UNIVERSIDAD NACIONAL DE TRUJILLOFACULTAD DE INGENIERÍA ESCUELA DE INGENIERÍA MECÁNICA CALCULO TERMO-ENERGETICO Y ANALISIS DE LAS PROPIEDADES DINAMICO TRACCIONALES DEL MOTOR TURBOALIMENTADO DIESEL MAZDA 2 1.4 CRTD 2013 “CALCULO TERMO-ENERGETICO Y ANALISIS DE LAS PROPIEDADES DINAMICO TRACCIONALES DEL MOTOR TURBOALIMENTADO DIESEL MAZDA 2 1.4 CRTD” CURSO : MOTORES DE COMBUSTION INTERNA DOCENTE : Ing. BACILIO QUIROZ, Javier ALUMNO : Trujillo – Perú 2013 2 1. TITULO “CALCULO TERMO-ENERGETICO Y ANALISIS DE LAS PROPIEDADES DINAMICO TRACCIONALES DEL MOTOR TURBOALIMENTADO DIESEL MAZDA 2 1.4 CRTD” 2. RESUMEN El presente proyecto trata sobre la investigación, cálculo y análisis de los parámetros termoenergeticos que afectan el funcionamiento del motor. Para este fin se usó los datos proporcionados por la casa productora automotriz Mazda, seleccionando un motor turboalimentado MAZDA 2 1.4 CRTD. Este motor es aplicado para automóviles de transporte y uso personal. Para el desarrollo de este proyecto primero se determinó los principales parámetros de operación en el proceso de: admisión, compresión, combustión y expansión. Con todos los datos anteriormente obtenidos y con los parámetros constructivos del cilindro y el motor, se construyó las diagramas indicados del ciclo real del motor Mazda 2 1.4 CRTD turboalimentado. De esta manera se comprobó que aplicando los conocimientos adquiridos en el curso de Motores de Combustión Interna, no solo son teóricos, sino que es posible analizar un motor termo energéticamente a partir de algunos datos proporcionado por las casas motrices. 3 3. INDICE ANALITICO 4. INTRODUCCION 4.1. REALIDAD PROBLEMÁTICA 4.2. ESTADO DEL ARTE 4.3. OBJETIVOS 4.4. PERSPECTIVA DE DESARROLLO 4.5. IMPACTO AMBIENTAL 4.6. USO DE COMBUSTIBLES RENOVABLES 4.7. ESPECIFICACIONES TECNICAS Y DETALLES DEL MOTOR 5. MARCO TEORICO 6. MATERIALES Y METODO 7. CALCULOS, RESULTADOS Y DISCUSION 7.1. PARAMETROS DE LA SUSTANCIA DE TRABAJO 7.2. PRODUCTOS DE LA COMBUSTION 7.3. CANTIDAD TOTAL DE LOS PRODUCTOS DE LA COMBUSTION 7.4. PARAMETROS DEL MEDIO AMBIENTE Y DE LOS GASES RESIDUALES 7.5. PARAMETROS DEL PROCESO DE DEL PROCESO DE DEL PROCESO DE DEL PROCESO DE ADMISION 7.6. PARAMETROS COMPRESION 7.7. PARAMETROS COMBUSITION 7.8. PARAMETROS EXPANSION 7.9. COMPROBACION DE LA TEMPERATURA DE LOS GASES RESIDUALES 4 RECOMENDACIONES 10. COMBUSTION VISIBLE 7. REFERENCIAS BIBLIOGRAFICAS ANEXOS 5 DE DE CURVAS CARGA DEL .13. PARAMETROS EFECTIVOS 7.2.7.12. PRINCIPALES PARAMETROS CONSTRUCTIVOS DEL CILINDRO Y DEL MOTOR 7. INICIO DE LA COMBUSTION 7. PARAMETROS INDICADOS DEL CICLO OPERATIVO DEL MOTOR 7.16. PARAMETROS ENERGETICOS Y ECONOMICOS DEL MOTOR 7.10. CONSTRUCCION DEL DIAGRAMA INDICADO 7.3. CONCLUSIONES 9.15.1.14. PROCESO DE ESCAPE 7. PROCESO DE ADMISION 7.14.4.14.14. CONSTRUCCION CARACTERISTICAS MOTOR 8.14.11.5. GRAFICAS DEL DIAGRAMA INDICADO REAL 7.14. CONSTRUCCION DE CARACTERISTICAS EXTRERNAS CURVAS DE VELOCIDAD 7.17. BALANCE TERMO-ENERGETICO 7. usando algunos datos de diseño datos proporcionados por las casas motrices. cuando fue organizada la refinación industrial del petróleo los motores de combustión interna que funcionaban con combustible líquido (gasolina. ESTADO DEL ARTE Desde el inicio el hombre ha buscado la forma de simplificar el trabajo mediante el uso de herramientas.4. Siendo así se presentan muchas dificultades a la hora de seleccionar una marca de automóvil para comprar. Haciendo una buena elección de un motor se contribuirá.2. motor Otto Alemania 1867). 6 . Una de estas máquinas se conoce como “Motores de Combustión Interna”. Es por eso que resulta imprescindible para un Ing. y siendo el sistema consumista el que hace que las casas motrices últimamente se han dedicado a fabricar motores con muy poca vida útil. 4. al aumento de productividad. REALIDAD PROBLEMÁTICA En pleno siglo XXI donde prima la competencia. INTRODUCCION 4. Primeros antecedentes de los motores de combustión interna: El desarrollo de los motores de combustión interna se inicia en los años 60 del siglo pasado (motor Lenior-Francia 1860. transforma la energía calorífica en energía mecánica. Mecánico tener la capacidad de hacer un análisis termo energético y de las propiedades dinamico-traccionales de cualquier motor. A fines del siglo XIX. dispositivos y máquinas. ahorro de dinero y lo más importante disminución de las emisiones contaminantes que es propia de la combustión de combustibles fósiles . el cual.1. El uso de máquinas que convierten un tipo de energía a otro tipo ha permitido que el hombre realice actividades que incluso rebasen su capacidad física. Las máquinas surgen como necesidad de aprovechar la fuerza de la naturaleza con un propósito definido. kerosene) obtuvieron mayor difusión. 3. A partir de ahí muchos países industriales se dedicaron exclusivamente a la producción de vehículos mejorando cada día la tecnología de diseño y producción.4 CRTD. OBJETIVOS 4.4 CRTD nuevo en el mercado y para una aplicación de uso personal. OBJETIVO GENERAL Analizar las propiedades que rigen el funcionamiento y operación del motor Mazda 2 1. Tópicos relacionados al cálculo termo-energético del motor Mazda 2 1. Claro está que la casa motriz cuenta con toda la información al detalle de lo que se hará en este presente trabajo. 7 . 4. En 1899 fue fabricado en Petersburgo. Trinkler (ciclo dual o mixto) en 1901. Grinevetski propuso el primer método de cálculo térmico del motor. por primera vez en la historia del mundo un motor económico y capaz de funcionar con encendido por compresión (Diesel).2. En 1906 el profesor de la Escuela Técnica de Moscú V. la estructura del motor diesel fue perfeccionada (motores diesel sin compresor). a partir de los datos proporcionados por la casa motriz. I.En el año 1899 fue construido en Rusia el primer motor a gasolina (motor Kostovich). En Rusia fueron construidos los motores diesel sin compresor diseñados por G.3. es decir no es de interés colectivo no existe estudios hechos del cálculo termo energético y de las propiedades dinámico-traccionales del motor Mazda.1. 4.3.3 CRTD Al ser el motor Mazda 2 1. Transcurrido un corto tiempo. V. OBJETIVOS ESPECIFICOS Evaluar y graficar las curvas características externas de velocidad del motor. pero es de uso exclusivo solo para los trabajadores de la empresa. pues estamos convencidos que en los años venideros se lograra que el Perú se convierta en un país industrial productor de automóviles. Analizar qué tan perjudicial es el motor Mazda 2 1. los motores de combustión interna producen cerca del 85% de la energía que se consume en la tierra. la composición de los gases de escape es más compleja.4. de los cuales los motores de los vehículos constituyen la mayor parte. 4. Sin embargo. nitrógeno y azufre. Las principales fuentes de emisiones toxicas son: Los vapores del combustible: conducidos a la atmosfera desde el tanque de combustible.5. de las cuales la mayoría es toxica. elementos de 8 . 4.3 CRTD para el medio ambiente. Este proyecto es el primer paso en el mundo de los motores de combustión interna. hidrogeno. IMPACTO AMBIENTAL Toxicidad de los motores de combustión interna En la actualidad. de esta manera lograremos contribuir a la sociedad para un desarrollo integro. Fuentes de emisiones toxicas de los motores de combustión interna: El combustible líquido que se emplea en los MCI contiene: carbono. Como futuros ingenieros mecánicos tenemos que ser partícipes de este gran sueño. y en cantidades mínimas oxígeno. Comparar los resultados del análisis termo-energético con los datos proporcionados por el fabricante Mazda. PERSPECTIVA DE DESARROLLO Con este trabajo se desea aportar al fortalecimiento y mejoramiento del conocimiento de los principales parámetros de un motor a la hora de seleccionar y diseñar un motor. Claro está que es posible implantar políticas de desarrollo científico tecnológico para el diseño y fabricación de motores de combustión interna en el Perú. carburador. Cerca del 1% de los gases de escape contiene aproximadamente 300 sustancias. sustancias cancerígenas. Los gases de escape: es la principal fuente de emisiones toxicas. representados por los productos de combustión tales como: monóxido de carbono y los óxidos nitrosos. Generalmente se presenta en los motores gasolineros debido a su alta volatilidad. que por las holguras entre los anillos del pistón y los cilindros. penetran desde la cámara de combustión y se depositan en el carter. Representa un 20% de las emisiones toxicas. a pesar de esto ocasionan la irritación del aparato respiratorio. 9 . aldehídos. Los gases del carter: representa la mescla de combustión incompleta del combustible. hollín.alimentación de combustible. causando malestar en el conductor.2 – 0. En los motores diésel es muy pequeña la emisión de estos gases 0. etc.3%. que incluyen obligaciones para las mezclas. cuya debilidad se da por la escasez y es muchos casos falta de titulación de tierras. y que generan energía mediante un proceso de transformación (fermentación alcohólica. Los Biocombustibles Los biocombustibles o biocarburantes se utilizan las dos denominaciones de forma indistinta son combustibles líquidos o gaseosos producidos a partir de biomasa. 10 . ácidos grasos o descomposición anaeróbica). falta de agua.6. La producción de gasolina en el Perú es mayor a los requerimientos del mercado y su consumo viene disminuyendo por que tiene dos competidores importantes: el GNV y el GLP que la vienen desplazando. En la cadena productiva de los biocombustibles se observa que el eslabón más débil es el sector agrario. Los biocombustibles se utilizan. entendiendo por tal la materia orgánica biodegradable y que no se encuentra en estado fósil. Los primeros pasos para promover el uso de los biocombustibles en el Perú ha sido dados por el estado peruano: Se promulgo la ley y su reglamento. mayoritariamente.Tipo de motor Gases de escape Gases del carter Vapores de Combustible 95 55 98 98 90 90 5 5 2 2 2 2 0 40 0 0 8 0 CO De carburador CxHy Nox CO Diesel CxHy Nox 4. en el sector del transporte como: Biodiesel: producido a partir de la reacción de los aceites vegetales o grasas animales con alcohol. USO DE COMBUSTIBLES RENOVABLES Perspectivas en el desarrollo de los Biocombustibles en el Perú El Perú se encuentra en un proceso de cambio de su matriz energética considerando el uso de los biocombustibles. etc. formado por la degradación de materia orgánica. aunque también han surgido algunas voces críticas sobre la proliferación de este recurso energético. la alternativa a los derivados del petróleo. El uso de los biocombustibles ha sido saludado como la solución para paliar las elevadas emisiones de CO2 que provoca el sector del transporte y la sustitución de los carburantes de origen fósil.Bioetanol: se produce a partir de la fermentación de materia orgánica con altos contenidos en almidón (como cereales.7.4 CRTD. Biogás: es un gas compuesto principalmente por metano. hasta el momento. Producción de Biocombustibles en el mundo. proporcionado por el fabricante son los siguientes: COMBUSTIBLE Diesel # cetano 45 CILINDRADA 1399 cc POTENCIA 68 caballos @ 4000RPM PAR 160 N-m @ 2000 RPM 11 . Greenpeace señala que los biocombustibles son. ESPECIFICACIONES TECNICAS Y DETALLES DEL MOTOR Los datos o especificaciones técnicas del motor Mazda 2 1. pero advierte que es necesario aplicar una serie de criterios para evitar posibles efectos medio ambientales y sociales negativos. 4. caña de azúcar y remolacha). El Motor Diésel El motor diésel llamado así en 1892 en honor a su inventor. el ingeniero alemán Rudolf Cristian Karl Diésel nacido en París. TRACCION delantera LARGO 3885 mm ANCHO 1695 mm ALTO 1475 mm MALETERO 250 litros PESO 1045 Kg CONSUMO MEDIO 4.1.5 VELOCIDAD MAXIMA (Km/h) 162 NUMERO DE CILINDROS 4 en línea EMISIONES DE CO2 (g/km) 114 POSICION DEL MOTOR Delantero transversal DIAMETRO X CARRERA 73.7x82 RELACION DE COMPRESION 18:1 VALVULAS POR CILINDRO 2 DISTRIBUCION Un árbol de levas en la culata ALIMENTACION Turbocompresor CAJA DE CAMBIOS Manual de 5 velocidades DESARROLLO (Km/h @ 1000RPM) nd L/100Km 5. Este motor emplea un principio 12 .3 ACELERACION (0 – 100Km/h) 15. MARCO TEORICO 5. con objeto de llenar todo el volumen del cilindro. la muñequilla del cigüeñal gira 13 .2. se denominan motores aspirados o atmosféricos. aspirando solo aire de la atmósfera. Ciclo teórico del motor diésel En el motor diésel veloz de cuatro tiempos. En frío es necesario pre-calentar el gasóleo o emplear combustibles más pesados que los empleados en el motor de gasolina.diferente al Otto con la característica de no necesitar chispa eléctrica para realizar la combustión. Se emplea con mayor frecuencia en camiones. 5. Admisión: La válvula de admisión se abre instantáneamente y el pistón efectúa su primera carrera desde el punto más alto PMS (punto muerto superior) al PMI (punto muerto inferior). que recibe la denominación de gasóleo o gasoil en inglés. empleándose la fracción de destilación del petróleo fluctuando entre los 220ºC y 350°C. La válvula de admisión permanece abierta durante toda la carrera del pistón. Es fundamental alcanzar una temperatura muy alta para que se origine el autoencendido del gasóleo. el pistón desarrolla cuatro carreras alternativas mientras el cigüeñal gira dos vueltas (720º). purificado a través del filtro. Los motores con alimentación normal por presión atmosférica. Esquema de un motor de cuatro tiempos. mientras que los motores equipados con dispositivos que comprimen el aire en los cilindros se denominan motores sobrealimentados. Durante este tiempo. sino se realiza al inyectar el gasóleo pulverizado a presión en la cámara o precámara. autobuses y automóviles. efectuando el barrido de gases quemados lanzándolos al exterior. Al llegar al PMI se supone que la válvula de admisión se cierra instantáneamente y el cilindro queda completamente lleno de aire. Como la presión en el interior del cilindro es muy elevada. la inyección del combustible debe realizarse a una presión entre 150 y 300 atmósferas (151. se inyecta el combustible pulverizado (regulada por la bomba de inyección) en el interior del cilindro.98 y 303. Se eleva la temperatura interna. Durante este tiempo. Al momento de la inyección. el combustible es pulverizado y se mezcla con el aire y se inflama de forma inmediata. se obtiene una alta temperatura del aire (600-650ºC). Cuando el pistón llega al PMS. Combustión Expansión: Las válvulas siguen cerradas y el pistón en PMS. La muñequilla del cigüeñal efectúa otro giro de 180º. El pistón desciende en admisión y el ciclo se repite.97 bares). la válvula de escape se cierra inmediatamente. superior al punto de inflamación del combustible. Compresión: Las dos válvulas están completamente cerradas y el pistón comprime el aire a gran presión desde el PMI al PMS. la presión es constante mientras dura la aportación de calor y el pistón avanza hacia el PMI. la única que aporta trabajo al ciclo y el pistón efectúa su tercer recorrido y la muñequilla del cigüeñal gira otros 180 º.180º. expulsa a la atmósfera los gases remanentes que no han salido. la válvula de escape se abre instantáneamente y permanece abierta. Escape: Al llegar el pistón al PMI. La muñequilla del cigüeñal gira otros 180º y completa la primera vuelta del motor. El pistón durante su recorrido ascendente. es la carrera motriz. completando las dos vueltas del árbol motor que corresponde al ciclo completo de trabajo. 14 . según la relación de compresión está entre 14 y 22 veces del volumen de la cámara de combustión. quedando sólo aire alojado en la cámara de combustión. la presión y la temperatura bajan rápidamente. La energía necesaria para la compresión es aportada por el volante de inercia. De la presión alcanzada en el interior de la cámara de combustión. Diagrama T-s del ciclo ideal del motor diésel. Ciclo real de un motor diésel Debido a las condiciones propias dentro de las cuáles se desarrollan los procesos reales. el barrido de la cámara de combustión y la admisión de la carga fresca (aire para los motores diésel). combustión y expansión no depende del número de tiempos del motor. los motores disponen de avances y retrasos en los ángulos de la distribución. o La compresión que va acompañada con elevación de la energía interna del fluido operante. sino que se define 15 .Diagrama P-v del ciclo ideal del motor diésel. presentan un comportamiento diferente con el teórico y con el fin de conseguir un buen vaciado de los gases residuales de la combustión que no contiene oxígeno y el máximo llenado del cilindro. 5. que incluye el escape de los gases quemados. El carácter con que transcurren los procesos de compresión.3. De todo esto se puede concluir que los ciclos reales en los motores a pistón constan de los siguientes procesos: o El intercambio de gases. o La combustión acompañada de desprendimiento de calor y la expansión (carrera de trabajo). Volumen inicial de aire menor. se asegura el óptimo funcionamiento del pistón. que causa una notable pérdida energética. pero debido a estas pérdidas de calor y a las fugas que pueden producirse por los aros y asientos de válvulas. 5. las válvulas de admisión y de escape se 16 . para mejorar el llenado y vaciado del cilindro. en la práctica es totalmente imposible. por lo que. en el ciclo teórico se supone que la admisión y el escape se realizan a presión constante. del fluido que se transmite en cierta parte a través de las paredes las cuales son bastantes importantes en el ciclo real. Diferencias entre el ciclo teórico y real de un motor diésel El ciclo real con respecto al teórico sufre algunas importantes modificaciones al poner a funcionar el motor. no se consigue compresión hasta que el pistón haya recorrido parte de su carrera ascendente. El proceso de intercambio de gases depende del número de tiempos del motor. Las diferencias con el ciclo real. Tiempo de apertura y cierre de la válvula de admisión y de escape. ya que al estar el cilindro refrigerado. Cuanto más se parezca el diagrama práctico con el teórico. se dan por las siguientes razones: Por rozamientos del aire. obtendríamos la máxima potencia con el mínimo consumo de combustible. en el ciclo aparece una pérdida de carga debida al rozamiento. Si el motor pudiese funcionar como muestra el ciclo teórico. esta acción se da en un tiempo relativamente largo. aunque de acuerdo al ciclo teórico la apertura y cierre de las válvulas ocurre instantáneamente. en el ciclo real la aspiración lo realiza a presión inferior a la atmosférica por lo que en el tiempo de admisión el cilindro no puede llenarse por completo.4. como el cilindro no pudo llenarse por completo. considerando que el fluido activo circula por los conductos de admisión y escape sin rozamiento. al que teóricamente se espera. en la práctica. mejor serán las prestaciones del motor.solamente del modo de organización del proceso de formación de la mezcla y del encendido de la misma. Pérdidas de calor. Cabe destacar que en los motores diésel. lo que provoca una pérdida de trabajo útil. Con lo cual. en su mayor parte. como en el ciclo teórico se supone que la combustión se realiza instantáneamente. Combustión no instantánea. pues no hay estrangulamiento al paso del aire durante la admisión. y la consecuencia de esto es la pérdida de trabajo. debido a que estos motores no utilizan carburador. 5. si el encendido o la inyección tuviese lugar justamente en el PMS. en el ciclo real de combustión dura un cierto tiempo.5. cuando el pistón se encuentra lo más cerca posible del PMS para recuperar algo del trabajo perdido. la combustión ocurrirá mientras el pistón siga desplazándose. las pérdidas por rozamientos de aire son inferiores a las que se producen en los de ciclo otto.abren con anticipación y de la misma forma se cierran con retraso. Ciclo teórico de un motor diésel sobrealimentado 17 . Para evitarlo se recurre a anticipar la inyección de forma que la combustión tenga lugar. Ciclo real de un motor diésel sobrealimentado El motor diésel veloz rápido sobrealimentado tiene menores ángulos en el AAA y en RCE debido a que la entrada de aire en el cilindro es forzada y la inercia del gas en estos casos tiene menos importancia para el llenado. a diferencia que los parámetros de presión y volumen de los ciclos varían.7.7. Diagrama del ciclo teórico del motor diésel sobrealimentado 5. quiere decir que en cada 18 . Parámetros más importantes del motor diésel 5.6. La Cilindrada: Se entiende por cilindrada de un motor al volumen de mezcla de aire gasolina que ingresa a los cilindros del motor en el tiempo de admisión. Cuando se dice que un motor de 4 cilindros tiene una cilindrada de 1.6 litros.1. es decir de 1 600 centímetros cúbicos. 5.En el motor diésel sobrealimentado el sentido de la gráfica es el mismo. 7. 5.S.2. Relación de Compresión Es la relación que existe entre el volumen que ocupa la mezcla de gasolina y aire que ha ingresado en el cilindro en el tiempo de admisión cuando el pistón está en el P.uno de los cilindros puede ingresar 400 centímetros cúbicos de mezcla en el tiempo de admisión.M.I.M. y el volumen en que ha quedado reducida al terminar el tiempo de compresión cuando el pistón está en el P. 19 . estos están diseñados con los brazos del cigüeñal más largo lo que ocasiona mayor torque. El torque también depende del largo del brazo del cigüeñal. Otro inconveniente de las altas relaciones de compresión eleva las temperaturas de combustión y aumenta la emisión de los óxidos de nitrógeno (NOx). los fabricantes de automóviles redujeron la relación de compresión y las compañías de hidrocarburos introdujeron al mercado gasolinas de menor octanaje para cumplir con los límites más estrictos de emisión de gases tóxicos.Si la relación de compresión es demasiado alta. El torque del motor se mide en el extremo del cigüeñal al lado de la volante. La relaciones de compresión de los motores actuales de gasolina van desde 8:1 hasta 9:1. En la década de los 70. Par Motor El torque depende de la fuerza que logran los gases en el tiempo de expansión.6 m. Los motores Diesel tienen relaciones mayores de compresión por que dependen de la alta compresión para crear el calor para la ignición del combustible (combustión). Se instala un embrague de fricción sujetando un extremo del cigueñal al lado de la volante y el otro extremo conectado a una báscula.7. debido al alto octanaje del combustible que se quemaba uniformemente. por ejemplo en los motores de mayor tamaño.3. lo cual puede dañar el motor. Se aprieta el embrague de fricción de 0. Las relaciones de compresión en este caso van aproximadamente desde 16:1 hasta 22:1. 5. la mezcla de aire y combustible se sobrecalentará y se encenderá antes de que la bujía lance la chispa. obteniendo de esta manera un torque a una determinada RPM (Revoluciones Por Minuto) 20 . de largo (radio) y marca una fuerza sobre la báscula. Las relaciones de compresión de 10:1 o de 11:1 fueron comunes en los años 60. lo que equivale a quemar mayor cantidad de combustible para expandir mejor los gases y por ende desplazar con mayor fuerza los pistones. El torque máximo se consigue cuando el llenado de los cilindros es máximo. filtros de aire y todo componente que pueda llegar a involucrarse en el sistema de admisión. Curvas características del motor diésel 5. válvulas. suman una gran desventaja 21 . en el cual el tiempo de aspiración que resulta demasiado breve. sumado con los roces del aire en las paredes del múltiple de admisión.4.7. Motivos para sobrealimentar El principal objetivo de la sobrealimentación nace en un intento de aumentar el rendimiento volumétrico del motor sin tener que aumentar la cilindrada del mismo.8.5. Los aparatos de sobrealimentación para motores de combustión se denominan generalmente “compresores”. mediante la colocación en el interior del cilindro de un volumen de aire (motor diesel veloz) o de mezcla (aire y combustible para el motor a gasolina). Existen dos formas muy difundidas de sobrealimentar un motor: por medio del Compresor Volumétrico llamado Supercargador. para lo cual se monta un dispositivo en el conducto de admisión que comprime el aire antes de introducirlo. Este método consiste en forzar la entrada de aire en el cilindro.9. 5. Sistema de sobrealimentación En los motores diésel veloz está muy extendido el empleo de la sobrealimentación ya que mejora el rendimiento y aumenta la potencia manteniendo la misma cilindrada. obteniéndose así una mayor curva de par para el motor y mayor potencia. o un Turbocargador. Supercargadores: Son aquellos que aprovechan la energía mecánica del motor a través de engranajes o correas para impulsar un compresor 22 . Considerando que el rendimiento volumétrico es el porcentaje de llenado de un cilindro. En esos casos no se trata de conseguir mejores valores sino de conservar los nominales. solo se consigue aumentar la potencia. pues permite quemar mayor cantidad de combustible y con lo que se consigue aumentar la potencia desarrollada por el motor y a la vez se conserva mejor el ambiente debido a que los gases productos de la combustión se reducen. La falta de aire. y por consiguiente puede aumentarse también la cantidad de combustible que es posible quemar en cada ciclo. Entre dos motores iguales. el que tenga mayor rendimiento volumétrico genera más potencia al disponer de mayor número de moléculas de oxígeno. o mejor dicho su enrarecimiento. sin variar la cilindrada ni el régimen del motor.al motor debido a que el cilindro no alcanza el valor de la presión atmosférica y la potencia motor no alcanza en valor esperado. Así pues. es tal que en un motor a tres mil metros de altura se reduce la potencia aproximadamente un 40% de la potencia desarrollada en condiciones normales. con lo que se logra aumentar la masa de aire admitida para un mismo volumen. mayor de la que ingresa en los motores atmosféricos. 23 . Su funcionamiento le da la mayor ventaja. Por otra parte no calienta tanto el aire como el turbocargador. que permite generar la sobrepresión prácticamente al instante debido a que se encuentra accionado por el cigüeñal y tienen buen rendimiento a bajas revoluciones cosa que no ocurre con los compresores. Tipos de supercargadores: Para conseguir elevar la presión del aire atmosférico se han estudiado y desarrollado cuatro familias fundamentales de compresores que corresponden a otros tantos sistemas basados en principios mecánicos.volumétrico y hacer circular el aire a mayor velocidad de la que proporciona la presión atmosférica. o Compresores centrífugos accionados mecánicamente por el motor. además consumen potencia directamente del motor que en regímenes altos pueden alcanzar los 20 CV (Caballos de vapor). su diseño puede adaptarse a las necesidades que se prevean en cuanto al gasto de aire y también en cuanto a la presión obtenida. resultarían demasiado voluminosos y pesados. Puede quedar montado de los dos lados del motor. aunque también se puede usar en motores de 4 cilindros. Su inconveniente es el compresor de gran tamaño y peso. o Compresores intercambiadores de onda de presión. con la que crea una sobrepresión en el múltiple de admisión. pero han sido bastante utilizados en los grandes motores de dos tiempos para efectuar con ellos un barrido perfecto de la cámara de combustión y la parte correspondiente del cilindro. los cuáles son: o Compresores alternativos. En caso de adaptar estos compresores para los motores diesel veloz de cuatro tiempos. así que su eficiencia no depende de la instalación de un intercooler. o Compresores rotativos. a) Compresores alternativos: en esta familia comprenden principalmente los que son por émbolo. por lo que son recomendados para motores V6 (6 cilindros en V) o V8 (8 cilindros en V). Compresor de paletas Compresor de lóbulos c) Compresores centrífugos con accionamiento mecánico del motor: El nombre de centrífugo se le aplica precisamente por su condición de comprimir aire por centrifugación del mismo. El compresor centrífugo es una de las partes de que consta el turbocompresor. ya que también cuenta 24 . para funcionar necesitan ser movidos por el cigüeñal del motor.b) Compresores rotativos: son aquellos que no tienen giro alternativo sino rotativo y su accionamiento es mecánico. Estos compresores son divididos en dos grupos los cuáles son: Compresores de paletas. causándole una pérdida considerable a la potencia del motor. Compresores de lóbulos. con una turbina que es forma de accionamiento. Este compresor está accionado por medios mecánicos, lo hace por medio de un tren de engranajes altamente multiplicador de su velocidad, adecuado en este caso para pequeñas potencias. Su desventaja es que le quita potencia al motor (generalmente 6 a 9 HP aproximadamente y produce mayor calor que el de tipo Roots por lo que es mejor utilizarlo con intercooler. Turbocargadores: los compresores centrífugos accionados por turbina de gas pertenecen a la familia de los turbocargadores, se pueden considerar como un “aparato soplador” o compresor diseñado para operar con la energía que normalmente se pierde en los gases de escape del motor, ellos han dado los mejores resultados en el terreno de la sobrealimentación de los motores. Se diferencia de los supercargadores, de banda o cadena, debido a que no utilizan potencia del motor y pueden girar a más de 100 000 rpm. Lo que los hace ser los más utilizados. Generalidades del turbocompresor: Un motor dotado de un turbocompresor presenta dos fases de funcionamiento: una atmosférica y otra sobrealimentada. Para llegar a la fase sobrealimentada (presión superior a la atmosférica), el turbocompresor debe haber alcanzado un cierto régimen, llamado de enganche (por ejemplo 60.000 rpm), lo cual puede corresponder, en las plenas cargas, a un régimen motor de 3.000 rpm. A regímenes inferiores, el turbocompresor gira a una velocidad reducida (entre 5.000 y 10.000 rpm) denominada régimen de vigilancia. El turbocompresor presenta en su funcionamiento grandes ventajas, de entre las cuales podemos destacar: Un incremento notable de la potencia y par motor, que en el diesel veloz puede llegar a un 35% por encima de la versión atmosférica, lo que supone un claro incremento de la relación potencia/peso. La carcasa de la turbina tiene forma de caracol para aumentar la velocidad de los gases haciéndolos incidir con mayor fuerza sobre sus álabes, además actúa como un conjunto de absorción del ruido de los gases de 25 escape. Del mismo modo, la sección del compresor reduce el ruido de admisión, producidos por los impulsos del colector y la carcasa tiene el mismo aspecto que la turbina, pero sus condiciones de utilización son menos extremas en cuanto a temperaturas pero son iguales en cuanto a la presión que se produce en ellas. Como resultado de todo ello, un motor turboalimentado es, normalmente, más silencioso que otro convencional, aunque generalmente se percibe un silbido característico cuando el motor está bajo carga o acelerando. El motor turboalimentado tiene un rendimiento volumétrico más alto que el convencional, con el que se logra una combustión más completa, que da como resultado un consumo más bajo de combustible a igualdad de potencia. Los turbocompresores suministran al motor una cantidad suplementaria de aire en el funcionamiento a media carga y a alta velocidad, que da lugar a una combustión mucho más eficaz y limpia, lo que reduce notablemente los contaminantes. El motor diesel veloz desarrolla su par máximo a un régimen relativamente bajo y desciende rápidamente cuando aumenta las revoluciones. El turbocompresor provee poca asistencia en los bajos regímenes aunque la potencia aumenta con las revoluciones y la carga. Por tanto, el motor diesel veloz desarrolla buena potencia por sí solo a bajas revoluciones y el turbocompresor proporciona la asistencia necesaria cuando aumenta el régimen del motor y la carga. Utilizar un turbocompresor también tiene otras ventajas. Como el aire es forzado a introducirse a alta velocidad en el cilindro, se arremolina y se mezcla fácilmente con el combustible inyectado, propiciando una mejor combustión. También actúa como un compensador de altitud, pues cuando disminuye la densidad en el aire con la altitud, el turbocompresor gira más de prisa, compensándose de esta manera la disminución de la densidad del aire. En contraposición con estas ventajas, el turbocompresor presenta también algunos inconvenientes, como son: 26 La presencia de la turbina en la canalización de escape crea una cierta contrapresión, lo cual resta potencia al motor. En el funcionamiento del turbocompresor, el aire de admisión se envía a los cilindros a una cierta presión, a consecuencia de la cual se produce una importante elevación de su temperatura, con la consiguiente dilatación, que resulta desfavorable para el llenado del cilindro. Cuanto más rápido sea el régimen del motor, más incrementan su velocidad la turbina y, por lo tanto, el compresor. Este último aumenta la cantidad de aire suministrado, con lo cual el motor desarrolla mayor potencia. En consecuencia, se producirá un flujo de gases de escape aún más importante y el turbocompresor girará todavía más rápidamente. Este ciclo comenzará hasta la rotura de algún elemento del turbo o del motor. Para solucionar estos inconvenientes, se refrigerara el aire de admisión y regular la presión de sobrealimentación. 5.10. El Sistema de alimentación Comum Rail del motor diesel Mazda sistema de common-rail o conducto común es un sistema electrónico de inyección de combustible para motores diésel de inyección directa en el que el gasóleoes aspirado directamente del depósito de combustible a una bomba de alta presión y ésta a su vez lo envía a un conducto común para todos los inyectores y por alta presión al cilindro. En 1998 recibió el Premio "Paul Pietsch Preis" para Bosch y Fiat por el sistema Common Rail como innovación técnica para el futuro. Este sistema fue desarrollado por el grupo industrial italiano Fiat Group, en el Centro Ricerche Fiat en colaboración con Magneti Marelli, filial del grupo especializada en componentes automovilísticos y electrónicos. La industrialización la llevó a cabo Bosch. El primer vehículo del mundo en equipar este sistema fue el Alfa Romeo 156 con motor JTD en 1997. o Funcionamiento El gasoil almacenado en el depósito de combustible a baja presión es aspirado por una bomba de transferencia accionada eléctricamente y enviado a una segunda bomba, en este caso, de alta presión que inyecta el 27 combustible a presiones que pueden variar desde unos 300 bar hasta entre 1500 y 2000 bar al cilindro, según las condiciones de funcionamiento. La bomba de transferencia puede ir montada en la propia bomba de alta presión, accionada por el mecanismo de distribución y sobre todo en el interior del depósito de combustible. El conducto común es una tubería o "rampa" de la que parte una ramificación de tuberías para cada inyector de cada cilindro. La principal ventaja de este sistema es que nos permite controlar electrónicamente el suministro de combustible permitiéndonos así realizar hasta 5 pre-inyecciones antes de la inyección principal, con lo que conseguimos preparar la mezcla para una óptima combustión. Esto genera un nivel sonoro mucho más bajo y un mejor rendimiento del motor. 6. MATERIALES Y METODO Para desarrollar el siguiente proyecto de investigación se usó lo siguiente: Datos y ficha técnica que las casas motoras (Mazda) proporcionan sobre sus motores. Uso de información vía internet y uso de libros especializados en el área de motores de combustión interna. 7. CALCULOS, RESULTADOS Y DISCUSION 7.1. PARAMETROS DE LA SUSTANCIA DE TRABAJO a) Composición gravimétrica del combustible Realizamos una tabla donde se especifica la composición del combustible así como sus principales propiedades: COMBUSTIBLE DIESEL COMPOSICION QUIMICA ELEMENTAL C 0.87 H 0.126 O 0.004 MASA MOLECULAR PODER CALORIFICO (Kg/Kmol) BAJO (Kcal/Kg) 180-200 10150 Tabla 1: Composición y propiedades del combustible diésel. 28 51 (9 H +W) Hu = 42.85 Kmol/ Kg. PRODUCTOS DE LA COMBUSTION 29 .8 Para nuestro análisis usaremos (asumido) un coeficiente de exceso de aire igual a 1. el coeficiente de exceso de aire se encuentra entre: 1. Se sabe que.7.5 [MJ/Kg.23 3 … … … II 1 8𝑥0. 𝑙0 = 𝑙0 = 1 8𝐶 ( + 8𝐻 − 𝑂) 0.7x0. comb. 7.004) 0.60 H -10.] c) Caculo de los parámetros de combustión Asumiendo una combustión estequiometrica.89 (O-S) -2. se determinara la cantidad de Kg de aire para quemar 1K de combustible (diésel).7 Luego calculamos: M1 = αL0 = 1.6 – 1.126 − 0.b) Poder calorífico inferior del combustible Fórmula de Mendeleyev: W: vapor de agua Hu = 33. comb Calculo del coeficiente de exceso de aire. es decir: α = 1. para esto se tiene que tener las condiciones en las que opera el motor turboalimentado de la marca MASDA.2.91 C + 125. para que el motor turboalimentado trabaje de manera estable en su régimen nominal sin sobrecalentamiento.452 Kg.23 3 𝒍𝟎 = 14.5 = 0.87 ( + 8𝑥0. aire/Kg. Aunque los combustibles hidrocarburos son mezclas de muchos hidrocarburos diferentes. CANTIDAD TOTAL DE LOS PRODUCTOS DE LA COMBUSTION Sumando los productos de combustión por kilogramo de combustible se tiene: M2 = MCO2 + MH2O + MO2 + MN2 M2 = 0.208 (α – 1) L0 = 0.7 – 1) 0. es decir C12H26./ Kg comb. Cantidad de oxigeno producido por cada kilogramo de combustible: MO2 = 0.3.063 Kmol H2O/ Kg de comb.792 (α Li) MN2 = 0.063 + 0.208 (1. comb.0728 Kmol O2/ Kg.8815 Kmol Prod.0725 + 0. 7. 30 . AIRE PRODUCTOS DE LA COMBUSTION COMBUSTIBLE Cantidad de CO2 producido por cada kilogramo de combustible: MCO2 = 087/12 = 0. Comb.5 MO2 = 0. para facilitar el análisis se considerar al diésel como dodecano.0725 Kmol CO2/ kg de comb. comb. Cantidad de agua producido por cada kilogramo de combustible: MH2O = 0.6732 Kmol/ Kg.6732 M2 = 0. Cantidad de nitrógeno producido por cada kilogramo de combustible: MN2 = 0.0728 + 0. 4. para realizar el análisis termoenergetico se tiene que asumir los datos que no son proporcionados por el fabricante (Mazda).9 (baja presion) K = Pk /Po = 1.6 b) Para los compresores volumétricos: nk = 1.1) Pk = 0. c) Para los compresores centrífugos y axiales: 31 nk = 1.7.9 2. Para este fin se necesita determinar el índice politrópico de compresión del aire en el compresor (nk) y en función del grado de enfriamiento con el intercooler.75.4 – 1.3 1. PARAMETROS DEL MEDIO AMBIENTE Y DE LOS GASES RESIDUALES Asumiendo que las condiciones ambientales del aire son: P0 = 0.55 – 1.5 (mediana ) 2. Como el turbocompresor del motor Mazda es de mediana presión se asumirá el valor de K : K = 2.21 (0.21 Cálculo del valor de la presión del aire en el sistema de admisión: Pk = K (Po) = 2. 1.4 – 2. el turbocompresor es de baja presión. .0. a) Para los compresores a pistón: nk = 1.5 (alta ) Hay que tener presente que cuando el motor no tiene intercooler.221 MPa Cálculo del valor de la variación de la temperatura del aire en el intercooler.1MPa (presión atmosférica) T0 = 293°K (temperatura ambiente) El motor de estudio es turboalimentado. Tenf 0. podemos asumir que el sistema de refrigeración (intercooler) absorbe una temperatura de 56.1657 MPa 7.221 1. por lo tanto asumimos el valor de nk: nk= 1.7−1 ) 1.7 − Tenf 0.75 (0. Para nuestro estudio el turbocompresor es volumétrico. Para los motores diésel turboalimentados la temperatura del aire que ingresa al cilindro debe ser no mayor de 100º C entonces.5.14°C Observación: Internacionalmente se sabe que la temperatura del aire que ingresa al cilindro del motor no debe ser muy elevada.14°K = 56.1 Tenf = 56.75Pk = 0.14º C. Tr = 710°k Pr = 0.221) Pr = 0. PARAMETROS DEL PROCESO DE ADMISION 32 . La temperatura y la presión de los gases residuales podemos configurarlos considerando que el valor suficientemente alto de la relación de compresión del motor diésel permite que durante la turbo alimentación del régimen térmico del motor aumente y aumenten también los valores de Tr y Pr por eso podemos asumir que para los motores diésel turboalimentados.7 Asumiendo que el aire sale del turbocompresor con una temperatura de Tk = 350°K Ahora si podemos determinar la variación de la temperatura en el intercooler: Pk Tk = To Po 350 = 293𝑥( nk 1 nk . sin embargo.2 Kg/m3 Las pérdidas de presión en el sistema de admisión se puede expresar de la siguiente manera: ∆𝑃𝑎 = 0. La densidad de la carga en la admisión se puede calcular de la siguiente manera: K o Pk = 0.03829) MPa Pa = 0. turboalimentado a cuenta de la disminución de la caída térmica entre las piezas del motor y el aire sobrecalentado constituyen una magnitud de calentamiento que se reduce.221 MPa o Raire = 287 J/Kg°K o Tk = 350°K PK Ra TK Dónde: 𝜌𝑘 = 2. Por esto para el motor diésel turboalimentado normalmente se elige la temperatura entre 0 y 10º C y considerando las condiciones ambientales propias de Trujillo podemos seleccionar T = 0 – 10º C.03829 𝑀𝑃𝑎 Presión al final de la admisión: Pa = Pk . el calentamiento de la carga del motor.221 – 0.1828 MPa El coeficiente de los gases residuales: 33 .Pa Pa = (0.La temperatura de calentamiento de la carga fresca para el motor en estudio no tienen un dispositivo especial para el calentamiento de la carga fresca. 1828 − 0.8% 7. PARAMETROS DEL PROCESO DE COMPRESION Del grafico 25.16°𝐾 Calculo de la eficiencia volumétrica: v 𝜂𝑣 = Tk (Pa Pr ) (Tk T )( 1) Pk 350𝑥(18𝑥0. Tk T Pr Tr Pa Pr r 350 + 10 0.02689𝑥710 1 + 0.3625 Pc = 9.6.1828 − 0.1657) (350 + 10)𝑥818 − 1)𝑥0.16°K 𝐾1 = 1.1828x181. se determinara el valor de K1.1657 𝛾𝑟 = ( ) 710 18𝑥0.02689 Calculo de la Ta: Ta = Tk T r Tr 1 r 350 + 10 + 0. teniendo en cuenta los siguientes datos: Ta = 369.221 𝜂𝑣 = 0.382 MPa o 𝑇𝑐 = 𝑇𝑎 𝜀 𝑘1 −1 34 .3615 ε=18 o 𝑃𝑐 = 𝑃𝑎 𝜀 𝑘1 Pc = 0.808 = 80.02689 𝑇𝑎 = 𝑇𝑎 = 369.1657 𝛾𝑟 = 0. 036 El poder calorífico inferior de la mezcla operante: Hu Hu M 1(1 mezcla r ) 42. PARAMETROS DEL PROCESO DE COMBUSITION Coeficiente teórico de variable molecular: 0 M 2 0.7.8815 M1 0.850 𝜇0 = 1.57ºC: mCv = 22.16x181.02597446 𝜇𝑟 = 1. 02855795) mezcla 35 .037 0.57°K = 779.4713 + 24. 5 Hu = 0.037 Coeficiente de variación molecular: r 0 r 1.Tc = 369.02689 (𝑚𝐶𝑣 ) = 22.57°C: mCv = 24.3315𝑥0.4713 KJ/Kmol aire To Tc Según tabla 8: para Tc = 779.52 𝐾𝐽/𝐾𝑚𝑜𝑙 7.85(1 0.3625-1 Tc = 1052.02689) 1+0.57°C Tc Según tabla 5: para Tc =779.3315 KJ/Kmol gases To Tc Tc Tc 1 mCv mCv r mCv mezcla To aire To gases To 1 r 1 (𝑚𝐶𝑣 ) = (22.02597446 1 r 1 0. 723 +0.951 + 0.001457 TZ Anteriormente se determinó las masas molares para un rango de temperaturas (1500 – 2800) °C: o o o o Mco2 = 0. trabajando en el rango de 1500 a 2800°C. O2. N2. Los productos de combustión son CO2.6732 Reemplazando los valores en la ecuación anterior: Tz mCp = 32.670 +0.0725 MH2O = 0.003349TZ (𝒎𝒄𝒗’)𝒕𝒛 𝒕𝒂 (𝒎𝒄𝒗’)𝒕𝒛 𝒕𝒂 (𝒎𝒄𝒗’)𝒕𝒛 𝒕𝒂 H20 = 02 = N2 = 26. H2O. mezcla El calor especifico molar medio de los productos de la combustión.833 10 3 Tz KJ/Kmol °C productos T 0 Calculo de la temperatura Tz: Tz z ( Hu) [(mCv)Tz T 0 8.063 MO2 = 0. para los modernos motores diésel con cámara de combustión no divididas o de inyección directa y con una adecuada organización de la formación de la mezcla se puede asumir para los motores de aspiración natural diésel V = 0.123+0.691 MJ/Kg comb. (𝑚𝑐𝑣’)𝑡𝑧 𝑡𝑎 = 1 𝑀2 𝑡𝑧 𝑡𝑧 𝑡𝑧 [𝑀𝐶𝑂2(𝑚𝑐𝑣)𝑡𝑧 𝑡𝑎 + 𝑀𝐻2𝑂(𝑚𝑐𝑣)𝑡𝑎 + 𝑀𝑂2(𝑚𝑐𝑣)𝑡𝑎 + MN2 (𝑚𝑐𝑣")𝑡𝑎 ] (𝒎𝒄𝒗’)𝒕𝒛 𝒕𝒂 CO2 = 39.001550 TZ 21.161 + 1.314 ]tc 2270( r ) r (mCp) T 0 Tz El coeficiente de utilización del calor V .004438 TZ 23.0728 MN2 = 0.82 y para motores turboalimentados teniendo en cuenta que se acompaña con una elevada carga térmica y con la generación de mejores condiciones para 36 .Hu 48. 86.833 10 3 2 r (mCp) Tz To t Z = 33.5.036) = 1053.71°K La relación de expansión previa: 37 r TZ Tc . El grado de elevación de la presión en los motores diésel depende fundamentalmente de la magnitud del suministro cíclico de combustible.57 = 27277. Por lo expuesto anteriormente se asumirá los siguientes valores: V = 0.161+1.899 10 tz Por lo tanto reemplazando en la ecuación todos los términos.71°C = 2049.691) = 41874. 28 [KJ/Kmol] 3 tz) tz r (mCp) Tz To t Z =1. es conveniente tener máxima presión de combustión no mayor de 15 MPa en relación con esto es conveniente asumir para los motores diésel de aspiración natural =2 y para los motores turboalimentados =1.86 =1.52+8.314(1.319tz +1. con el propósito de disminuir las cargas gásicas sobre las piezas del mecanismo bielamanivela.26 [KJ/Kmol] [(mCvmezcla ) Tz To 8.314 ]t C =[22.5 V Humezcla = 0.99 = 0 Resolviendo la ecuación de segundo grado resulta: Tz = 1776.86(48.5)]779.036(32.899 10 tz2 +33. resulta: 3 1.el desarrollo de la combustión V = 0.5-1.93 [KJ/Kmol] 2270( r ) = 2270(1.3265 tz – 65205. 3831−1.71 y =13.383 Del gráfico 30: Para Tz = 2049. PARAMETROS DEL PROCESO DE EXPANSION = 18/1.71 Tb = 13.57 𝜌= 𝜌 = 1.3831.5x9.8.267 Pb = 0.078 MPa 7.1.382 Pz = 14.5𝑥1052.526 MPa Calculo de la temperatura al final de la expansión: Tb Tz n 1 2 2049. el valor de k2 = 1.383.267.345 Calculo de la presión máxima: Pz = PC Pz = 1.267 Tb = 1025.036𝑥2049.345 = 13.71 1.078 13.42 °K 38 . Con este dato podemos calcular la temperatura final de expansión: Pz Pb Pb = n 2 14. 710 − 697.92< φ1 < 0.72 > 674.96x1. error% = 7.96: Pi = φ1 Pi.T Pi = 0.72 > 710(0.10. asumiendo φ1=0.5….321 MPa Rendimiento indicado 39 . COMPROBACION DE LA TEMPERATURA DE LOS GASES RESIDUALES Tb Tr 3 Tr = Pb Pr 1025.95) 697.97.42 3 0.9.526 √ 0.1657 Tr = 697.72 = 1.376 Pi = 1.72 Tr calculado >Tr asumido (0.376 MPa Calculo del factor diagramático: 0.95) 697.7.T Pa [ ( 1) (1 n 21 ) (1 n11 )] 1 n2 1 n1 1 Pi. Si cumple la condición establecida.73% < 5% 710 PARAMETROS INDICADOS DEL CICLO OPERATIVO DEL MOTOR Calculo de la presión media efectiva n1 1 1 1 Pi .T = 1. 105 +0.452 48.236 MPa Presión media efectiva Pe = Pi – Pm Pe = 1.085 MPa Rendimiento mecánico y efectivo Rendimiento mecánico: 40 .691𝑥0.93𝑚/𝑠 30 30 Pm = 0. 𝑉𝑝 = donde: 𝑆𝑛 0.0.808 𝜂𝑖 = 0.i 𝜂𝑖 = Pil o Hu k nv 1.236 Pe = 1.2𝑥0. PARAMETROS EFECTIVOS DEL MOTOR TURBOALIMENTADO La presión media de las pérdidas mecánicas: Pm = 0.012Vp.16 gr/Kwh 7.93 Pm = 0.082𝑥4000 = 10.375 Consumo especifico indicado de combustible (gi) gi 3600 Hu i 3600 gi = 48.691𝑥2.012x10.105 +0.375 gi = 197.7𝑥14.321𝑥1.11.321 . 307 Consumo especifico de combustible ge 3600 Hu e 3600 ge = 48.085𝑥4000 iV h = 1383.321 m = 0.375x0. PRINCIPALES PARAMETROS CONSTRUCTIVOS DEL CILINDRO Y DEL MOTOR Calculo de la cilindrada del motor: iVh iV h = N e 30 Pe n 68𝑥736𝑥30𝑥4 1.691𝑥0.307 ge= 240.085 m =1.m Pe Pi 1.82 e = 0.83 gr/KWh 7.82 cc Determinación del porcentaje de error en el calculo error% = 1399 − 1383.12.085% 1399 41 .82 Rendimiento efectivo: e i m e = 0.82 x100 = 1. 82 4𝑥 √ 4 𝐷 = 10𝑥 𝜋𝑥1.497 𝑚𝑚 Área del pistón: A= A= D 2 4 𝜋𝑥73. Sin embargo.1095 en este caso el diámetro debe ser igual a: D = 10 3 4Vh S ( ) D 1383.13. la reducción de esta relación para los motores diésel así como para los motores a gasolina disminuye la velocidad del pistón y aumenta el rendimiento mecánico por esto es conveniente que en los cálculos de diseño se asuma la relación (S/D)= 1. PARAMETROS ENERGETICOS Y ECONOMICOS DEL MOTOR Después de haber precisado y determinado los principales parámetros constructivos del cilindro y del motor. ahora se calculara lo siguiente: Potencia efectiva @ 4000RPM 42 .57 mm2 Carrera del pistón: S = Vh/A S = 81.4972 4 A = 4242.1095 3 𝐷 = 73.54 mm 7. El diámetro y la carrera de los motores diésel se expresa generalmente bajo la siguiente condición (S/D)>1. 82𝑥4000 30𝑥4 Ne = 50.34 Calculo del coeficiente de adaptabilidad por frecuencia de giro: Kn = nN nM 4000 Kn = 2000 Kn = 2 NeL = 43 Ne iV h .0482 Kw Torque efectivo @ 4000 RPM Me = Me = Ne(9550) n 50.0482𝑥9550 4000 Me = 119.Ne = Ne = Pe iVh n 30 1.49 N-m Se tiene como dato del motor Mazda Memax= 160 N-m @ 2000RPM Calculo de coeficiente de adaptabilidad por torque de motor: Km = Memax Me N Km = 160 119.085𝑥1383.49 Km = 1. NeL = 36. CONSTRUCCION DEL DIAGRAMA INDICADO En la siguiente grafica se muestra un esquema general del diagrama indicado real del motor turboalimentado: DIAGRAMA INDICADO REAL DEL MOTOR DIESEL TURBOALIMENTADO Tabla resumen de los parámetros calculados y asumidos: 44 .83 Gc = 12.14.053 Kg/hora 7.13 Kw/L Calculo del gasto del combustible: Gc = Ne ge Gc = 50.0485x240. 1828 (0. Pr = 0.35 cc = 0.955 cc = 0.3615 Constante politrópico de expansión: (n2) = 1.345 Vc`= Vz` = 20.3617 = 0.7 7.382 MPa Pz` =14. INICIO DE LA COMPRESION Se encuentra en el Tramo a’ c’: PVn1 = k1 k1 = Pa`Va`n1 = 0.366305)1.383 = 18 i= 4 iVh = 1383.04657 45 .82 cc = 1.1.3615 K1 = 0.1657 MPa Pa` = 0.5 = 1.366305 Lts Constante politrópico de compresión: (n1) =1.38382 Lts Vh = 345.04657 Para valores intermedios entre a`y c`: Px1Vx11.305 cc = 0.02035 Lts Va` = Vb` = 366.526 MPa Pc` = 9.267 Eficiencia adiabática del compresor: (nk) = 1.345955 Lts = 1.078 MPa = 13.14.1828 MPa Pb` = 0. 791746935 0.262805 0.338705 0.097205 0.311105 0.259086518 0.787768816 9.055805 0.370576282 1.203354655 0.277300637 0.309149788 0.069605 0.73581351 0.021060576 2.536042614 0.456871804 0.452320047 5.138605 0.152405 0.347926485 0.290405 0.54156751 1.090305 0.269705 0.928693419 1.287259936 0.283505 0.112674673 1.834991558 3.193805 0.242851855 0.180005 0.215203785 0.753280013 2.480879538 0.145505 0.35396604 .c' Punto Vx1 (Lts) Px1 (MPa) a' 0.159305 0.173105 0.221405 0.249005 0.PROCESO DE COMPRESION .352505 0.187576516 0.131705 0.192593093 0.334104066 0.855490354 0.603188157 0.318005 0.345605 0.02035 0.642462752 0.021305 0.117905 0.197847034 0.567898734 0.182782327 0.229998626 1.209133754 0.083405 0.242105 0.048905 0.166205 0.276605 0.359405 0.028205 0.111005 0.507163162 0.186905 0.267925353 0.414641971 46 c' 0.68639525 0.076505 0.36870401 2.Tramo a' .297856437 0.207605 0.321207088 0.228305 0.324905 0.250741471 0.378751351 0.124805 0.214505 0.221586051 0.304205 0.235205 0.042005 0.104105 0.3959925 0.366305 0.035105 0.487240833 4.062705 0.331805 0.362771833 0.255905 0.228303921 0.200705 0.235383088 0.434869372 0.013488138 1.297305 0.997734641 8. 25 0.1474 Vz`` = (k3/Pz``)(1/n2) Vz`` = (0.267) Vz`` = 0.35 0. Para valores intermedios de z`` y b`: Px3Vx31.526 (0.2 0.PROCESO DE COMPRESION DEL MOTOR DIESEL MAZDA TURBOALIMETADO 10 9 8 PRESION (MPa) 7 6 5 4 3 2 1 0 0 0.267 = 0.15 0.3 VOLUMEN (Lts) 7.267 k3 = 0.2.05 0.1474 47 0.14.078)(1/1.366305)1.4 . PROCESO DE EXPANSION Inicia en el tramo b’ – z’ PVn2 = k3 k3 = Pb`Vb`n2 = 0.027366 Lts.1474 /14.1 0. 306166 0.129366 1.258566 0.058571716 1.b' Punto Vx3 (Lts) Px3 (MPa) z'' 0.872420677 0.251766 0.633988216 0.608550003 0.081766 3.102166 2.292566 0.843454684 0.62499275 0.766589682 0.095366 2.536781794 0.652810862 0.061366 5.742991795 0.333366 0.699506671 0.244966 0.312966 0.6275636 0.136166 1.156566 1.170166 1.346966 0.299366 0.967076969 0.197366 0.563577903 0.034166 10.176966 1.894715149 0.060494311 0.642247737 0.265366 0.444167358 0.142966 1.115766 2.577889907 0.122566 2.791563055 0.444836245 0.183766 1.074966 3.210966 0.238166 0.054566 5.360566 0.679436616 0.088566 3.179143677 0.272166 0.319766 0.326566 0.285766 0.151827464 1.103439408 1.278966 0.660374074 0.818030503 0.549887941 0.544599203 0.190566 1.PROCESO DE EXPANSION .733075842 0.163366 1.Tramo z'' .875992567 0.353766 0.027366 14.463597438 0.951105336 0.322577296 0.07831693 0.108966 2.047766 6.040966 8.90780135 0.016866781 0.720662808 0.231366 0.217766 0.340166 0.260879323 0.978013008 0.068166 4.224566 0.517772958 0.84612433 0.38989393 0.204148194 48 b' 0.366305 1.526148815 .10636038 0.592865517 0.264333134 0.941737726 0.149766 1.926850492 0.429626085 0.204166 0. x1 )+ (1-cos(720-2 x1 ))] 4 Asumiendo x1 = 12º Vc= 0.3 0.3617) Vc = Vc`+ Vh/2 [1-cos(360.14.2 0.35 0.15 0.029738Lts.7 .3615 Pc = 5.673 MPa 49 0.366305/0.1 0.029738)1. Px1=k2/Vx2nk Pc = Pa`(Va`/Vc)n1 Pc = 0. INICIO DE LA COMBUSTION Inicio de la combustión (tramo c-d): Asumido: nk = 1.05 0.PROCESO DE EXPANSION DEL MOTOR MAZDA 16 PRESION (MPa) 14 12 10 8 6 4 2 0 0 0.1828 (0.4 .3.25 VOLUMEN (Lts) 7. donde nk> (n1 =1. 95086882 0.024417 11.029112 8.022226 13.065598695 0.05983313 0.33594758 0.024104 11.020661 15.022852 12.029738 8.7 k2 = 0.8 INICIO DE LA COMBUSTION .026608 9.02473 11.251853258 0.11249665 0.33328512 0.76527488 0.027547 9.027234 9.49519509 0.95682741 50 .025043 10.025356 10.27902331 0.022539 13.71487116 0.61482721 0.025982 10.02035 15.5270905 d 0.028173 8.444129041 0.0297381.029425 8.023478 12.028799 8.0144 Para valores intermedios entre c y d: Px1=0.061230312 0.021913 13.023791 12.710154252 0.540497266 0.02786 9.98315356 0.028486 8.023165 12.020974 15.23463798 0.025669 10.50573356 0.96687294 0.0144/Vx21.74031835 0.021287 14. k2 = PcVcnk k2 = 5.27639404 0.642693301 0.847828454 0.026921 9.0216 14.04535593 0.216234829 0.673x0.Tramo c .026295 10.885112286 0.6375924 0.375925685 0.d Punto Vx1 (Lts) Px1 (MPa) c 0. 025 0.14.078 51 (Vx2-Vz)2 = 4 k4 (Px2-Pz) 0.02386 Lts.02386)2 4𝑥(15.005 0.027336)/2 Vz = 0. COMBUSTION VISIBLE Combustión Visible (tramo d-z-l): Vz = (Vz`+Vz``)/2 Vz = (0.02 0.02035−0.02035 +0.03 VOLUMEN (Lts) 7.95−14. k4 = k4 = (Vd Vz ) 2 4( Pd Pz ) (0.01 0.4.035 .INICIO DE LA COMBUSTION 18 PRESION (MPa) 16 14 12 10 8 6 4 2 0 0 0.015 0. 000047385 + 14.029354Lts.1341381.000047385 Para vL: (Vx 2 Vz ) 2 Parábola (combustión ) : Px 2 Pz 4k 4 Politrópic a(escape) : Px 2 k 3 Vx 4 n 2 Solución: vL = 0.078 52 .70677/0. PL = (k3/vLn2) PL= (0. L: Px2 = (𝑉𝑥−0.K4 = -0.263) PL = 13.441 MPa Para valores intermedios de d. z.02386)2 −0. 02575 14.02905 13.83547388 0.02845 13.02395 14.79064957 0.9471548 0.02275 14.COMBUSTION VISIBLE (Tramo d .02635 13.02725 13.0519981 0.02815 13.02755 13.9137265 0.02605 13.87649953 0.07782906 0.97678443 0.02035 13.02665 13.02155 13.96538841 0.02464767 0.06795252 0.02065 13.02695 13.02305 14.07479012 z 0.07706933 0.63338462 0.03604368 0.02185 13.02245 14.06415385 0.07251092 0.93423932 0.02125 13.02785 13.74202659 0.029354 13.89929155 0.02875 13.57336562 0.02095 13.44100441 53 .99273884 0.02455 14.0162906 0.02335 14.00261538 0.04288129 0.86054511 0.50954796 l 0.68960494 0.05731624 0.02515 14.02545 14.818 0.02215 14.z -l) Punto V (Lts) P (MPa) d 0.02365 14.02485 14.02425 14. 8 13.035 .5.2 14 13.02035 + 0.1716 MPa Ve = Vc`+Vh Ve = 0.COMBUSTION VISIBLE Tramo d-z-l PRESION (MPa) 14.14.015 0.025 0.6 13.526−0.03 VOLUMEN (Lts) 7.005 0.345955 Ve =0. PROCESO DE ESCAPE (Tramo b-e-a-r-r’) (Px3-Pe)2 = 4k5 (Vx3-Ve) a) Escape Libre(tramo b-e) Pe = ( Pb` Pa `) 2 Pe = 0.2891 Lts Pb = k3 (Vb)-n2 54 (1-cos(720-2 x1 ))] 4 0.366305 Lts Asumo x1 =80º para: Vb = Vc`+ Vh/2 [1-cos(360.4 0 0. x1 )+ Vb = 0.02 0.01 0.1828 2 Pe = 0. 756(𝑉𝑥3 − 0.7101−0.Pb = 0.2891−0.1716 + √−3.366305) 55 .1716)2 4𝑥(0.267 Pb = 0.1474 (0.2891)-1.939 Para valor intermedios entre b y e: (Px3-Pe)2 = 4k5 (Vx3-Ve) 𝑃𝑥3 = 0.366305) k5 = -0.7101 MPa k5 = k5 = ( Pb Pe) 2 4(Vb Ve) (0. 531096453 0.339606667 0.232835121 d 0.344746667 0.503159738 0.646749345 0.377418901 0.488268502 0.352454914 0.352456667 0.360166667 0.334466667 0.419928935 0.349886667 0.517410324 0.604214401 0.313906667 0.366305 0.544280319 0.365306667 0.615230635 0.2891 0.656800804 0.636480608 0.ESCAPE LIBRE .682908498 0.399666525 0.326756667 0.329326667 0.29424 0.316476667 0.557013466 0.319046667 0.301056667 0.710099749 0.438658383 0.321616667 0.347316667 0.337036667 0.298486667 0.Tramo b .592910218 0.569339186 0.308766667 0.691865451 0.303626667 0.287369858 0.306196667 0.342176667 0.357596667 0.625979863 0.362736667 0.2967 0.311336667 0.355026667 0.32344064 0.1716 56 .e Punto Vx1 (Lts) Px1 (MPa) b 0.472641559 0.581294252 0.66664822 0.331896667 0.456157727 0.676303537 0.324186667 0. 1 0.e) 0.1657 – (0.3 0.1716)2 + (0.Vo)2 = (0.1716 MPa Ro = Ve – Vo = 0.1486 – 0.1657) Pa = 0.Vo 57 .4 VOLUMEN (Lts) b) Escape forzado (Tramo e-a) (Px4-Po)2 +(Vx4-Vo)2 = Ro2 Va = Vb = 0.ESCAPE LIBRE (Tramo b .8 PRESION (MPa) 0.35 0.2 0.4 0.3 0.2891 .2891 Lts Po = Pe = 0.366305– Vo Pa = Pr – (Pa´.Vo)2 Solución Vo = 0.Pr) Pa = 0.366305 .6 0.05 0.1 0 0 0.2 0.32432 Ro = Ve.15 0.1828 – 0.7 0.5 0.25 0.1486 MPa Para el punto a: (Pa-Po )2 + (Va-Vo)2 = Ro2 (0. 1486 0.1716 + √0.1486 0.1486 0.1486 0.1486 0.0611 0.1486 0.1486 0.32432 Ro = 0.2051 0.1931 0.2411 0.1331 0.1486 MPa Punto a r' ESCAPE (Tramo a .0731 0.1211 0.2651 0.1811 0.041985 Para valores intermedios entre e y a: (Px4-Po)2 + (Vx4-Vo)2 = Ro2 𝑃𝑥4 = 0.366305 – 0.1486 0.2531 0.1571 0.1451 0.r') Vx4 (Lts) Px4 (MPa) 0.04035 0.1486 58 .1091 0.1486 0.0491 0.1486 0.1691 0.0971 0.001763 − (𝑉𝑥4 − 0.1486 0.2291 0.0851 0.Ro = 0.1486 0.1486 0.1486 0.1486 0.2891 0.1486 0.1486 0.1486 0.2771 0.1486 0.1486 0.1486 0.2171 0.32432)2 c) Tramo (a-r’) P = Pa = 0. 25 VOLUMEN (Lts) d) Tramo (r’-r) (Px5-Pr)2 = 4 k6 (Vx5-Vr) Pr = 0.12 0. Pr´= Pa = 0.03252(𝑉𝑥5 − 0.02035)2 59 0.3 0.02 0 0 0.02035 Lts. Vr = Vc`= 0.1657 MPa .1 0.PRESION (MPa) ESCAPE TRAMO a-r' 0.14 0.00813 Para valores intermedios entre r y r`: 𝑃𝑥5 = 0.15 0. K6 = (Pr´ Pr) 2 4(Vr `Vr ) K6 =0.1 0.08 0.1657 − √0.1486 MPa.16 0.06 0.05 0.35 .04 0.2 0. Vr`= VL = 0.029354 Lts. 16472458 0.16505297 0.1646 0.1658 0.020903 0.1652 0.1649435 0.015 0.16527189 0.023331 0.16461512 0.16439619 0.164 0.005 0.r’’.Punto r' r ESCAPE (Tramo r'-r) Px5 (MPa) Vx5 (Lts) 0.16516243 0.025152 0.16560028 0.1638 0 0.024545 0.165 0.16407628 0.01 0.16416032 0.6.‘a) (Px6-Pr)2 = 4 k6 (Vx6-Vr) 60 0.035 .022724 0.1642 0.1648 0.1654 0.1657 0.16538135 0.026973 0.028888 0.023938 0.02151 0.025 0.02035 ESCAPE Tramo r' .025759 0.r 0.14.02758 0.1644 0.029354 0.16483404 0.16549081 0.026366 0.16450565 0.02814 0.03 0.022117 0.1656 PRESION (MPa) 0. PROCESO DE ADMISION (r .16429521 0.02 VOLUMEN (Lts) 7. 125143103 0.27985 0.134502387 0.140741909 0.131382625 0.109544296 0.1657 0.162580239 0.103312888 61 .07225 0.143861671 0.08955 0.02035 0.153220955 0.146981432 0.31445 0.366305 0.112664057 0.22795 0.156340716 0.10685 0.14145 0.128262864 0.122023341 0.21065 0.115783819 0.Para valores intermedios: 𝑃𝑥6 = 0.159460477 0.137622148 0.33175 0.03252(𝑉𝑥6 − 0.05495 0.150101193 0.29715 0.03765 0.17605 0.11890358 0.26255 0.24525 0.15875 0.34905 0.106424535 a' 0.19335 0.12415 0.1657 + √0.02035)2 ADMISION (Tramo r-r''-a') Punto Vx6 (Lts) Px6 (MPa) r 0. 14 0.04 0.35 0.18 0.02 0 0 0.1 0.1 0.08 0.16 0.05 0.12 0. GRAFICAS DEL DIAGRAMA INDICADO REAL 62 0.25 0.06 0.4 .14.7.3 VOLUMEN (Lts) 7.2 0.15 0.PRESION (MPa) ADMISION Tramo r-r''-a' 0. Cantidad de calor introducido al motor con el combustible Q= 𝐻𝑢 𝐺𝑒 3. D: Diámetro del cilindro en centímetros.70 n: Es la frecuencia rotacional del cigüeñal del motor (RPM) c = 0. El calor equivalente al trabajo efectivo por cada segundo Qe = Ne Qe = 50.02 kW b.35 cm m = 0.0482 kW c. El calor transferido al sistema de refrigeración Qref = CiD1+2m nm 1 Qref = CiD1+2m nm 1 C: Constituye un coeficiente de proporcionalidad que comúnmente varía entre 0.45 y 0. BALANCE TERMO-ENERGETICO a.65 n =4000 63 . m: Es un índice exponencial experimental que para los motores de 4 tiempos es m = 0.49 i=4 D= 7.15.6 Q = 163.7.53 i: Numero de cilindros.60 – 0. por los esfuerzos térmicos de las piezas. por la tolerancia de los esfuerzos inerciales y otros.9842 [kJ/kmol] Qgas = 28.02 – (50. Qrest = Q comb – (Qe +Q ref +Q gases) Qrest = 163. La cantidad de calor no considerado en los casos anteriores llamado también calor residual. Los puntos calculados en la parte termo-energéticos del motor sirven de base para la construcción de las curvas características externas 64 .0482 + 24.9758 kW 7. Según tabla 8: Para tr = 437°C: (mCv)gases = 22. La cantidad de calor que se llevan los gases de escape Qgas = Gc [ M 2(mCv) gasestr M 1(mCv) c arg a tk ] 3600 1.13 kW e.13) Qrest = 59. CONSTRUCCION DE CURVAS CARACTERISTICAS EXTERNAS DE VELOCIDAD Para los motores diésel el régimen mínimo de velocidad generalmente se asume entre los 330 y 800 RPM.866 +28. El valor nmin se determina por la estabilidad de trabajo del motor operando a plena carga. la frecuencia máxima de rotación del cigüeñal normalmente está limitada por las condiciones de desarrollo cualitativo de las condiciones de trabajo del motor. Según tabla 5 : Para tk= 77º C: (mCv)carga = 22.866 kW d.8355 [kJ/kmol] 2.16.Qref = CiD1+2m nm 1 Qref = 24. 00034(𝑛𝑥 ) − 8.36 ( ) ⌉ 𝑛𝑁 𝑛𝑁 𝑛𝑁 Del catálogo del fabricante se tiene que: Ne = 50.5𝑥10−8 𝑛𝑥 ⌉ 65 .49 𝑁 − 𝑚 𝑀𝑒𝑚𝑎𝑥 = 160 𝑁 − 𝑚 @ 4000 RPM @ 2000 RPM Aplicando la ley de Leyderman se tiene: 𝑛𝑥 𝑛𝑥 2 𝑀𝑒𝑥 = 𝑀𝑒𝑁 ⌈1 + 1. haciendo uso de los coeficientes de adaptabilidad se tiene: 𝑁𝑒𝑥 = 𝑁𝑒 𝑛𝑥 𝑛𝑥 𝑛𝑥 2 ⌈1 + 1. a) Potencia efectiva del motor diésel turboalimentado con intercooler Para motores de inyección directa.de velocidad.36 ( ) − 1.0125 𝑛𝑥 ⌈1 + 0.36 ( ) ⌉ 𝑛𝑁 𝑛𝑁 2 𝑀𝑒𝑥 = 119.36 ( ) − 1. los cuales se pueden calcular mediante las siguientes expresiones o modelos matemáticos.048 KW @ 4000RPM Luego la ecuación de la potencia se tiene de 2 𝑁𝑒𝑥 = 0.5𝑥10−8 𝑛𝑥 ⌉ Con esto se tiene que nMmax = 2000RPM.00034(𝑛𝑥 ) − 8. Para el cálculo del torque en el punto de régimen se usa el coeficiente de adaptabilidad por torque del motor: b) Torque efectivo del motor Para el cálculo del torque en el punto de régimen se usa el coeficiente de adaptabilidad por torque del motor: 𝑀𝑒𝑁 = 119.49 ⌈1 + 0. 28𝑥10−5 𝑛𝑥 e) Presión media indicada: 𝑃𝑖𝑥 = 𝑃𝑒𝑥 + 𝑃𝑚𝑥 𝑃𝑖𝑥 = 1. 𝑛𝑥 𝑛𝑥 2 )+( ) ⌉ 4000 4000 𝑔𝑒𝑥 = 240.55 ( gr/Kwh g) Consumo horario de combustible Gex gex Nex 103 ( Kg / hora) 𝐺𝑒𝑥 = 240 ⌈1.c) Presión media efectiva del motor Pex N ex 30 ( MPa ) iVh nx 𝑃𝑒𝑥 = 1.83 ⌈1.0125 𝑛𝑥 4000 4000 h) Coeficiente de exceso de aire y eficiencia volumetrica 66 2 ⌈1 + 0.012 ( ) 30 𝑃𝑚𝑥 = 0.105 + 3.5𝑥10−8 𝑛𝑥 ⌉ 𝑥10−3 .0839 + 3.55 − 1.685𝑥10−4 𝑛𝑥 − 9.105 + 0.214𝑥10−8 𝑛𝑥 2 f) Consumo especifico efectivo 𝑛𝑥 𝑛𝑥 2 𝑔𝑒𝑥 = 𝑔𝑒𝑁 𝑥 ⌈1. 𝑛𝑥 𝑃𝑚𝑥 = 0.55 − 1.55 − 1.214𝑥10−8 𝑛𝑥 2 d) Presión media de las pérdidas mecánicas: 𝑆.55 ( 𝑛𝑥 𝑛𝑥 2 )+( ) ⌉x0.00034(𝑛𝑥 ) − 8.1889 + 4.013𝑥10−4 𝑛𝑥 − 9.55 ( ) + ( ) ⌉ 𝑛𝑁 𝑛𝑁 Anteriormente se determinó el consumo efectivo en condiciones nominales (@4000RPM). α aumenta algo.75 αN = 1. En este sentido.275 𝑛−1000 = 1. sabemos que en los motores diésel con el aumento de la frecuencia rotacional.8) α N Asumimos un αmin = 0.275. Por esta razón para los motores diésel de 4 tiempos y de inyección directa se puede asumir una variación lineal de α con la siguiente ecuación α min = (0.275 4000−1000 𝛼 = 1. luego asumimos una variación lineal del coeficiente de exceso de aire entre 1000 y 4000RPM 𝛼−1.4167𝑥10−4 𝑛 Una vez que se elige la ley de variación de la composición de la mezcla entonces la eficiencia volumétrica será calculada del siguiente modo: Pe x lo x ge x v = 3600 k TABLA RESUMEN DE LOS DATOS PARA LA CONSTRUCCION DE LAS CURVAS 67 .2748 + 1.7−1.7-0.Para el caso de los motores diésel para la determinación de la eficiencia volumétrica del motor es necesario conocer la ley de variación de la composición de la mezcla α en función de la frecuencia rotacional del motor. 451184 153.15092 0.0625 48.15748 0.606656 149.103264 127. 228 228.FRECUENCIA DE GIRO RPM n min n (Mmax) n (Nmax) 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000 3200 3400 3600 3800 4000 POTENCIA Ne (Kw) TORQUE EFECTIVO (Nm) PRESION MEDIA EFECTIVA 15.21652 0.1378 0. 236.480016 140.33462128 0.51416656 2.36899145 0.16404 0.43276013 0.16999336 2.646676 295 282.58078984 2.580986 1. 232.483184 156.19684 0.528 30.954644 2.29287991 0.792 42. 240 .20996 0.34661898 0.704 49.24030224 2.4764 0.1234286 68 PRESION MEDIA CON INDICADA DE PRESION MEDIA ESPE INDICADA LAS PERDIDAS EFECTIV MECANICAS 0.5685 50 149.197904 134.18728357 0.88138664 1.508 50.42041727 0. 230.09894736 2.9564 153.2034 0. 236.485904 159.22308 0.80739216 1.196096 119.1096 159.18372 0.39599042 0.17716 0.22964 0.9496 145.73266056 1.9145 26.284 22.996 47. 246 240.704016 160.24376734 0.4302743 0.19028 0.2362 1.8695 50. 254.42787476 0.5555 44. 262.309874 2.41561819 0.1706 0. 232.44680616 2.65719184 1.702656 158.14436 0. 229.7565 39.6875 19.612096 156.5 36.37858961 0.37870864 2.40318904 0.02716424 2.0735 33. 272.455264 158.30727715 0. 69 Me (N-m) 0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 0 500 1000 1500 2500 n (RPM) 2000 3000 TORQUE EFECTIVO (N-m) 3500 4000 4500 . 4 0.3 0.5 0 500 1000 1500 2500 n (RPM) 2000 3000 PRESION MEDIA EFECTIVA 3500 4000 4500 .35 0.15 0.1 0.05 0.2 0.25 0.45 0.70 PRESION MEDIA EFECTIVA 0 0. 2 0.1 0.25 0 500 1000 1500 2500 n (RPM) 2000 3000 3500 PRESION MEDIA DE LAS PERDIDAS MECANICAS 4000 4500 .71 PRESION MEDIA DE PERDIDAS MECANICAS 0 0.05 0.15 0. 72 PRESION MEDIA INDICADA 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 0 500 1000 1500 2500 n (RPM) 2000 3000 PRESION MEDIA INDICADA 3500 4000 4500 . 73 CONSUMO ESPECIFICO 0 50 100 150 200 250 300 350 0 500 1000 1500 2500 n (RPM) 2000 3000 CONSUMO ESPECIFICO EFECTIVO 3500 4000 4500 . 74 CONSUMO DE COMB. Kg/h 0 2 4 6 8 10 12 14 0 500 1000 1500 2500 n (RPM) 2000 3000 3500 CONSUMO HORARIO DE COMBUSTIBLE 4000 4500 . 8 1 1.2 1.6 1.2 0.6 0.4 0.75 EXCESO DE AIRE 0 0.4 1.8 2 0 500 1000 1500 2500 n (RPM) 2000 3000 3500 COEFICIENTE DE EXCESO DE AIRE 4000 4500 . 0048 15 7.5216 50 25.0432 95 47.048 𝑥 𝑐𝑎𝑟𝑔𝑎 (%) 100 CARGA (%) Ne Utilizada 5 2. CONSTRUCCION DE CURVAS CARACTERISTICAS DE CARGA DEL MOTOR Ne utilizada = Ne = Nemax c arg a(%) .5024 10 5.048 kW .5072 20 10.536 80 40.024 55 27.0336 75 37.0144 35 17.5168 40 20.512 30 15.5408 90 45.0384 85 42.17.7.5312 70 35.0192 45 22. 100 50.0096 25 12.048 76 Ne max = 50.5264 60 30.0288 65 32.5456 100 50. 02 Kw. CONCLUSIONES De la gráfica del diagrama indicado real del motor Mazda el trabajo en el proceso de admisión es positivo.078 Mpa. Datos que se encuentran muy cerca de los parámetros reales.7%.POTENCIA UTILIZADA EN FUNCION DE LA CARGA POTENCIA UTILZADA (Kw) 60 50 40 30 20 10 0 0 20 40 60 80 100 120 % CARGA 8.085% (1383. Todo esto se resume diciendo que el rendimiento térmico del motor diesel Mazda turboalimentado es 30. y de toda esta cantidad solo 50. 77 .71°C. Se observó de los resultados arrojados y plasmados en la gráfica de consumo especifico de combustible que el máximo ahorro de consumo especifico de combustible ocurre a 3500 RPM. lo cual no sobrepasa los límites presión permitidos (15 MPa). debido a la elevación de la presión por parte del turbo-compresor. así como la temperatura máxima de combustión llega a ser 1776.0482 Kw es usado por el motor para producir trabajo. Del balance termo-energético se sabe que la máxima cantidad de calor producido dentro del motor es 163. El valor de la cilindrada calculado analíticamente resulto tener un pequeño error de cálculo 1. Estos valores son muy aproximados de los datos determinados en la casa motriz. La presión máxima en la cámara de combustión llega a 14.3cc) respecto del valor proporcionado por la casa motriz (1399 cc). demora en alcanzar el turbocompresor. No se recomiendan aceites monogrados en motores equipados con turbocompresor. Suministro de aceite poco adecuado (presión de aceite/sistema de filtro). 78 de escape (sistema de . Altas temperaturas de gases arranque/sistema de inyección). siempre debería enfriarse entre 3 a 5 minutos antes de ser apagado. causando mayor desgaste. Es por eso que la bomba de aceite en el cárter tiene dos salidas de aceite. 9. El motor turboalimentado requiere lubricación instantánea. Suciedad en el aceite. Si el aceite es muy viscoso. cocinando el aceite en el cojinete. El 90% de todos los fallos que se producen en turbocompresores se debe a las siguientes causas: Penetración de cuerpos extraños en la turbina o en el compresor. Por lo que es necesario contar con un aceite que garantice su óptimo funcionamiento. RECOMENDACIONES Se recomienda hacer un análisis de los parámetros y condiciones de funcionamiento de un turbocompresor en un motor diesel Mazda y la implementación del uso de biocombustibles en este tipo de motor. se corta la circulación del aceite. económico y tiene cantidades mínimas de emisiones de gases tóxicos: 114g/Km de dióxido de carbono. después de operar en carretera. Entonces la viscosidad del aceite es determinante. Siempre y cuando se logre aumentar el rendimiento del motor así como la disminución de la emisión de gases tóxicos. El motor turboalimentado. Cuando se apaga el motor con el cojinete caliente. El único sistema de refrigeración del turbocompresor es el aceite que viene del cárter y alcanza los 280° C. Si vuelve a encender el motor (con el aceite cocinado sobre el cojinete y el cojinete caliente) éste podía generar malestares. El motor Mazda es un motor veloz. o Yunus A.MIR. REFERENCIAS BIBLIOGRAFICAS o Jovaj M. Cengel.Moscú. Anselmo. “Motores de Combustión Interna” – Primera edición – Perú o Tesis de Pregrado: “Repotenciación del motor IZUSU 1.1979. “Termodinámica” – Sexta Edición o Jim P.10. “Motores de Automóvil” Editorial.S.3 con la implementación de un turbo compresor” Universidad Politécnica Salesiana 79 . ANEXOS GRAFICA: RELACION DE COMPRESION vs. k 80 . 81 . TABLA: Calor especifico molar medio de los productos de la combustión expresado en kJ/kmol°k del petróleo diésel cuando alfa es igual a: 82 . TABLA: El calor especifico molar medio d diferentes gases a volumen constante expresado en KJ/kmol°k 83 . Plan De Mantenimiento Del Motor Sobrealimentado Marca del motor: Mazda 1399 cm3 Turboalimentado 84 . 85 . NOTA: Se cumple con la siguiente relación 50Km/hora 86 .