LOS MOTORES DE COMBUSTIÓN INTERNA INTRODUCCIÓN

Módulo VII

Tema 7.- Ciclo de Motores de Combustión Interna. Ciclo Otto y Diesel. Ideal y Estándar. Definiciones de Parámetros Característicos. Tratamiento Termodinámico. Expresión del Rendimiento. Representación Grafica en Diagramas P-V, T-S e I. Análisis Comparativos con distintas Condiciones de Vínculo. Análisis de Exergía en Sistemas Cíclicos Completos. Máquinas.

Bibliografía Sugerida

(1) Fundamentos de Termodinámica Técnica. M. J. Moran y H. N Shapiro (1998).- (2) Termodinámica para Ingeniería con Transferencia de Calor .W. L. Haderman y James E. A John (1996)

(3) Applied Thermodynamics for Engineering Technologists. T. D. Eastop y A.McConkey 1970. Capítulo 9.-para Tema VIII

Tablas de propiedades Termodinámicas y Diagramas del agua, amoníaco, freón y aire húmedo. Fuentes Varias ver Bibliografía general

Capítulos: 8.- y 9.- hasta 9.12 de (1)

Capitulo: 10.- parágrafos hasta 10.2.-,10.4.1.-,10.5.-,10.6.-y 10.7.- de (2).

Ejercicios de Aplicación: (1) 8.1.a 8.9. y 9.1. a 9.12.

(2) 10.1 a 10.7., 10.13. a 10. 17. y 10.21. a 10.23.

LOS MOTORES DE COMBUSTIÓN INTERNA

INTRODUCCIÓN

Por el año 1816 un sacerdote inglés llamado Stirling ocupó mucho tiempo y esfuerzo en experimentar con un motor de combustión externa que usaba aire.

Y no fue hasta 1860 que aparece el primer motor de combustión interna de cierto éxito comercial. Era una máquina de pistón libre debida a estudios realizados por Otto y Langen. A partir de la aparición del motor Diesel no se habló más de los motores de combustión externa y la máquina de vapor estuvo condenada a desaparecer. Si la segunda mitad del siglo XVIII y todo el siglo XIX son la era del vapor y del carbón, el siglo XX es la era del motor de combustión interna y del petróleo, que agudiza la lucha por el predominio económico y político cuyas crisis se evidencian en la cadena de conflictos armados desde 1914 en adelante.

Las razones del éxito del motor de combustión interna sobre la máquina de vapor como planta de potencia portable es más grande por ser más eficaz, ya que requiere una cámara de combustión desde donde se transfiere calor al agua que se vaporiza y luego se transporta a la cámara de expansión donde se realiza trabajo útil. El motor de combustión interna, en cambio, tiene estos dos elementos sintetizados en uno solo ya que el combustible al quemarse constituye el fluido de trabajo. La combustión se realiza en el mismo recinto donde ocurre la expansión, eliminando la transferencia de calor, con su carácter fuertemente irreversible y de mal rendimiento. Esto aunque parezca tener solo un interés teórico resulta de la mayor importancia práctica.

versiones de motor de combustión interna, que responden a grandes rasgos a las

características originales de los motores Otto y Diesel pero también hay muchos diseños intermedios que están, por decirlo así, en la frontera entre ambas categorías, por ejemplo los motores de ciclo Otto con inyección de combustible.

Ahora Trataremos las dos clases principales de ciclo de combustión interna alternativos, el ciclo Otto o de encendido de chispa y el tipo Diesel o de auto-ignición.

CICLO OTTO DE CUATRO TIEMPOS (4T)

Es el ciclo termodinámico básico en que se basan los motores de cuatro tiempos de encendido provocado.

CICLO OTTO TEÓRICO A VOLUMEN CONSTANTE

La segunda ley de la termodinámica enuncia: NINGUN MOTOR REAL O IDEAL pueden convertir en trabajo mecánico todo el calor en él introducido. Solo una fracción del calor suministrado por la combustión podrá convertirse en trabajo; esta fracción representa el rendimiento térmico del motor - .

Podemos decir que: El rendimiento térmico ideal - es la relación entre la cantidad de calor transformada en trabajo útil y la cantidad de calor suministrada al fluido.

- = Q1 – Q2

Q1

El ciclo Otto es el ciclo ideal de los motores de encendido por chispa, donde las transformaciones termodinámicas que se verifican son:

1-2 Adiabática o Isotrópica (sin intercambio de calor con el exterior) compresión del fluido activo y el correspondiente trabajo realizado por el pistón.

2-3 A volumen constante introducción instantánea del calor suministrado Q1.

Ciclo Otto teórico

Ciclo Otto real

DIFERENCIAS DEL CICLO OTTO TEÓRICO Y REAL

Como pudimos observar en los gráficos anteriores las diferencias son sustánciales tanto en la forma del diagrama como en los valores de la temperatura y presiones.

Perdidas de calor:

En el ciclo teórico son nulas pero bastantes sensibles por el contrario en el ciclo real. Como el cilindro está refrigerado (para asegurar el buen funcionamiento) una parte del calor fluido se transmite a las paredes. Las líneas de compresión y expansión no son por consiguientes adiabáticas, sino politrópicas se produce por tanto una pérdida de trabajo útil correspondiente a la superficie A.

Combustión Instantánea:

Por las razones anteriormente vistas es necesario anticipar el Encendido, de forma que la combustión pueda tener lugar, o que termine cerca del PMS. Esto produce un redondeamiento de la curva (línea teórica) de introducción del calor, y por lo tanto una pérdida de trabajo útil indicada en el área B por lógica esta perdida es menor que si no adelantásemos el punto de ignición.

Tiempo de apertura de la Válvula de Escape:

En el ciclo teórico también habíamos supuesto que a sustracción de calor ocurría instantáneamente en el PMI. En cambio en el ciclo real dicha sustracción ocurre en un tiempo relativamente largo; la válvula de escape tiene que abrirse con anticipación (para que una parte de los gases salgan del cilindro antes que el pistón alcance el PMI para que su presión descienda casi a la presión atmosférica antes de la carrera de expulsión. Esto provoca una pérdida de trabajo útil como indica la letra C.

Pérdidas por bombeo:

Durante la carrera de aspiración la presión en el cilindro es menor, a la que se tiene en la carrera de escape salvo casos particulares. Por lo tanto, se crea en el diagrama una superficie negativa (D) que corresponde al trabajo perdido. El esfuerzo realizado por el motor para efectuar la aspiración y el escape se llama trabajo de Bombeo y esta

Ciclo Ideal Ciclo Real

A

Encendido B

B

CÁLCULOS DEL RENDIMIENTO DEL CICLO OTTO

Relación de compresión:

Las relaciones de compresión que se aplican a los procesos isoentrópicos 1-2 y 3-4, son:

3 4 2 1 V V V V

Efecto de la relación de compresión en el rendimiento térmico:

Se parte del concepto de rendimiento:

Qa Wn 23 41 23 Q Q Q ) .( ) .( 1 2 3 1 4 T T cv T T cv ) 1 / .( ) 1 / .( 1 2 3 2 1 4 1 T T T T T T

Pero como se sabe que:

D

1 4 2 3 T T T T 2 1 1 T T

Y al ser procesos isoentrópicos se tiene que:

1 1 2 1 1 2 V V T T ₁ 1 3 3 4 1 4 V V T T

Siendo 1,4

cp cv

. Entonces e puede expresar el rendimiento en función de la

relación de compresión:

1

1 1

Cuanto mayor es o sea la relación de compresión mayor es el rendimiento . En la práctica 9 ó 10 pues se produce la detonancia que consiste en un

autoencendido y una combustión anticipada y como consecuencia una onda de choque que golpea al pistón y reduce la potencia del motor. El esquema representa t= f ( ) para un ciclo con gas ideal.

MOTOR DE COMBUSTIÓN INTERNA DIESEL DE CUATRO TIEMPOS IDEAL

1º Tiempo: Se aspira aire al interior del cilindro para ello se abre la válvula de aspiración.

2º Tiempo: Cerradas las válvulas, el pistón comprime el aire (proceso 2-3)

adiabáticamente, al final de ésta transformación se alcanzan los 800 ºC y presiones superiores a los 50kg/cm2.Debido a la alta presión y temperatura en el interior del cilindro al final de la carrera de compresión los motores Diesel trabajan con una relación de compresión elevada la que puede superar ya los 20:1

3º Tiempo: En la posición 3(PMS) comienza la inyección del combustible líquido, produciéndose la combustión 3-4 por efecto de la elevada temperatura a que se

entonces el proceso se realiza a P=CTE, absorbiendo el sistema el calor producido por la energía química liberada en la combustión.

4º Tiempo: Se produce la expansión de los productos de la combustión.

A partir del punto 4 se realiza la expansión adiabática 4-5 de los productos de la combustión a expensas de la energía interna hasta que él embolo llega al PMI .Al final de la carrera, se produce teóricamente la apertura de la válvula de escape y cae

bruscamente la presión en el interior del cilindro, produciéndose un enfriamiento a volumen CTE.

DIFERENCIAS ENTRE EL CICLO DIESEL REAL Y TEÓRICO

Disociación de los productos de la combustión

En el motor de encendido por combustión, la disociación no tiene un efecto tan

importante como en el motor de encendido por batería, por cuanto el exceso de aire y la mezcla de los productos de la combustión son tales que reducen la temperatura máxima y en consecuencia también la disociación de dichos productos.

Pérdidas por bombeo

Las perdidas por bombeo son inferiores a los motores de Otto puesto que no hay estrangulamiento en el aire de aspiración; en los motores de Diesel casi no existe la válvula de mariposa característica de los motores de Otto por ese motivo la superficie negativa del ciclo Diesel es menor que la del ciclo Otto.

CÁLCULOS DEL RENDIMIENTO DEL CICLO DIESEL

Relación de inyección:

Se introduce la relación de inyección o de combustible como:

2 3 V V

Relación de compresión:

Mientras que la relación de compresión se mantiene en:

Efecto de la relación de compresión y de inyección en el rendimiento térmico:

Se parte del concepto de rendimiento:

Qa Wn 23 41 23 Q Q Q ) .( ) .( 1 2 3 1 4 T T cp T T cv Considerando a: cv cp ) .( ) ( 1 2 3 1 4 T T T T ) 1 / .( . ) 1 / .( 1 2 3 2 1 4 1 T T T T T T [1]

En la adiabática 3-4, resulta: cte

V

T. 1 T4.V4 1 cte y T V cte

1 3 3. 1 4 3 3 4 V V T T 1 2 4 2 3 3 4 / / V V V V T T 1 3 4 T T

Por ser V₄ V₁. De la isobara 2-3, resulta:

2 3 2 3 V V T T 2 2 3 2

3 .T

V V T T

En la adiabática 1-2, se tiene: 1 2 1 1 2 V V T T 1 1 2 T. T

1

1 3 T.

T

Además, se tiene que:

1 . . . 1 1 4 T

T T4 T1.

Valores que reemplazados en [1] resultan:

1 . 1 . . 1 1 ₁

EXPRESIÓN EN FUNCIÓN DE LA RELACIÓN DE COMPRESIÓN Y DE LA RELACIÓN DE INYECCIÓN.

En donde el rendimiento del ciclo Diesel será mayor cuanto mayor sea la relación de compresión y menor la relación de inyección.

CLASIFICACIÓN DE LOS MOTORES DIESEL

Las clasificaciones pueden ser varias pero se los acostumbra a clasificarlos de acuerdo a su velocidad de rotación o sea sus rpm.

En general los motores Diesel giran a mucho menor rpm que el Otto.

A Motores de baja velocidad alrededor de 400 rpm para Usinas de grandes potencias. B Motores de mediana velocidad entre 400 y 700 rpm para centrales eléctricas o usinas de potencia media y usos marinos.

C Motores de alta velocidad de 750 a 3500 rpm se los utiliza para vehículos y ferrocarril.

SOBREALIMENTACIÓN COMPRESORES

Por medio de la sobrealimentación se consigue forzar la entrada de aire al cilindro aumentando la densidad del mismo, dentro de la cámara de combustión. Esto se logra haciendo pasar el aire por un compresor centrífugo de una o 2 etapas o por un

La sobrealimentación permite elevar la presión media del ciclo de 7 Kg./cm2 a 8,5kg/cm2 lo que permite obtener una mayor potencia del motor.

El turbocompresor consta de la turbina de gas que recibe los gases de la combustión del motor diesel accionando un compresor rotativo montado sobre su propio eje,

constituyendo el turbocompresor o turbo-sobrealimentador .La lubricación del eje que une la turbina con el compresor debe estar muy bien lubricada porque tiene una muy elevada numero de rpm.

CICLO DIESEL CON SOBREALIMENTACIÓN

El diagrama del ciclo Diesel se modifica al producirse la sobrealimentación según la Fig. siguiente Sea 1234 el trabajo neto del Ciclo Diesel en un motor sin

sobrealimentación. Cuando se produce la sobrealimentación la presión que se incrementa en el múltiple de admisión está representada por la línea horizontal PM Cuyo valor resulta ser mayor que la presión de escape PE.

Si los gases que escapan del motor Diesel se toman en el punto 1 y se los hace pasar por la turbina del turbo-sobrealimentador éstos se expandirán según la evolución 1-5

Produciendo un trabajo adicional representado por 1578 .El trabajo negativo de

En los motores sobrealimentados por lo general se realiza un enfriamiento del aire antes de entrar a la cámara de combustión en un intercooler por lo que se reduce el volumen específico del aire representada esta evolución por 91.

En este caso el aumento del trabajo estará representado por el área 1-9-10-6, mayor que la superficie del área 1-6-5.

Este material de apoyo didáctico está destinado exclusivamente para el uso interno de la asignatura Termodinámica de la Carrera de Ingeniería Mecánica, de la Universidad

Tecnológica Nacional - Facultad Regional Santa Fe, siendo el mismo recopilado y

corregido por el alumno Pozzi, Matías.

Titular: Ing. Vélez, Jaime. Adjunto: Ing. González, Julián.

Jefe de Trabajos Prácticos: Ing. Albanesi, Alejandro. Ayudante de 1º: Ing. Blanco, Daniel.