CÁLCULO TERMOENERGÉTICO Y ANÁLISIS DE LAS PROPIEDADES DINÁMICO – TRACCIONALES DEL MOTOR GASOLINERO NISSAN SENTRA GA16DNE

CÁLCULO TERMOENERGÉTICO Y ANÁLISIS DE LAS PROPIEDADES

DINÁMICO – TRACCIONALES DEL MOTOR GASOLINERO NISSAN SENTRA GA16DNE

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RESUMEN

El presente proyecto de investigación trata sobre el cálculo y análisis de

los parámetros Termoenergéticos que afectan el funcionamiento de un

motor gasolinero sin turboalimentación, para lo cual hemos escogido las

especificaciones de un motor que nos provee la casa motriz NISSAN,

eligiendo un motor sin turboalimentación, el NISSAN SENTRA

GA16DNE, cuyas aplicaciones se centran básicamente en ser un

automóvil de transporte y uso personal.

Para el desarrollo de esta Investigación calculamos los principales

parámetros reales en los diversos procesos (admisión, compresión,

expansión y escape) para de esta manera elaborar gráficas y poder

comparar con los datos dados por la casa motriz.

De esta manera aplicamos el conocimiento adquirido en el curso de

Motores de Combustión Interna para poder analizar el motor

termoenergéticamente a partir de datos reales dados por el fabricante.

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ÍNDICE ANALÍTICO

1. INTRODUCCIÓN1.1. LA REALIDAD PROBLEMÁTICA

1.1.1. DEFINICIÓN ONTOLÓGICA1.1.2. DEFINICIÓN FUNCIONAL1.1.3. DEFINICIÓN GENÉTICA

1.2. ESTADO DEL ARTE1.3. OBJETIVOS1.4. IMPACTO AMBIENTAL1.5. USO DE COMBUSTIBLES RENOVABLES1.6. ESPECIFICACIONES TÉCNICAS Y DETALLES DEL MOTOR

2. MARCO TEÓRICO2.1. CÁLCULO TÉRMICO Y BALANCE ENERGÉTICO DEL MOTOR2.2. PROCESO DE ADMISIÓN2.3. PROCESO DE COMPRESIÓN2.4. PROCESO DE COMBUSTIÓN2.5. PROCESO DE EXPANSIÓN Y ESCAPE2.6. PARÁMETROS INDICADOS DEL CICLO OPERATIVO DEL

MOTOR2.7. PARÁMETROS EFECTIVOS DEL MOTOR2.8. CONSTRUCCIÓN DEL DIAGRAMA INDICADO2.9. BALANCE TERMOENERGÉTICO DEL MOTOR2.10. CONSTRUCCIÓN DE LAS CURVAS CARACTERÍSTICAS

EXTERNAS DE VELOCIDAD DEL MOTOR3. MATERIAL Y MÉTODO4. CÁLCULOS, RESULTADOS Y DISCUSIÓN5. ANEXOS

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I. INTRODUCCION

I.1. REALIDAD PROBLEMÁTICA

I.1.1. Definición Ontológica:

Marca y modelo: Nissan Sentra GA16DNE Tipo de motor: Motor gasolinero Número de cilindros: 04 cilindros Disposición de cilindros: En línea Número de válvulas: 16 válvulas (DOHC) Tipo de refrigeración: Enfriado por agua Diámetro x Carrera (mm): 76.0 X 88.0 Cilindrada (cc): 1597 aprox. 1600 Potencia máx. (Hp/rpm): 105/6000 Torque máx. (Kg.m/rpm): 14.3/4000 Relación de compresión: 9.5 : 1 Sistema de alimentación de combustible:

control electrónico de inyección, ECCS. Volumen de sistema de enfriamiento (L):

4.5 Volumen del tanque de combustible (L):

50 Régimen de Ralentí (rpm): 625 ± 50

I.1.2. Definición Funcional:

Motor gasolinero cuyas prestaciones son básicamente en ser un automóvil de transporte y uso personal.

I.1.3. Definición Genética:

Potente Motor de 105/6.000 HP/RPM Doble Árbol de Levas. El doble árbol de levas asegura una mejor eficiencia volumétrica (mejor llenado de cilindros), permite la posición central de la bujía mejorando el quemado de la mezcla y el crossflow (manera en que se comporta la mezcla de aire combustible al entrar al cilindro).

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Su potente motor proporciona al Nissan Sentra GA16DNE el desempeño óptimo en cualquier condición de manejo, su transmisión mecánica o automática complementa la respuesta del motor con su potencia de 105 HP, con lo que se logra un equilibrio perfecto entre desempeño, economía de combustible y conducción confortable

I.2. ESTADO DEL ARTE:

Estudiantes que llevan el curso de Motores de Combustión Interna de La Escuela de Ingeniería Mecánica de La Universidad Nacional de Trujillo

I.3. OBJETIVOS:

Estudiar de manera adecuada las propiedades que rigen el funcionamiento y operación del motor gasolinero NISSAN SENTRA GA16DNE, a partir de datos obtenidos por el fabricante.

Analizar, evaluar y graficar las curvas características del motor gasolinero NISSAN SENTRA GA16DNE y compararlas con los datos de la casa motriz.

Analizar los Parámetros de Economía y Productividad obtenidos para el motor gasolinero NISSAN SENTRA GA16DNE.

I.4. IMPACTO AMBIENTAL:

Las formas más importantes de acción del motor sobre el medio ambiente son:

Agotamiento de materias primas no renovables consumidas durante el funcionamiento de los MCI.

Consumo en gran proporción  de oxígeno que contiene el aire atmosférico.

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Emisión y contaminación de la atmósfera con gases tóxicos que perjudican al hombre, la flora y la fauna.

Emisión de sustancias que provocan el llamado efecto invernadero contribuyendo a la elevación de la temperatura de nuestro planeta.

Consumo de agua potable.

Emisión de altos niveles de ruido a la atmósfera que disminuye el rendimiento de los trabajadores y ocasiona molestias en sentido general.

La Toxicidad de los gases de escape de los motores de combustión interna y formas para reducirla.Se llaman sustancias tóxicas a las que ejercen influencia nociva sobre el organismo humano y el medio ambiente. Durante el trabajo de los MCI de émbolo se desprenden las siguientes sustancias tóxicas principales: óxidos de nitrógeno, hollín, monóxido de carbono, hidrocarburos, aldehídos, sustancias cancerígenas (bencipireno), compuestos de azufre y plomo. Además de los gases de escape de los MCI, otras fuentes de toxicidad son también los gases del cárter y la evaporación del combustible a la atmósfera. Incluso en un motor bien regulado la cantidad de componentes tóxicos que se expulsan durante su funcionamiento puede alcanzar los siguientes valores:

De este modo, la toxicidad de los motores Diesel depende en lo principal del contenido de los óxidos de nitrógeno y el hollín. La toxicidad de los motores de encendido por chispa y carburador

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depende en gran medida de la concentración del monóxido de carbono y de los óxidos de nitrógeno.

I.5. ESPECIFICACIONES TÉCNICAS Y DETALLES DEL MOTOR:Especificaciones dadas por la casa motriz:

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II. MARCO TEORICO

II.1. CÁLCULO TÉRMICO Y BALANCE ENERGÉTICO DEL MOTOR

Realizar el cálculo de un motor de carburador de cuatro tiempos, de aplicación automotriz, cuyas especificaciones técnicas son las siguientes:- Potencia Efectiva: Ne = 78.3kW a 6000 RPM- Motor de cuatro cilindros: i = 4;- Disposición de los cilindros: en línea;- Sistema de Refrigeración: líquida, de tipo cerrada;- Relación de compresión: = 9.5.

A. CÁLCULO TÉRMICO:

En la realización del cálculo térmico para varios regímenes de velocidad comúnmente se eligen de 3 a 4 regímenes básicos. Para los motores de carburador estos regímenes son los siguientes:

1. El régimen de frecuencia mínima de rotación nmin= 600:1000 RPM, que asegura el trabajo estable del motor.

2. El régimen de máximo torque, para el cual nM= (0.4 : 0.6)nN.3. El régimen (nominal) de máxima potencia a nN.4. El régimen de máxima velocidad de marcha del automotor, cuando nmax

= (1.05 : 1.20)nN.

Con la consideración de las recomendaciones aducidas y los datos de entrada del trabajo (nN=6000 RPM), el cálculo térmico, secuencialmente se realiza para n = 1000, 4000, 6000 y 6500 RPM.

A.1. Combustible:

Se puede emplear la gasolina de 95 octanos. En correspondencia con la relación de compresión dada en el trabajo =9.5.

La composición gravimétrica elemental y la masa molecular del combustible de este combustible:

C = 0.855; H = 0.145; Mc = 115 Kg/Kmol.

El poder calorífico inferior del combustible:

Hu = [33.91C + 125.6H – 10.89(O-S) – 2.51(9H-W)]x103 = 43930 KJ/Kg.

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Donde W es la cantidad de vapores de agua contenida en los productos de la combustión por unidad másica de combustible.

A.2. Parámetros del Fluido Operante:

Cantidad de aire teóricamente necesaria para la combustión de 1Kg de combustible:

Lo = (C/12+H/4-O/32)/0.208 = 0.516 Kmol aire/Kg comb.

Lo = (8C/3+8H-O)/0.23 = 14.957 Kg aire/Kg comb.

El coeficiente de exceso de aire se establece en base a los siguientes criterios:

- En los modernos motores se instalan carburadores de varias cámaras que permiten obtener composiciones óptimas de mezcla en función de las características de velocidad del motor.

- La posibilidad de empleo (para el motor calentado) de n carburador de dos cámaras con sistema de enriquecimiento y sistema de marcha en vacío permite obtener, dada una regulación correspondiente, una composición de mezcla operante tanto para máxima potencia como para máxima economía.

- La tendencia a obtener un motor lo suficientemente económico y con una mínima toxicidad de los productos de la combustión, lo cual se logra con α=0.95-0.98, permite asumir α=0.96 en los regímenes básicos y en el régimen de mínima frecuencia rotacional α=0.86.

- La cantidad de mezcla carburante queda definida del siguiente modo:

M 1=α Lo+1mc

; En Kmoles

Para n=1000 rpm, se tiene:

M1=0.86x0.516+1/115= 0.4525 Kmol mezcla carburante/Kg combustible

Para n=4000, 6000 y 6500 rpm:

M1=0.96x0.516+1/115= 0.5041 Kmol mezcla carburante./Kg combustible

- La cantidad de los diversos componentes de los productos de la combustión para k=0.5 y para los regímenes de velocidad asumidos:

Para n=1000 rpm:

MCO2= C12

−2 1−α1+K

x0.208 Lo=0.0512KmolCO2

Kgcomb .

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MCO=21−α1+K

x 0.208 Lo=0.02KmolCOKgcomb .

MH 2O=H2

−2K 1−α1−K

x 0.208Lo=0.0625Kmol H 2O

Kgcomb .

MH 2=2K 1−α

1+Kx0.208 Lo=0.01

Kmol H2

Kgcomb .

MN 2=0.792α Lo=0.3515

KmolN 2

Kgcomb .

Para n=4000, 6000 y 6500 rpm:

MCO2= C12

−2 1−α1+K

x0.208 Lo=0.0655KmolCO2

Kgcomb.

MCO=21−α1+K

x 0.208 Lo=0.0057KmolCOKgcomb .

MH 2O=H2

−2K 1−α1−K

x 0.208Lo=0.0696Kmol H 2O

Kgcomb .

MH 2=2K 1−α

1+Kx0.208 Lo=0.0029

Kmol H 2

Kgcomb .

MN 2=0.792α Lo=0.3923

KmolN 2

Kgcomb .

La cantidad Total de Productos de la Combustión:

M 2=MCO2+MCO+M H 2O

+MH 2+MN2

Para n=1000 rpm:

M2 = 0.0512+0.02+0.0625+0.02+0.3515 = 0.4952Kmol∏ . comb .Kg combustible

Para n=4000, 6000 y 6500 rpm:

M2 = 0.0655+0.0057+0.0696+0.0029+0.3923 = 0.536 Kmol∏ . comb .Kgcombustible

A.3. Parámetros del Medio Ambiente y los Gases de Escape:

La presión y la temperatura del medio ambiente al trabajar el motor sin sobrealimentación, como en el presente caso:

Pk=Po=0.1Mpa; Tk=To=293K

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La temperatura de los gases de escape, cuando el valor de la relación de compresión se mantiene constante =9.5 prácticamente crece linealmente al aumentar el régimen de velocidad y siendo α=cte; pero disminuye con el enriquecimiento de la mezcla.

Considerando que a n=1000 rpm; α=0.86 y en los restantes regímenes α=0.96, entonces se asume:

n 1000 4000 6000 6500 rpmTr 900 1025 1070 1080 °K

La presión de los gases residuales Pr debido a la expansión de las fases de distribución de los gases y a la reducción de las resistencias en el tipo de configuración constructiva de la vía de escape del motor analizando se puede obtener en el régimen nominal de velocidad.

PrN = 1.18Po = 1.18*0.1MPa = 0.118 MPa

Entonces:

Ap = (PrN-Po*1.035)x108/(nN2xPo) = 0.4028

Pr = Po(1.035+Apx10-8n2) = (0.1035+0.4028x10-9n2. ) MPa

De aquí se obtiene:

n 1000 4000 6000 6500 RpmPr 0.1039 0.1099 0.1180 0.1205 MPa

A.4. Proceso de Admisión:

A.4.1. La Temperatura de Calentamiento de la Carga Fresca:

Con el objeto de obtener un buen llenado del motor en el régimen nominal de velocidad, se asume ΔTN=8°C. Entonces:

AT=ΔTN/(110-0.0125nN)=0.229

ΔT=AT(110-0.0125n)=25.19-0.0029n

De donde obtenemos:

n 1000 4000 6000 6500 RpmΔT 22.29 13.59 7.79 6.34 °C

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A.4.2. La Densidad de la Carga en la Admisión:

ρo=Pox106/(Ra.To)=0.1*10^6/(287*293) ¿1.189Kg/m3

Donde:

Ra = 287 J/Kg.grado, es la constante gásica específica para el aire.

A.4.3. Las Pérdidas de Presión en la Admisión y la Presión al final de la Admisión:

De acuerdo con el régimen de velocidad del motor (n=6000rpm) y considerando la calidad de la superficie interior del sistema de admisión se puede asumir lo siguiente:

β2+ξadm=2.8 y ωadm=95m/s

Entonces:

An = ωadm/nN=0.01583;

ΔPa = (β2+ξadm)An2.n2.ρk.10-6/2;

De aquí se obtiene:

n 1000 4000 6000 6500 RpmΔPa 0.0004 0.0067 0.0150 0.0176 MPa

La presión al final de la Admisión:

Pa = PO - ΔPa

n 1000 4000 6000 6500 RpmPa 0.0996 0.0933 0.0850 0.0824 MPa

A.4.4. Coeficiente de los Gases Residuales:

Para la determinación del coeficiente de los gases residuales γr para el motor de aspiración natural se asume un coeficiente de limpieza ϕ1=1.0 y el coeficiente de recarga en el régimen nominal de velocidad ϕrec=1.10, lo cual completamente es posible obtener mediante una acertada elección del ángulo de retraso del cierre de la válvula de admisión en los límites de 30°- 60°. Según esto, en el régimen de velocidad mínima (n=1000rpm) es posible el retorno de los gases en los límites de un 5%, es decir, ϕrec=0.95.

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En el resto de regímenes los valores de ϕrec, se pueden obtener asumiendo una dependencia lineal de ϕrec, en función del régimen de velocidad. Entonces:

γ r=

T o+ΔT

T r

∗φ1 .Pr

. φ rec .Pa−φ1 .P r

n 1000 4000 6000 6500 Rpmϕrec 0.95 1.05 1.11 1.3875γr 0.0458 0.0401 0.0426 0.0346

A.4.5. Temperatura al Final de la Admisión:

Ta=(¿+∆T +γ rTr)/ (1+γ r)

n 1000 4000 6000 6500 RpmTa 340 334.29 332.22 325.45 °K

A.4.6. La Eficiencia Volumétrica:

ηv=

¿¿+∆T

∗1

ε−1∗1

Po∗(φrec . ε . Pa−φ1Pr)

n 1000 4000 6000 6500 rpmηv 0.869 0.923 0.892 0.811

A.5. PROCESO DE COMPRESION

A.5.1. Determinación del Índice Adiabático K1 de Compresión:

El índice K1 para una relación de compresión = 9.5 y para los valores encontrados de la temperatura al final de la admisión Ta se determina con ayuda de nomograma de la fig. 2 y el índice politrópico medio de compresión n1 se asume algo menor que K1. Al elegir n1 se considera que con la disminución de la frecuencia rotacional del motor la

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transferencia de calor de los gases a las paredes del cilindro aumenta y n1 disminuye más significativamente en comparación con K1:

n 1000 4000 6000 6500K1 1.3758 1.3768 1.377 1.378Ta 340 334.29 332.22 325.45n1 1.374 1.375 1.376 1.377

A.5.2. La Presión al Final de la Compresión:

Pc=Pa . εn1

n(r.p.m.) PC(MPa ¿1000 2.1964000 2.0626000 1.8836500 1.829

A.5.3. La Temperatura al Final de la Compresión:

T c=T a . εn1−1

n(r.p.m.) T C(K )1000 789.134000 777.626000 774.556500 760.48

A.5.4. El Calor Específico Molar Medio al Final de la Compresión:

a) De la Mezcla Fresca (aire) :

[mc v ]totc=20,6+2,638.10−3 tc

Donde:

t c=T c−273 ; ºC

n 1000 4000 6000 6500tc 516.13 504.62 501.55 487.48

[mc v ]totc=20.6+2.638∗10−3∗(516.13 )=21.962 KJ/Kmol.grado

[mc v ]totc=20.6+2.638∗10−3∗(504.62 )=21.931 KJ/Kmol.grado

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[mc v ]totc=20.6+2.638∗10−3∗(501.55 )=21.923 KJ/Kmol.grado

[mc v ]totc=20.6+2.638∗10−3∗(487.48 )=21.886 KJ/Kmol.grado

b) De los Gases Residuales :

[mc vII ]to

tc Se determina por el método de extrapolación de acuerdo a la

Tabla Nº1.

Para n = 1000 , = 0.86 y t c = 516.13

[mc vII ]to500

= 23.707+(23.867-23.707)*0,01/0.05 = 23.739KJ/Kmol.grado

[mc vII ]to600

= 24.113+(24.284-24.113)*0,01/0.05 = 24.147KJ/Kmol.grado

[mc vII ]to516.13

= 23.805 KJ/Kmol.grado

Para n = 4000 , = 0.96 y t c = 504.62

[mc vII ]to500

= 24.014+(24.150-24.014)*0,01/0.05 = 24.0412KJ/Kmol.

[mc vII ]to600

= 24.440+(24.586-24.440)*0,01/0.05 = 24.469KJ/Kmol.

[mc vII ]to504.62

= 24.061 KJ/Kmol.

Para n = 6000 , = 0.96 y t c = 501.55

[mc vII ]to500

= 24.014+(24.150-24.014)*0,01/0.05 = 24.0412KJ/Kmol

[mc vII ]to600

= 24.440+(24.586-24.440)*0,01/0.05 = 24.469KJ/Kmol

[mc vII ]to501.55

= 24.048 KJ/Kmol

Para n = 6500 , = 0.96 y t c = 487.48

[mc vII ]to400

= 23.586+(23.712-23.586)*0,01/0.05 = 23.611KJ/Kmol

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[mc vII ]to500

= 24.014+(24.150-24.014)*0,01/0.05 = 24.041KJ/Kmol

[mc vII ]to487.48

= 23.987 KJ/Kmol

c) De la Mezcla Operante :

[mc vI ]t o

t c= 11+γr

[ [mcv ]t ot c+γ r [mc v

II ]t ot c ]

Los valores obtenidos se muestran en la siguiente tabla:

n [mc vI ]t o

t c

1000 22.0434000 22.0136000 22.0106500 21.956

A.6. PROCESOS DE COMBUSTION

A.6.1. El Coeficiente de Variación Molecular del Combustible µ0 y de la Mezcla Operante:

μο=M 2

M 1 y μ=

μο+γr(1+γr )

n µo µ1000 1.0944 1.09034000 1.0633 1.06096000 1.0633 1.06076500 1.0633 1.0612

A.6.2. La Cantidad de Calor Perdido como Consecuencia de la Combustión Incompleta del Combustible:

ΔHu=119950 (1−α )L0

n α ΔHu1000 0.86 8665.188

4000-6000-6500 0.96 2475.768

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A.6.3. El Poder Calorífico de la Mezcla Operante:

Hm. o=(Hu−∆Hu)

[M 1 (1+γr ) ]

n Hm.o.

1000 74520.34000 79063.76000 78874.16500 79484.0

A.6.4. El Calor Específico Molar Medio de los Productos de la Combustión:

[mc vII ]t1

t2=( 1M 2

){MCO2[mc v .CO2

II ]t ot z+MCO [mv v. CO

II ]totz+MH 2O [mcV .H 2O

II ]tot z+M H 2

[mcV .H 2

II ]t ot z+MN2

[mcV .N2

II ]t ot z }

n [mc vII ]t1

t2

1000 24.183 + 0.002015t z4000-6000-6500 24.543 + 0.002136t z

La magnitud del coeficiente de utilización del calor z a n =, como resultado de una significativa combustión residual del combustible en el proceso de expansión se reduce y a n =1000 rpm, z intensamente disminuye debido al aumento de las pérdidas de calor a través de las paredes del cilindro y a través de las partes no herméticas formadas entre el pistón y el cilindro. Por esto, al variar el régimen de velocidad z

se toma con cierto nivel de precisión en los límites que tiene lugar en los motores de encendido forzado:

n 1000 4000 6000 6500z 0.820 0.935 0.890 0.849

A.6.5. La Temperatura al Final de la Combustión Visible:

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ξ z . Hm. o+ [mc vI ]to

tc. tc=μ [mc v

I ]totc. t z

n t z(° C) T z(° K )1000 2306 25794000 2653 29296000 2553 28266500 2472 2745

A.6.6. La Presión Máxima Teórica de Combustible:

P z=Pc . μ .T z

T c

n 1000 4000 6000 6500Pz 7.82 8.24 7.29 7.01

A.6.7. La Presión Real Máxima de Combustión:

P z .r=0.85 Pz

n 1000 4000 6000 6500Pz.r 6.647 7.004 6.197 5.959

A.6.8. La Relación de Aumento de Presión:

λ=P z

Pc

n 1000 4000 6000 6500 3.56 3.99 3.87 3.83

A.7. PROCESO DE EXPANSION Y DE ESCAPE:

A.7.1. El Índice Adiabático Medio de Expansión:

El índice adiabático medio de expansión K2 se determina con ayuda del monograma de la Fig. 3, conocida la relación de compresión = para los respectivos valores de y TZ, y el índice politrópico medio n2 se pondera de acuerdo a la magnitud del índice adiabático medio:

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n 1000 4000 6000 6500 0.86 0.96 0.96 0.96

TZ 2579 2929 2826 2745

K2 1.261 1.2514 1.2531 1.2535n2 1.260 1.251 1.253 1.253

A.7.2. La Presión y la Temperatura al Final del Proceso de Expansión:

Pb=P z

εn2

T b=T z

εn2−1

n Pb Tb

1000 0.458 1436.294000 0.493 1664.606000 0.434 1598.856500 0.417 1553.02

A.7.3. Comprobación de la Temperatura de los Gases Residuales Asumida Anteriormente:

T r=Tb

3√ Pb

P r

n Tr 1000 875.98 -2.674000 1009.32 -1.536000 1035.79 -3.206500 1026.74 -4.93

Donde, - es el porcentaje de error en los cálculos.

En todos los regímenes de velocidad, la temperatura de los gases residuales asumida inicialmente fue acertada ya que el error no excede el 4.93%.

A.8. PARAMETROS INDICADOS DEL CICLO OPERATIVO DEL MOTOR:

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A.8.1. La Presión Media Indicada Teórica:

PiI=

PC

ε−1 [ λn2−1 (1− 1

εn2−1 )− 1n1−1 (1− 1

εn1−1 )]

n 1000 4000 6000 6500Pi

I 1.174 1.296 1.135 1.088

A.8.2. La Presión Media Indicada:

Pi=φd . PiI=0.96 Pi

I

Donde:

d = 0.96; es el coeficiente de plenitud del diagrama o factor diagramático:

n 1000 4000 6000 6500Pi 1.127 1.244 1.090 1.044

A.8.3. El Rendimiento Indicado y el Consumo Específico Indicado de Combustible:

ηi=Pi . lo . α

(Hu . ρo .ηv )

gi=3600

(Hu .η i )

n i gi

1000 0.319 2574000 0.371 2216000 0.336 2446500 0.259 316

A.9. PARAMETROS EFECTIVOS DEL MOTOR:

20

A.9.1. La Presión Media de las Perdidas Mecánicas para el Motor de Carburador y con Encendido Forzado con un Numero de Cilindros hasta seis y con una Relación (S/D)< 1:

Pm=0.034+0.0113 vm. p

Dónde: vm.p= velocidad media del pistón en m/s

Previamente, si asumimos la carrera del pistón S=88 mm obtenemos:

vm. p=S .n

(3∗104 )= 88n

(3∗104 )=0.0029n ,m /s

Entonces:

Pm=0.034+0.0113∗0.0029n ,M Pa

n 1000 4000 6000 6500Vm.p 2.9 11.6 17.4 18.85Pm 0.067 0.165 0.231 0.247

A.9.2. La Presión Media Efectiva y el Rendimiento Mecánico:

Pe=Pi−Pm ; ηm=Pe

Pi

n 1000 4000 6000 6500Pi 1.127 1.244 1.090 1.044Pe 1.06 1.079 0.859 0.797m 0.941 0.867 0.788 0.763

A.9.3. El Rendimiento Efectivo y el Consumo Específico Efectivo de Combustible:

ηe=ηi . ηm y ge=3600Hu.ηe

n 1000 4000 6000 6500i 0.319 0.371 0.336 0.259e 0.295 0.322 0.265 0.251ge 278 254 309 326

A.9.4. Principales Parámetros de Diseño del Cilindro y del Motor:

La cilindrada del motor:

21

V i=30 τNe

(Pe . n )= 30∗4∗78.3

(0.859∗6000 )=1.823 litros

El desplazamiento volumétrico efectivo de un cilindro:

V h=V i

i=1.823

4=0.456 litros

El diámetro del cilindro:

Teniendo en cuenta que la carrera del pistón fue asumido inicialmente S= 88 mm, entonces:

D=2∗103√ V h

(π .S )=81.247mm

Finalmente asumimos:

D = 76mm ; S =88mm

Los principales parámetros y índices del motor se determinan tomando en cuenta los valores de D y S asumidos finalmente, es decir:

V i=π .D2 . S . i

(4.106 )=3.14∗76

2∗88∗4(4.106 )

=1.596 litros

El área del pistón:

F p=π D2

4=3.14∗76

2

4=45.34 cm2

A.9.5. La Potencia Efectiva, el Torque Efectivo y el Consumo Horario de Combustible:

N e=Pe .V i .n

30 τ ; M e=

(3.104 ) .N e

(π .n ) ; Ge=N e . ge .10

−3

N 1000 4000 6000 6500Pe 1.06 1.079 0.859 0.797Ne 14.098 57.401 78.548 68.901Me 134.694 137.104 109.153 101.275Ge 3.919 14.580 21.181 22.461

A.9.6. La Potencia por Unidad de Cilindrada del Motor:

22

N i=N e

V i

=78.5481.596

=49.22Kw / litro

A.10. CONSTRUCCION DEL DIAGRAMA INDICADO:

A.10.1. El Diagrama Indicado se construye para el Régimen Nominal de Operación, es decir, para N e = 78.548 Kw y n = 6000 r.p.m.

Las escalas del diagrama:

La escala de carrera del pistón: M s = 1mm por mm.

La escala de las presiones: MP = 0.05 MPa por mm.

Las magnitudes referidas ( Ver fig. 4), correspondientes al desplazamiento volumétrico efectivo y al volumen de la cámara de combustión:

AB = SM S

= 881,0

=88mm

OA = AB

(ε−1) = 88

(9,5−1)=10.35mm

La máxima altura del diagrama (punto z):

OD = PZ

MP = 7.290,05

=145.8mm

Las coordenadas de los puntos característicos:

Para el punto a : Pa

M p = 0,08500,05

=1.7mm

Para el punto b : Pb

M p = 0,4340,05

=8.68mm

Para el punto c : Pc

M p = 1,8830,05

=37.66mm

Para el punto r : Pr

M p = 0,11800,05

=2.4mm

Para la línea de presión atmosférica : P0M p

= 0,10,05

=2mm

23

A.10.2. Construcción de las Curvas Politrópicas de Compresión y Expansión por el Método Analítico:

a. La Curva Politrópica de Compresión:

PX = Pa( VaVx )n1

; dedonde

PX

M p

=( Pa

M p)(OBOX )

n1

=1,7( 98.35OX )1.376

mm

Donde:

OB = OA + AB = 10.35 + 88 = 98.35 mm

b. La Curva Politrópica de Expansión:

PX=Pb( V b

V X)n2

;de donde

PX

M p

=( Pb

M p)(OBOX )

n2

=8,68( 98.35OX )1.253

mm

Los resultados del cálculo de los puntos de las curvas Politrópica se muestran en la TABLA N° 2.

TABLA N° 02

N° DE PUNTO

S

OX m.m.

OB/OX

CURVA POLITRÓPICA DE COMPRESIÓN

CURVA POLITRÓPICA DE EXPANSIÓN

(OBOX )

1,376 ( PX

M p),

mm

 PX, MPa

(OBOX )

1,253 ( PX

M p),

mm

PX, MPa

1 10.35 9.50  22.15  37.67 1.88 16.79  145.8  7.29

(punto c) (punto z)

2  11.0  8.94  20.37  34.64  1.73 15.56  135.08 6.75

24

3  12.6  7.81  16.92  28.73  1.44 13.14  113.95  5.70

4  17.7  5.56  10.60  18.00  0.9 8.58 74.43  3.72

5  22.1  4.45  7.80  13.26  0.66 6.49  56.36  2.82

6  29.5  3.33  5.23  8.91  0.45 4.51  39.24  1.96

7  44.2  2.23  3.01  5.11  0.26 2.73  23.65  1.18

8 58.9 1.67 2.03 3.44 0.17 1.90 16.50 0.83

9 98.35 1.00 1.00 1.7 0.099 1.00 8.68 0.43

(punto a)  (punto b)

DIAGRAMA INDICADO DEL MOTOR CONSTRUIDO CON MÉTODO ANALÍTICO

25

0

1

2

3

4

5

6

7

8

0 20 40 60 80 100 120

P,

V,

bb

b''

FIGURA 04

A.10.3. La Presión Media Indicada Teórica:

Pi¿=

F¿ M P

AB = 1950.08∗0.05

88 = 1,108 MPa

26

Donde:

F ¿ = 1950.08 mm2, es la superficie del diagrama aczba en la fig.4.

La magnitud Pi¿ = 1,108 MPa, obtenida por medición planimétrica

del diagrama indicado, es muy cercana a la magnitud Pi¿ = 1,112

MPa obtenida en el cálculo térmico.El redondeamiento del diagrama indicado se realiza en base a los siguientes criterios y cálculos:Dado que el motor en estudio es lo suficientemente rápido (n=6000 r.p.m), entonces las fases de distribución de los gases es necesario establecerlos considerando la obtención de una buena limpieza de los gases de escape del cilindro y del aseguramiento de una recarga en el marco de los límites asumidos en el cálculo. En relación con esto, el inicio de la apertura de la válvula de admisión (punto r¿) se estable con un avance de 18° antes de que el pistón llegue al punto muerto superior, y el cierre (punto a¿∨¿¿) con un retardo de 60° después que el pistón pasa por el punto muerto inferior; el inicio de la apertura de la válvula de escape (punto b¿) se asume con avance de 55° antes de que el pistón llegue al punto muerto inferior, y el cierre (punto a¿) con el retardo de 25° después que el pistón pasa por el punto muerto superior. Considerando la rapidez del motor, el ángulo de avance de encendido θ se asume igual a 35° es decir, θ=35°, y la duración de la primera fase de la combustión o fase de formación del frente de la llama ∆ φ1 = 5°.

En correspondencia con las fases de distribución de los gases asumidos y con el ángulo de avance del encendido se determina la posición de los puntos r¿,a¿, a¿∨¿¿,c¿, f y b¿ de acuerdo a la expresión definida para el desplazamiento del pistón:

AX = AB2 [ (1−COSφ )+ λ

4(1−cos2φ )];

SX = S2 [(1−COSφ )+ λ

4(1−cos 2φ )];

SX = R[ (1−COSφ )+ λ4

(1−cos2φ )];

27

R = S2

; λ = RL

;

L: Longitud de la biela

R: radio de la manivela

λ = 0,285

Los cálculos de las ordenadas de los puntos r¿,a¿, a¿∨¿¿,c¿, f y b¿ se muestran en la tabla N°03.

Donde:

A.P.M.S. : antes del punto muerto superior; A.P.M.I. : antes del punto muerto inferior; D.P.M.S. : después del punto muerto superior; D.P.M.I.: después del punto muerto inferior.

La posición del punto c¿∨¿ ¿ se determina a partir de la siguiente expresión:

PC¿∨¿ ¿ = (1,15 ÷1,25)PC = 1,25 * 1,883 = 2,354 MPa

PC¿∨¿

M p

¿ = 2,3540,05

= 47,08 mm

La presión real de la combustión:

PZ∗r=0.85 PZ=0.85∗7.29=6.20MPa

PZ∗r

M p

=6.200.05

=124mm

El crecimiento de la presión desde el punto c¿∨¿ ¿ hasta Z r constituye:

6.20 – 2,354 = 3,846 MPa ; ó

3,846 / 12 = 0.32 MPa / G. G. C.

Donde:

G. G. C.: grado de giro del cigüeñal;

12°: es la posición del punto Z r (para la simplificación de los cálculos

posteriores se puede asumir que la presión máxima real PZr se alcanza 10°despues del punto muerto superior, cuando el cigüeñal gira a 370°).

Uniendo con curvas continuas, los puntos r con a¿,c¿ con c¿∨¿ ¿ y con Z r con la curva de expansión, b¿ con b¿∨¿¿ (el punto b¿∨¿¿ se ubica

28

comúnmente entre los puntos b y a) y con la línea de escape b¿∨¿r ¿¿ r,

se obtiene el diagrama indicado real redondeada r a¿ a c¿ f c¿∨¿ Z r b¿b¿∨¿¿ ¿ r.

TABLA N° 03

PUNTOS DEL

DIAGRAMA INDICADO

POSICION DE LOS PUNTOS

 φ° (1−cosφ )+ λ4

(1−cos2φ )

DISTANCIA DE LOS

PUNTOS, DESDE EL P.M.S. (Ax),

m.m

r¿ 18° A.P.M.S.

 18 0.0655 2.6

 a¿  25° D.P.M.S.

 25  0.1223  4.8

 a¿∨¿¿  60° D.P.M.I.

 120  1.6069  62.5

c¿  35° A.P.M.S.

 35  0.2313  9.0

f 30°

A.P.M.S. 30  0.1697  6.6

b¿∨¿¿  55° A.P.M.I.

 125  1.6667  65.0

A.11. BALANCE TERMOENERGÉTICO DEL MOTOR:

A.11.1. La cantidad total de calor introducida al motor con el combustible:

Q0 = Hu∗GC

3,6 = 43930GC

3,6 = 12203GC

n 1000 4000 6000 6500 r.p.m

GC 3.919 14.580 21.181 22.461Kg/h

Q0 47823.56 177919.74 258471.74 274091.58 J/s

A.11.2. El Calor Equivalente al Trabajo Efectivo por Segundo:

Qe = 1000N e

n 1000 4000 6000 6500 r.p.m.Qe 14098 57401 78548 68901 J/s

29

A.11.3. El Calor Transferido al Medio Refrigerante:

Qref=C∗i∗D1+2m∗nm∗(Hu−ΔHu )

(α Hu)

Donde:

C = 0,45 ÷ 0,53 coeficiente de proporcionalidad para los motores de cuatro tiempos. En el cálculo se ha asumido c = 0,5.

i: es el número de cilindros del motor.

D: diámetro del cilindro, en cm.

n: frecuencia rotacional del cigüeñal, en r.p.m.

m= 0,6 ÷ 0,7 índice exponencial para los motores de cuatro tiempos.

En el cálculo se ha asumido n = 1000 r.p.m.; m = 0,6 y en todos los demás regímenes de velocidad m = 0,65

Para n = 1000 r.p.m.:

Qref=0,5∗4∗7,6 (1+2∗0,6)∗10000,60∗(43930−8665.188 )

(0,86∗43930 )=10207J /s

Para n = 4000 r.p.m.:

Qref=0,5∗4∗7,6 (1+2∗0,65)∗40000,65∗(43930−2475.76 )

(0,96∗43930 )=45791 J / s

Para n = 6000 r.p.m.:

Qref=0,5∗4∗7,6 (1+2∗0,65)∗60000,65∗(43930−2475.76 )

(0,96∗43930 )=59599 J /s

Para n = 6500 r.p.m.:

Qref=0,5∗4∗7,6 (1+2∗0,65)∗65000,65∗(43930−2475.76 )

(0,96∗43930 )=62781J /s

A.11.4. El Calor Llevado por los Gases de Escape:

Qg .e=( Gc

3,6 )¿

30

Donde:

¿¿ = 24,1472 KJ

Kmol. grado, constituye el calor específico de los gases

residuales (determinados de acuerdo a la tabla N°4 por el método de interpolación para: α=0,86 y t g . e=T g .e−273=875.98−273=602.98 °C)

¿¿ = 20,775 KJ

Kmol. grado, es el calor especifico de la carga fresca

(determinado de acuerdo a la TABLA N° 5 para el aire, por el método de interpolación siendo:

t o=T o−273=293−273=20 ° C

Para n = 1000 r.p.m.

Q g .e=( 3,6073,6 ) {0,4952∗[24,1472+8,315 ]∗612−0,4525 [20,775+8,315 ]∗20 }=9624 Js

Para n = 4000 r.p.m.

Q g .e=( 10,8643,6 ) {0,536∗[25,065+8,315 ]∗735−0,5041 [20,775+8,315 ]∗20 }=38430 Js

Donde:

¿¿ = 25,065KJ

Kmol. grado, es el calor específico de los gases residuales

(determinadacon ayuda de la tabla N°4 por el método de interpolación para: α=0,96 y t g . e=T g .e−273=1009.32−273=736.32° C .

Para n = 6000 r.p.m.

Q g .e=( 18,1863,6 ) {0,356∗[25,274+8,315 ]∗797−0,5041 [20,775+8,315 ]∗20 }=71060 Js

Donde:

¿¿ = 25,274KJ

Kmol. grado, es el calor específico de los gases residuales

(determinada con ayuda de la tabla N°4 por el método de interpolación para:α=0,96 y t g . e=T g .e−273=1035.79−273=762.79° C.

Para n = 6500 r.p.m.

31

Q g .e=( 19,1253,6 ) {0,536∗[25,293+8,315 ]∗799−0,5041 [20,775+8,315 ]∗20 }=74936 Js

Donde:

¿¿ = 25,293KJ

Kmol. grado, es el calor específico de los gases residuales

(determinada con ayuda de la tabla N°4 por el método de interpolación para: α=0,96 y t g . e=T g .e−273=1026.74−273=753.74 ° C.

A.11.5. El Calor Perdido Debido a la Combustión Incompleta de Combustible:

QC .i=ΔHu∗Gc /3,6

Para n = 1000 r.p.m.:

QC .i=8665.188∗3.919

3,6=9433.02 J / s

Para n = 4000 r.p.m.:

QC .i=2475.768∗14.580

3,6=10026.86 J / s

Para n = 6000 r.p.m.:

QC .i=2475.768∗21.181

3,6=14566.46J / s

Para n = 6500 r.p.m.:

QC .i=2475.768∗22.461

3,6=15446.73J /s

A.11.6. Pérdidas de Calor no Consideradas en los Casos Anteriores o Pérdidas de Calor Residual:

Qres=Qo−(Qe+Qref +Qg .e+Q c. i)

Para n = 1000 r.p.m.:

Qres=47823.56−(14098+10207+9624+9433.02)=4461.54J/s

Para n = 4000 r.p.m.:

32

Qres=177919.74−(57401+45791+38430+10026.86)=26270.88J/s

Para n = 6000 r.p.m.:

Qres=258471.74−(78548+59599+71060+14566.46)=34698.28J/s

Para n = 6500 r.p.m.:

Qres=274091.58−(68901+62781+74936+15446.73)=52026.85J/s

Todos los compuestos del balance termoenergético se muestran en la Fig. N°05.

Dependencia de los componentes del Balance Termoenergético del Motor en Función de la Frecuencia Rotacional del Cigüeñal del Motor

FIGURA 05

33

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000

20

40

60

80

100

120

DEPENDENCIA DE LOS COMPONENTES DEL BALANCE TERMOENERGÉTICO DEL MOTOR EN FUNCIÓN DE LA

FRECUENCIA ROTACIONAL DEL CIGÜEÑAL DEL MOTOR

III. MATERIAL Y MÉTODO

MATERIALES:

Libros especializados, PC (software: Excel, Word, etc.)

MÉTODO:

El Método empleado en el Proyecto de Investigación fue el Analítico, debido a que es el que se hizo en el desarrollo del curso y es uno de los mejores Métodos para analizar el comportamiento Termoenergético de un motor de combustión interna, en nuestro caso un motor gasolinero.

IV. CALCULOS, RESULTADOS Y DISCUSIÓN

34

Se determinó que el motor presenta una eficiencia volumétrica es decir una calidad de llenado con carga fresca a los cilindros del motor, que es máxima a 4000 RPM (ηv=0.923), esto se debe a que en este régimen el movimiento de apertura de las válvulas de admisión es el óptimo para este tipo de motor gasolinero, lo que quiere decir adicionalmente que en este régimen el motor aprovecha al máximo la energía calorífica en la cámara de combustión para convertirla en trabajo mecánico toda vez que también en este régimen (4000 RPM) el motor también alcanza su máximo rendimiento indicado (ηi=0.371) y su máximo torque (M e=137.104).

El menor rendimiento volumétrico o calidad de llenado con carga fresca (ηv) al motor disminuye considerablemente en los regímenes de baja y alta velocidad: ηv=0.869 a 1000 RPM y ηv=0.811a 6500 RPM respectivamente.

El calor desprendido en la cámara de combustión del motor adquiere un valor máximo a Qe=78548 J / S a 6000 RPM, esto se debe a que en este régimen el motor está operando con una composición de la mezcla cercanas a la estequiométrica, (α=0.96¿ y a medida que las mezclas se van enriqueciendo más, el calor disponible Qe apara ser transformado en trabajo efectivo va disminuyendo gradualmente. Sin embargo se puede observar que esta disminución es más expresiva a bajas velocidades que a altas velocidades, ya que a bajas velocidades el motor trabaja con mezclas mejor enriquecidas que a gran velocidad.

V. ANEXOS:

V.I. GRÁFICOS DE PARÁMETROS

35

PARÁMETROS EFECTIVOS DEL MOTOR:

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 80000

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

POTENCIA EFECTIVA

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000

50

100

150

200

250

300

350

CONSUMO ESPECÍFICO DE COMBUSTIBLE

36

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 80000

20406080

100120140160180200

TORQUE EFECTIVO

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000.8

0.82

0.84

0.86

0.88

0.9

0.92

0.94

0.96

0.98

COMPOSICIÓN DE LA MEZCLA

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000.84

0.85

0.86

0.87

0.88

0.89

0.9

0.91

0.92

0.93

EFICIENCIA VOLUMÉTRICA

37

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000

5

10

15

20

25

CONSUMO HORARIO DE COMBUSTIBLE

PARÁMETROS INDICADOS DEL MOTOR:

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000.9

0.95

1

1.05

1.1

1.15

1.2

1.25

1.3

PRESIÓN MEDIA INDICADA

38

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000

50

100

150

200

250

300

350

CONSUMO ESPECÍFICO INDICADO

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35

0.4

RENDIMIENTO INDICADO

39

PARAMETROS DE BALANCE ENERGÉTICO DEL MOTOR:

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000

50000

100000

150000

200000

250000

300000

CANTIDAD TOTAL DE CALOR (Qo)

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000

10000

20000

30000

40000

50000

60000

70000

80000

90000

CALOR EQUIVALENTE(Qe)

40

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000

10000

20000

30000

40000

50000

60000

70000

CALOR TRANSFERIDO AL MEDIO REFRIGERANTE(Qref)

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000

10000

20000

30000

40000

50000

60000

70000

80000

CALOR LLEVADO POR LOS GASES DE ESCAPE(Qg.e)

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000

2000400060008000

1000012000140001600018000

CALOR CEDIDO DEBIDO A COMB. INCOMPLETA(Qc.i)

41

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000

10000

20000

30000

40000

50000

60000

PERDIDAS DE CALOR RESIDUAL(Qres)

MATERIAL FOTOGRÁFICO:

Motor gasolinero NISSAN SENTRA GA16DNE

Motor gasolinero NISSAN SENTRA GA16DNE

42

TABLAS

43