidos de nitrógeno NOX

Históricamente el NO2 fue primero analizado por el método Griess - Saltzmann descrito en la referencia [16], en la cual se explican otras técnicas muy usuales como la del ácido fenol disulfónico. También se han propuesto métodos electroquímicos. La espectrometría Ultravioleta (NDUV) presenta buena aplicabilidad para determinar NO2, pero requiere remover previamente el vapor de agua.

La técnica de la Quimioluminiscencia descrita antes es la más usada universalmente [6]. Se encuentran instrumentos disponibles a operar bajo presión atmosférica y aún presiones reducidas.

Amoniaco y aminas

Tres métodos espectrofotométricos se utilizan ampliamente para su determinación:

• Método Nessler, se basa en la formación del amónico con el Yoduro de Mercurio, por lo que presenta problemas por la toxicidad del Hg. Se encuentra en la norma BOE 11-5-76.

• Método Alcalimétrico, el cual permite determinar sustancias en concentraciones altas, y el • Método del Fenolato Sódico, en el cual el reactivo absorbente es fenol sódico mas

hipoclorito sódico, forman un compuesto de color azul que absorbe a 626 um. El amoniaco puede ser medido también por Quimioluminiscencia en forma de NO, después de una oxidación térmica. Otro método recolecta el amoniaco en un filtro y desarrolla anillos migratorios que son detectados por una solución de o - ftaldicarboxilaldeido. El amoniaco puede también ser medido por cromatografía iónica. Este es el método recomendado por la EPA después de atraparla en ácido sulfúrico diluido.

Las aminas han sido atrapadas en los gases de escape por absorción en una solución ácida o en una lana de vidrio impregnada con ácido oxálico. Las soluciones obtenidas son analizadas espectrónicamente por ideometría o cromatrográficamente por GC con un detector termoiónico


251

calibrado en nitrógeno. Sin embargo, estos métodos no so lo suficientemente sensitivos para detectar los contenidos tan bajos de aminas presentes en el escape. En el método de la EPA el atrapado se realiza en ácido sulfúrico diluido. La solución obtenida es metida por GC con detección especifica de nitrógeno [3].

Compuestos orgánicos

Al ser estos de características tan variadas, se pueden utilizar varios métodos para su determinación. En el análisis de contaminantes de los MEP, estos pueden ser recolectados en bolsas plásticas no reactivas o en botellas de acero inoxidable cuando son hidrocarburos livianos no condensables y su análisis debe hacerse rápidamente [16].

Generalmente se utiliza un GC con detector FID, filamento incandescente y captura electrónica. Cada columna y detector deben ser calibrados para el gas a determinar. La concentración total de hidrocarburos puede ser determinada con un único detector FID, la cual generalmente permite la separación de hidrocarburos con más de seis carbones. Sin embargo, la elección de la trampa absorbente es crucial. El carbón activo se considera de uso universal para lograr este efecto.

Hidrocarburos aromáticos polinucleares (PAH)

Los PAH son absorbidos por las partículas de humo de los MEC o están presentes en la fase gaseosa de la fracción absorbida en las partículas, especialmente para PAH con cuatro anillos tales como el fluoranteno y pireno, de los cuales el 90% permanece en las partículas diesel. La mayoría de los PAH con tres anillos permanecen en la fase gaseosa para los MEP y el 50% de ellos en los MEC, y más de un 99% de los PAH con cinco anillos o más son retenidos en las partículas [3]. Los PAH recolectados en el túnel de dilución durante la filtración de las partículas se hallan en forma de SOF. El tipo de filtro puede afectar los resultados analíticos de los PAH por lo que se recomiendan filtros fabricados en teflón - vidrio como el “Pallflex” [12]. Para el análisis de los PAH presentes en las emisiones del escape de los MCIA, se usa como solvente orgánico el diclorometano (DCM) porque permite además el análisis de la mutagenicidad.

Análisis de partículas

Para determinar la contribución de los compuestos orgánicos a las partículas diesel, las técnicas universalmente empleadas para la determinación de partículas son 1) la extracción para solventes que mide la fracción orgánica soluble (SOF) y 2) el método del horno al vacío que mide la fracción de volátiles totales (TVF) contenidos en las partículas. En la actualidad se han desarrollado otras técnicas como la DFI - GC (análisis por GC de inyección directa de filtro) para medir la fracción de orgánicos volátiles (VOF) absorbidos por las partículas [12].


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Las cantidades VOF, SOF, TVF no son exactamente lo mismo, pero están estrechamente relacionadas. Específicamente, la VOF es el material orgánico que responde a un detector FID y tiene un punto de ebullición ligeramente inferior, pero muy cercano a los 600C. La SOF es cualquier material (independiente del punto de ebullición) que es soluble en cloro - metileno en unas condiciones de ensayo especificadas. La TVF incluye todo el material filtrado que puede ser volatilizado a 225C y una presión absoluta de 5 Torr [12].

Conclusiones

Muchas preguntas quedan sin responder hasta el momento en el campo de las emisiones contaminantes sin embargo, se han venido presentando alternativas para su disminución en la automoción, entre ellas se pueden destacar dos tendencias con proyección para el futuro y sobre las cuales todavía queda por investigar: 1) el vehículo eléctrico el cual para obtener la energía mecánica necesaria para su movimiento no lo hace por medio del motor de combustión interna alternativo sino a través de una batería y un generador; el punto débil de esta tecnología radica justo en la batería, debido a que presenta en la actualidad problemas de autonomía del vehículo y tiempo de recarga muy largo. En España han entrado al mercado los primeros coches eléctricos de fabricación con tecnología propias a partir del primero de Abril de 1.996, representando competencia sólo al grupo de los vehículos de transporte de cargas liviano ya que por las razones antes mencionadas, esta tecnología aún no compite con los vehículos tipo turismos o deportivos. El uso del coche eléctrico se limita a la ciudad, por lo que también se ha planteado la posibilidad de utilizar los coches híbridos, que funcionan como vehículo eléctrico en la ciudad y como vehículo con uso de combustible para realizar largos recorridos, su desventaja radica en el alto costo de inversión y 2) el uso de las llamadas pilas de combustible o celdas de combustible se saltan toda la termodinámica, obteniéndose energía mecánica sin liberación de calor, lo cual parece muy prometedor.

Las limitaciones cada vez más restringidas de las emisiones contaminantes producidas por los MCIA, han llevado a los fabricantes de motores a desarrollar nuevas técnicas y diseños para mejorar su producto. En general las ganancias más importantes se han logrado a Través de cambios en el diseño de la cámara de combustión, mejoras en el sistema de combustión, utilización de dispositivos de pos - tratamiento para los gases de escape, disminución de la tasa de consumo de aceite lubricante y tratamientos tanto al aire como a los gases de escape que puedan ser inyectados en el colector de admisión.

Establecer una comparación entre los diferentes contaminantes producidos por los dos tipos de motores analizados en este documento requiere de mucho tacto, se puede concluir que cada contaminante tiene mayor o menor importancia en función de cuatro parámetros principales que son:


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1) el proceso de combustión, 2) el tipo de combustible utilizado, 3) si se utiliza pos - tratamiento de los gases de escape o se emplea la tecnología de motores de quemado pobre y 4) la tasa de consumo de aceite lubricante.

De los diferentes métodos utilizados para el análisis de contaminantes emitidos por los motores de combustión interna alternativos, se puede concluir que los más aceptados para cada tipo de contaminante son los siguientes:

Para el CO y el CO2 se utiliza el método de la espectroscopía infrarroja no dispersiva (NDIR) Para los HC se utiliza la técnica del detector de ionización de llama (FID) Para los NOX se utiliza el método de la Quimioluminiscencia. Para las partículas se emplea el método CVS con túnel o micro túnel de dilución

El monitoreo de las emisiones de los motores diesel se concentra en determinar los niveles de emisión de material particulado. Se emplean dos métodos estandarizados:

Método de filtrado

Una cantidad especificada de los gases de emisión se hacen pasar a través de un filtro. El nivel de decoloración del filtro provee un índice de la cantidad de hollín contenido en la muestra.

Figura 12.6. Medidor de opacidad. 1. Filtro de papel, 2. Inyector de gas, 3. Fotómetro, 4. Transporte de

pape, 5. Medida de volumen, 6. Electroválvula para paso de aire fresco, 7. Bomba [3]


254

El equipo extrae una cantidad especificada de los productos de combustión y la hace pasar a través de un filtro de papel en forma de banda. Para obtener resultados comparables en diferentes pruebas se debe gravar el volumen de gas procesado en cada prueba. El equipo convierte la información a una forma estandarizada. El sistema también monitorea y compensa por otros factores como presión, temperatura y volumen muerto entre el tubo de muestreo y el filtro. Un fotómetro reflectivo se usa para evaluar la opacidad del filtro de papel. El resultado es indicado como un numero BSZ o como concentración másica (mg/m3).

Método de absorción (opacidad)

Este método esta basado en la atenuación en la intensidad de una haz de luz el cual es transmitido a través de la muestra. Durante la prueba, una bomba diverge una porción del los gases de combustión hacia la cámara de pruebas. Este procedimiento previene que la presión y sus fluctuaciones deterioren los resultados obtenidos.

Dentro de la cámara de prueba, un haz de luz es transmitido a través de los productos de combustión. Un equipos fotoeléctrico monitorea la reducción en la intensidad del haz de luz, lo cual es posteriormente indicado como un porcentaje de opacidad o como un coeficiente de absorción. La longitud de la cámara de prueba debe ser perfectamente definida y la ventana de la cámara de prueba debe ser equipada con protección térmica contra los depósitos de hollín para asegurar resultados precisos y consistentes. Los resultados asumen la forma de un proceso continuo en el tiempo. El equipo de medición automáticamente determina el valor máximo y calcula el promedio de varias pruebas.

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