2do_laboratorio
TRANSCRIPT
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
INDICE PAG
INTRODUCCION……………………………………………………………. 2
OBJETIVOS………………………………………………………………….... 3
1. CAPITULO I: FUNDAMENTO TEORICO
1.1. Proceso de admisión………………………………………….… 3
1.2. Coeficiente de exceso de aire ……………………………… 9
1.3. Coeficiente de llenado ……………………………………… 11
2. CAPITULO II: METODOLOGIA
2.1. Procedimiento. ………………….............................................. 14
3. CAPITULO III: DATOS , CALCULOS Y RESULTADOS
3.1. Datos obtenidos ………............................................................ 15
3.2. Cálculos. y resultados. ………………….................................. 16
4. CAPITULO IV: REPRESENTACION GRAFICA Y ANALISIS DE RESULTADOS
4.1. Representación grafica. ………………….................................. 20
4.2. Análisis de las graficas ………………………………………... 22
5. CAPITULO V: OBSERVACIONES Y CONCLUSIONES
5.1. Observaciones…………………............................................... 23
5.2. Conclusiones…………………................................................. 23
6. BIBLIOGRAFIA
Motores de combustión interna 1
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
INTRODUCCION
Para realizar el ciclo de trabajo en un motor de combustión interna a pistón, es
preciso expulsar del cilindro los productos de la combustión formados en el ciclo
anterior e introducir en él la carga fresca del aire o de la mezcla aire – combustible.
Estos dos procesos (admisión y escape) están vinculados entre sí , en función del
número de tiempos del motor, así como del procedimiento de admisión.
La cantidad y calidad de carga fresca suministrada depende de la forma como se
limpia el cilindro del motor. Por eso el proceso de admisión de debe analizar
tomando en consideración los parámetros que caracterizan el desarrollo del proceso
de escape, examinando todo el complejo de fenómenos que se refieren al proceso
de intercambio de gases en conjunto.
En el siguiente informe presentaremos el comportamiento de cada parámetro de
admisión como: coeficiente de exceso de aire, relación aire combustible, eficiencia
volumétrica etc, para determinar como influyen cada una de estas en la potencia y
eficiencia de los motores que se emplearon en el laboratorio.
Motores de combustión interna 2
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
ESTUDIO DE LOS PROCESO DE ADMISIÓN Y FORMACIÓN DE LA MEZCLA DE LOS
MOTORES POR COMPRESIÓN
OBJETIVOS
Identificación de la instalación e instrumentación de un banco de pruebas para un motor diesel.
Determinar la influencia de los regímenes de funcionamiento y los parámetros constructivos del motor
sobre los coeficientes de llenado y de exceso de aire, que son los parámetros que caracterizan el proceso
de admisión y de formación de la mezcla.
Conocer la metodología experimental para la obtención de las características principales de un motor
Diesel (motor Petter).
Análisis de los resultados
CAPITULO I
FUNDAMENTO TEÓRICO
1.1.-PROCESO DE ADMISION
El proceso de admisión de mezcla fresca (aire en Diesel y Otto de inyección directa), comienza algo
antes de que el pistón llegue al PMS y Dura hasta algo después del siguiente PMI. Los ángulos de inicio y
final de la admisión vienen marcados por el AAA y el RCA en la figura. Durante ese proceso, el movimiento
descendente del émbolo hace que el fluido que está en la admisión pase por la válvula de admisión y entre en
el cilindro. Es normal que el diseño del motor se haga para que en la admisión entre en el cilindro la mayor
cantidad posible de gases, optimizando la utilización de la cilindrada y maximizando la potencia o el par
desarrollado por el motor (el par va a ser casi proporcional a la masa de gases que ingrese al cilindro).
Motores de combustión interna 3
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
En la figura, se representa el área de entrada por la válvula en función del ángulo de giro del cigüeñal. Si el AAA fuera muy pequeño, el área de paso cuando el émbolo empiece a bajar va a ser muy pequeña, perdiendo por tanto la primera parte del proceso de admisión. Así que puede ser bueno empezar a abrir la válvula algo antes, para que
cuando el émbolo baje ya haya un área de paso por la válvula de admisión suficiente.
El sistema para el proceso de admisión consta desde el filtro de aire y va hasta el interior de los cilindros.
Durante en ese trayecto se producen pérdidas inevitables que disminuyen la calidad del admisión (llenado de
los cilindros) del motor. Entre los factores que afectan el proceso de admisión se puede mencionar:
Pérdidas de presión (hidráulicas) en el sistema de admisión (ΔPa=Po-Pa).
Presencia de gases residuales(Mr [Kmol de gases residuales/ciclo])
Calentamiento de la mezcla fresca por efecto de contacto con las paredes calientes del sistema de
admisión(ΔT)
Reglaje de válvulas.
Motores de combustión interna 4
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
1.-Perdidas hidráulicas (ΔPa)
Depende de:
Calidad de filtro de aire
Cantidad de suciedad en el filtro de aire.
Rugosidad de las paredes de admisión.
Motores de combustión interna 5
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
P0
ρ0
+V
02
2+gZ0=
Pa
ρa
+V
a2
2+gZa+ξ
Vval2
2
ξ : Sumatoria de pérdidas (filtro, venturi, válvula, etc.)
ξalignl ⟨≈cte (MEC )⟨Variable ( MECH )
¿¿
¿¿
Despreciando cambios de energía potencialV val=V max (del sistema)
P0−ρa
ρ0
= (ξ+ β2)V
val2
2.. . .. .. . .. .. . .. .. . .. .. . .. .. .. . .(α )
tambien :
V val proporcional anAval
Aval : Arealateraldeltroncodecono
Motores de combustión interna 6
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
→V val=KnAval
.. .. . .. .. . .. .. .. . .. .. . .. .. . .. .. . .. .. . .. .. . .( β )
reemplazando (α ) en ( β ):
ΔPa=P0−Pa=k1
( ξ+β2)2
ρ0n2
Aval2
De esta expresión se deduce:
ΔPa depende de n2
ΔPa es inversamente proporcional a A2val
si A val ↑⇒ΔPa ↓¿ valvulas ↑⇒ ΔPa ↓
Luego:
En aspiración natural: ΔPa=Po-Pa
En sobrealimentación: ΔPa=Pk-Pa
Motores de combustión interna 7
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
2.-Cantidad de gases residuales
Se caracteriza mediante el coeficiente de gases residuales (γ r )
γ r=M r
M 1
M r : Moles de gases residuales por ciclo en el cilindro, en el proceso de admisión
M 1 : Moles de mezcla fresca en el proceso de admisión
Para los gases de escape en el cilindro, se puede considerar:
M r=Pr∗V r
R∗T r
Pr: Presión de gases residuales. Factor más influyente en la presencia de gases residuales en el final del
proceso de admisión.
Vr¿Vc; además Vc=Vh/(ε -1)
Tr=f(Tb);Tb=f(Tz); Tz=f(α )
T r¿⟨ T r=700−900 ºK ( MEC )⟨T r=900−1000 ºK ( MECH )
¿
Existe una semejanza entre los procesos de admisión y de escape:
ΔPr≈K 2 ρr (ξr
2) n2
A2val , esc
ΔPr : Caracteriza la eficiencia de salida de los gases de escape
ξr ¿⟨ tubo de escape
⟨ silenciador¿
ε ↑ ⇒ γr ↓ ( Motores diesel )
MECH: γ r =0.06-0.10
MEC : γ r =0.03-0.06
Observación:
Motores de combustión interna 8
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
γr =M r
M 1
M r semejante V c
M 1 semejante Vh
⇒ γ r ≈V c
Vh
3.-Grado de calentamiento (ΔT):
Se produce por el efecto de las paredes calientes del sistema de admisión.
Depende de:
Temperatura media de paredes
Tiempo de contacto con las paredes calientes
Coeficiente convectivo (h)
Velocidad del aire (Depende de las rpm del motor)
ΔT =f (T paredes ;V aire ; tcontacto ;h )
La temperatura media de las paredes del sistema de admisiones el factor más importante.
Calculo de Ta
Si
ΔT ↑ ⇒ T a ↑( M r o γr )↑ ⇒ T a ↑Tr ↑ ⇒ T a ↑
Si asumimos que la mezcla se realiza en forma instantánea y Ta sea la temperatura de equilibrio:
Ley de la termodinámica
Motores de combustión interna 9
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
M 1 CP 1(T 0+ ΔT )+M r CPr T r=( M 1+M r )CP 2T a
CP 1≃CP 2 M r¿¿
¿
1.2.-COEFICIENTE DE EXCESO DE AIRE (α)
En el motor de automóvil la cantidad de aire realmente consumida puede ser, en función del tipo de
formación de la mezcla, de las condiciones de encendido y combustión, así como del régimen de
funcionamiento, mayor, igual o menor de la necesaria teóricamente para la combustión completa. La
relación entre la cantidad real de aire que ingresa al cilindro del motor y la cantidad de aire teóricamente
necesaria para la combustión de 1 Kg. de combustible, se denomina coeficiente de exceso de aire y se
designa con la letra α.
Motores de combustión interna 10
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
α=lr
lo
=Lr
Lo
lr :Re lación aire−combustible reallo :Re lación estequiometrica de aire−combustible
lo=10 .23 [83 C+8 H −Oc] ( Kg
kg)
lo=10 .23 [83 C+8 H −Oc] ( Kg
kg)
A partir de la ecuacion de combustion :Sea la reacción química completa de combustión :Cn H m+a(O2+3 . 76 N2 )→bCO2+cH2 O(v )+dN 2
→ lo=a(32+3 .76∗28)12 n+m
( KgKg
)
Lo=10 . 21 [C12
+H4
−O c
32 ] ( KmolKmol
)
Lo=a∗4 .761
( KmolKmol
)
En los motores de gasolina con encendido de la mezcla homogénea por chispa y con regulación combinada,
cuando la mariposa de gases está completamente abierta, la mayor economicidad y el transcurso suficiente
estable del proceso de combustión se logra siendo α=1.1-1.3.
La máxima potencia de estos motores se obtiene enriqueciendo ligeramente la mezcla (α=0.85-0.90). Para
alcanzar un trabajo estable del motor a bajas cargas y en vacio se necesita un mayor enriquecimiento de la
mezcla. En caso de α<1, debido a la insuficiencia de oxígeno, el combustible no se quema totalmente, como
consecuencia de lo cual durante la combustión el desprendimiento de calor es incompleto y en los gases de
escape aparecen los productos de la oxidación incompleta (CO, H, CH4 y otros).
En los motores diesel donde se emplea la regulación cualitativa, el coeficiente α varía en función de la carga
en amplios limites.
lr :Re lacion real aire−combustible
lr=Gar
Gc
entonces α=Gar
Gc lo
Motores de combustión interna 11
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
----------------------------------------------------------------------------------------------------------------- EN EL LABORATORIO
Para el cálculo de la cantidad de aire real se emplearan las siguientes formulas:
Motor de encendido por compresión:
Gar=5 .8365∗ΔS( sen30 º )[0 .464∗(Po−ΔP∗1013 .6
T o+273 )] ( Kgh
)
Po (mmHg )ΔP (cmH 2O)
T o( ºC )ΔS ( cmH2O )
Para el cálculo de la cantidad de combustible real se empleara la siguiente formula
Válida para motor de encendido por compresión.
Gc=3 .6ΔVΔt
ρc (Kgh
)
ΔV :(cm3)Δt : ( seg )
ρc :( Kgl
)
1.3.-COEFICIENTE DE LLENADO nv (EFICIENCIA VOLUMETRICA)
La geometría del múltiple de admisión es de gran importancia en los motores de combustión interna
modernos debido a su influencia directa en la eficiencia volumétrica y en las características del flujo de
entrada al cilindro, lo que repercute en el desempeño integral del motor, sobre todo en lo relacionado con su
potencia, consumo de combustible y emisiones contaminantes.
Motores de combustión interna 12
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
nv=Gar
Gat
=V K
V h
. .. .. . .. .. . .. .. .. . .. .. . .. .. . .. .. . .. .. . .. .. . .. .. .( I )
Caudal de aire es el volumen medido en una unidad de tiempo
V K=Q
( i∗n2∗1
60)=Q
V H∗n120
Q :Caudal de aireV H :Cilindrada total del motorRe emplazando en (I ):
nv=Q
V H∗n120
.. .. . .. .. .. . .. .. . .. .. . .. .( para motores de 4 tiempos)
Estado “a”:
Pa∗V a=M a∗R∗T a . .. . .. .. . .. .. . .. .. . .. .. . .. .. .. . .. .. . .. .. . .. .. .(∗)
M a: Gases residuales mas moles de mezcla fresca hasta “a”.
M a=Ma1+Mr
Ma1: Cantidad solo de mezcla fresca hasta “a”.
En el ducto de admisión:
Pk∗V K=M 1∗R∗T k .. . .. .. . .. .. .. . .. .. . .. .. . .. .. . .. .. . .. .. . .. .. .(**)
M1: Moles de mezcla fresca en un cilindro al final de la admisión.
V K=nv∗V h .. . . .. . . .. . .. . . .. . . .. . . .. . . .. . . .. . . .. . . .. . .. . . .. . . .. . . .. . . .. . . .. . . .. . . .. . .. . . .. . . .. . . .. . . .. . . .. . . .. . . .. . .. . . .. . . .. . . .. .(*** )
De (*),(**) y (***):Motores de combustión interna 13
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
nv=Pa
PK
∗T a
T a
∗V a
V h(M 1
M a 1+M r)
Definimos :
ϕ1=M 1+M r
M a1+M r
ϕ1 :Coeficiente de rec arg aϕ1=1. 03−1.09Una formula mas completa es :
nv=ϕ1∗Pa
PK
∗(εε−1 )∗T K
T K+ΔT +γ r∗T r
tambien :
nv=T K
T K+ΔT∗(1ε−1 )∗[ϕ1∗
εPa
PK⏟Admision
−ϕS∗Pr
PK⏟Escape
]Factores que influyen sobre el coeficiente de llenado:
El coeficiente de llenado es influenciado por una serie de parámetros que dependen de los diferentes
regímenes de funcionamiento del motor y cada uno de estos parámetros depende también entre sí. Las
formulas anteriores nos ayudan a estimar la influencia de los parámetros.
a) Relación de compresión:
Si los demás parámetros fueran constantes, nv disminuye con el aumento de la relación de compresión
(ε).
Experimentalmente se demuestra que nv no depende de ε.
b) Presión al final de admisión(Pa)
Es el parámetro de mayor influencia sobre nv y está muy relacionado con las pérdidas hidráulicas en
el ducto de admisión.
Cuando las perdidas hidráulicas se incrementan, disminuye Pa y disminuye la eficiencia volumétrica.
c) Presión y temperatura de entrada de admisión (PK y TK)
Si aumenta PK entonces aumenta el coeficiente de llenado
Si aumenta TK entonces aumenta el coeficiente de llenado
Esto se demuestra mediante la fórmula experimental:
nv 1
nv 2
=√ T K 1
T K 2
Motores de combustión interna 14
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
----------------------------------------------------------------------------------------------------------------- d) Presión y temperatura de los gases residuales(Pr y Tr)
La eficiencia volumétrica disminuye con el aumento de la presión de los gases residuales mientras
que la temperatura de estos prácticamente no influye sobre el coeficiente de llenado.
e) Barrido:
Cuanto más perfecto es el barrido del cilindro mejor será el llenado de mezcla fresca en el.
f) Calentamiento de la carga (ΔT):
A mayor ΔT, disminuye la eficiencia volumétrica ya que menos carga entra al cilindro por el amento
de la densidad del aire.
g) Llenado del motor a n constante variando la carga:
Al cerrar la válvula de mariposa, pa disminuye y por lo tanto disminuye la eficiencia volumétrica.
h) Variación de n:
Cuando la velocidad del motor varía, varía la resistencia del sistema de admisión, el calentamiento de
la carga y la presencia de gases residuales lo que hace que disminuya la eficiencia volumétrica.
EN EL LABORATORIO:
Para el cálculo de la cantidad de aire real se emplearan las mismas formulas que las empleadas para el
cálculo del coeficiente de exceso de aire.
Calculo de la cantidad de aire teórico:
Cat=30 (V H )( ρ¿aire )n (
Kgh
)
V H :m3
ρ¿aire :
Kg
m3
n :rpm
CAPITULO II
INSTALACION Y EQUIPO DE INSTRUMENTACION
1. Banco de pruebas motor Diesel Peter conectado con un freno eléctrico que está conectado a un tablero de control, este freno también es utilizado al inicio como arrancador del motor.
Motores de combustión interna 15
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
Figura 7. Motor petter.
Detalles de motor Petter
DATOS ADICIONALESPotencia efectiva (Ne) 8.2HP/2000rpmCilindrada(Vh) 659cm3
Cantidad de cilindros 1Relación de compresión 16.5/1Densidad del combustible(Diesel 2) 0.850 gr/cm3
Densidad del agua(T = 20ºC) 1000 Kg/m3
Presión atmosférica (mmHg) 760Temperatura ambiente (ºC) 18Longitud del brazo del eje 0,31 mDensidad del aire 1.225 Kg/m3
Relación estequiometria (lo) 14.45
2. Manómetro. Este manómetro es utilizado para medir la presión de entrada del aire que ingresara al motor
Figura 8. Manómetro inclinado.
Motores de combustión interna 16
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
2. Micrómetro, conectado a cremallera. Esta micrómetro está instalado de tal manera que se pueda medir con exactitud la corrida de la cremallera, que cumple la función de acelerador
Figura 9. Micrómetro para medir corrida en la cremallera1. Dispositivo para medir el consumo de combustible por el método volumétrico.
2. Manómetros de mercurio.
Para medir la presión atmosférica y la presión dentro de los pistones
Motores de combustión interna 17
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
BANCO DE FRENADO
METODOLOGIA
2.1.-PROCEDIMIENTO
Primer Ensayo.
1. Comprobar el funcionamiento adecuado de los equipos que conforman el banco de ensayos.
2. Arrancar el motor, para lo cual se realizara los siguientes pasos:
Prender el motor eléctrico primario.
Conectar la llave de transmisión de corriente desde el generador primario hasta el sistema de arranque
del motor.
Conectar la dos llaves de alimentación ubicados en el motor de control primario (de arranque).
Poner la manija de arranque del tablero secundario (de carga) en “start”.
Arrancar el motor moviendo la palanca de excitación de corriente de freno.
Esperar que la palanca de excitación vuelva a su posición inicial.
Con la mariposa de gases del carburador establecer el régimen de velocidad del motor igual a 1800
r.p.m.
3. Esperar que el motor alcance una temperatura de 70º C.
Motores de combustión interna 18
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
----------------------------------------------------------------------------------------------------------------- 4 Abrir la mariposa del carburador de tal manera que las r.p.m. del motor alcancen su valor nominal nnom =
3000 r.p.m.
5 Variando la posición de la mariposa de gases del carburador y sin variar la carga del tablero de control y
realizar las mediciones correspondientes.
Segundo Ensayo.
1. Realizar los pasos 1, 2 y 3 del primer ensayo .
2. Variar la carga del reóstato del tablero de control y establecer otro régimen de velocidad del cigüeñal
(2600 r.p.m.) realizar las medidas correspondientes de carga del motor.
CONDICIONES DE PRUEBA
Primera Prueba
Determinación de (α ) y (nV ) Variando las RPM(hC=cte )
a) hC=16mm
Rango de variación de n=100 -> 2000 RPM
Numero de puntos de prueba =6
tS=15 s ( tiempo de consumo del combustible)
L=31cm (brazo)
T O=24 ° C
PO=750 mmHg
b) Graficas que se deberán de construir con los resultados
α=f (n ) ; para hC=16mm
nV =f (n) ; para hC=16 mm
c) Magnitudes que se medirán
ΔP
ΔS
ΔV (cm3 )
F (n)
n (RPM)
Motores de combustión interna 19
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
----------------------------------------------------------------------------------------------------------------- d) Magnitudes o parámetros a calcular
M T ( N . m)
Ne( Kw )
Gc( Kg /h )
Ga( Kg /h)
nV =f (n)
α=f (n )
Segunda Prueba
Determinación de (α ) y (nV ) Variando la posición de la cremallera (hC=var iable )
a) n=1800 RPM
Rango de variación de hC =17.5 -> 15.5 mm (posición de la cremallera de la bomba de inyeccion)
Numero de puntos de prueba =6
tS=15 s ( tiempo de consumo del combustible)
b) Graficas que se deberán de construir con los resultados
α=f ( Ne)
nV =f (Ne )
CAPITULO III
3.1.-DATOS OBTENIDOS
Manteniendo Δhr constante:
hc F Δt ΔV ΔS ΔP n
16 82,5 15 11,3 10,30 7,30 2000
16 88,0 15 9,3 9,60 6,80 1800
16 89,0 15 8,6 9,10 6,40 1700
16 88,5 15 7,2 8,70 5,90 1600
16 90,5 15 7,1 8,20 5,60 1500
16 87,0 15 6,7 7,60 5,20 1400
16 91,0 15 5,6 6,60 4,60 1200
16 87,5 15 4,7 5,70 4,80 1000
Manteniendo la velocidad del motor constante:
hc F Δt ΔV ΔS ΔP n
Motores de combustión interna 20
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
----------------------------------------------------------------------------------------------------------------- 15,00 83,5 15 9,5 9,60 9,6 1800
15,50 84,5 15 8,3 9,80 9,7 1800
16,00 82,0 15 7,4 9,80 9,8 1800
16,50 75,5 15 6,3 9,80 9,8 1800
17,00 73,5 15 5,8 9,80 9,9 1800
17,50 68,0 15 5,1 10,10 9,9 1800
3.2.-CÁLCULOS Y RESULTADOS (MOTOR PETER)
Formulas utilizadas:
1.-
Gar=5 .8365∗ΔS( sen30 º )[0 .464∗(Po−ΔP∗1013.6
T o+273 )] ( Kgh
)
Donde:
Gar : Cantidad real de aire (Kg/h)
Po ,T o : Condiciones de la entrada de admisión (mmHg y ºC respectivamente)
ΔS : Variación de presión estática en el ducto de admisión (cm H2O)
ΔP : Factor de corrección en la admisión (cm H2O)
2.-
Gat=30∗V H∗ρ¿aire∗n ( Kg
h)
Donde:
Gat : Cantidad de aire teórico (Kg/h)
VH : Cilindrada del motor (m3)
ρ¿aire
: Densidad corregida del aire(Kg/m3)
n : rpm
3.-ρ
¿aire=ρaire( Po
760 )(273To+273 )
Donde:
Motores de combustión interna 21
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
----------------------------------------------------------------------------------------------------------------- ρ
¿aire
: Kg/m3
Po : mmHg
To : °C
ρaire =1.293 Kg/m3
4.-
nv=GarGat
Donde:
nv: Eficiencia volumétrica o coeficiente de llenado
5.-
lo= 10 .23 ( 8
3C+8 H −O) Kg aire
Kg comb .
Donde:
C, H, O: Porcentajes gravimétricos de carbono, hidrogeno y oxigeno en el combustible diesel.
6.-
Gc=3. 6∗ΔVΔt
∗ρ c
Donde:
Gc : Consumo real de combustible (Kg/h)
ΔV : Variación de volumen (cm3)
Δt : Tiempo empleado en consumir ΔV de combustible (s)
ρ c : Densidad del combustible (Kg/l)
Motores de combustión interna 22
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
----------------------------------------------------------------------------------------------------------------- 7.-
α=Gar
Gc lo
Donde:
α : Coeficiente de exceso de aire
Gar : Cantidad real de aire (Kg/h)
Gc : Consumo real de combustible (Kg/h)
lo : Relación estequiometria de aire-combustible
Ejemplo de cálculo para el primer punto de los datos tomados mostrado en el protocolo de pruebas.
Cálculo de cantidad de aire real
Gar=5 .8365∗3∗0 .5 [0 . 464∗(750−2 . 4∗1013. 6
24+273 )] =10. 234 (Kgh
)
Cálculo de la cantidad de aire teórico
De la ficha técnica del motor Peter: VH=659*10^(-6) m3
Gat=30∗659∗10−6∗1 . 1729∗603=13 . 9825 ( Kgh
)
Cálculo de la eficiencia volumétrica (nv)
nv=10. 23413. 9825
=0 .7349
Cálculo de la relación estequiometria de aire-combustible:
De los datos del fabricante del combustible se tiene la composición gravimétrica:
%C: 0.87
%H: 0.126
%O: 0.004
lo= 10 .23 ( 8
3∗0.87+8∗0.126−0 .004 ) =14 .452
Kg aireKg comb .
Motores de combustión interna 23
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
----------------------------------------------------------------------------------------------------------------- Cálculo del consumo real de combustible:
Gc=3. 6∗1. 715
∗0 . 85=0 .3468 ( Kgh
)
Cálculo del coeficiente de exceso de aire:
α=10 . 2340 . 3468∗14 . 452
=2 . 041
Realizando los mismos cálculos para los demás puntos se obtiene la tabla:
Manteniendo hc constante:
Gat Gar Gc Me nv Ne α ge lo(kg/h) (kg/h) (kg/h) (Kg/Kg)
50,54635,55
9 2,224 25,575 0,704 5,356 1,109 415,174 15,990
45,49133,15
9 1,830 27,280 0,729 5,142 1,257 355,929 18,117
42,96431,44
4 1,692 27,590 0,732 4,912 1,289 344,584 18,579
40,43730,07
7 1,417 27,435 0,744 4,597 1,473 308,251 21,226
37,90928,35
7 1,397 28,055 0,748 4,407 1,408 317,069 20,294
35,38226,29
2 1,319 26,970 0,743 3,954 1,383 333,475 19,940
30,32822,84
6 1,102 28,210 0,753 3,545 1,438 310,886 20,730
25,27319,72
7 0,925 27,125 0,781 2,841 1,480 325,630 21,327
Manteniendo la velocidad del motor constante:
Gat Gar Gc Me nv Ne α ge lo
45,49133,06
8 1,870 25,885 0,727 4,879 1,227 383,177 17,687
45,491 33,75 1,633 26,195 0,742 4,938 1,434 330,814 20,664
Motores de combustión interna 24
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
----------------------------------------------------------------------------------------------------------------- 3
45,49133,75
0 1,456 25,420 0,742 4,792 1,608 303,935 23,175
45,49133,75
0 1,240 23,405 0,742 4,412 1,889 281,032 27,221
45,49133,74
7 1,141 22,785 0,742 4,295 2,051 265,768 29,565
45,49134,78
0 1,004 21,080 0,765 3,973 2,404 252,595 34,652
CAPITULO IV
REPRESENTACION GRAFICA Y ANALISIS DE RESULTADOS
4.1.-REPRESENTACION GRAFICA
Para hc=16mm; (constante)
900 1100 1300 1500 1700 1900 210010
15
20
25
30
35
40
0.5
0.7
0.9
1.1
1.3
1.5
1.7
1.9
2.1
2.3
2.5
Gar , Gc vs n
Gar
n(RPM)
Gar
Gc
Motores de combustión interna 25
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
900 1100 1300 1500 1700 1900 210015
16
17
18
19
20
21
22
0.65
0.67
0.69
0.71
0.73
0.75
0.77
0.79
A/F, nv vs n
A/F
n(RPM)
A/F
nv
900 1100 1300 1500 1700 1900 21001.000
1.100
1.200
1.300
1.400
1.500
1.600
coef de exeso de aire vs n
alfa
n(RPM)
α
Para n=1800rpm; (constante)
Motores de combustión interna 26
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
14.80 15.30 15.80 16.30 16.80 17.30 17.8033.00
33.20
33.40
33.60
33.80
34.00
34.20
34.40
34.60
34.80
35.00
0.5
0.7
0.9
1.1
1.3
1.5
1.7
1.9
2.1
Gar , Gc vs hc
Gar
hc
Gar
Gc
14.80 15.30 15.80 16.30 16.80 17.30 17.8015
20
25
30
35
0.71
0.72
0.73
0.74
0.75
0.76
0.77
A/F, nv vs hc
A/F
hc
A/F
nv
Motores de combustión interna 27
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
14.80 15.30 15.80 16.30 16.80 17.30 17.801.000
1.200
1.400
1.600
1.800
2.000
2.200
2.400
2.600
coef de exeso de aire vs n
alfa
hc
α
4.2.-ANALISIS DE LAS GRAFICAS
1. De la gráfica (v vs n), notamos que conforme aumenta la velocidad de rotación n la eficiencia
volumétrica disminuye, esto se debe a que la resistencia hidráulica aumenta conforme crece la velocidad
de rotación del motor, además se produce un aumento de la temperatura en el ingreso de la carga fresca a
la que se añade el calentamiento adicional debido a la presencia de gases residuales lo cual provoca una
disminución de la densidad de la mezcla ingresante por lo tanto menos masa de la mezcla trabajo en el
cilindro disminuyendo de esta manera la eficiencia volumétrica.
2. De la gráfica ( vs n), notamos que inicialmente cuando n crece entonces a también crece pero solo
hasta un valor optimo de exceso de aire, apartir del cual a mayor valor de n se produce una caída de a,
esto se debe a que conforme se incrementa las r.p.m. el ciclo se realiza en un tiempo cada vez más
reducido dando menos oportunidad a que el cilindro se llene completamente, menos todavía para que se
produzca un exceso de aire, por lo tanto el a disminuye significativamente.
Motores de combustión interna 28
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
CAPITULO V
OBSERVACIONES Y CONCLUSIONES
5.1.-OBSERVACIONES
El coeficiente de exceso (alfa) de aire va disminuyendo conforme aumenta la carga, esto concuerda
con la referencia, al principio, para bajas cargas, se registra un alfa mayor que dos, pero este
disminuye, para mayores cargas pues se esta introduciendo mayor combustible mintiéndose constante
la cantidad de aire absorbida por el motor, para cargas altas se observa que el alfa esta demasiado
enriquecido, entonces esto dará origen a la alta formación de humos debido a la combustión
incompleta.
5.2.-CONCLUSIONES
La eficiencia volumétrica nv varía con el aumento de las rpm del motor. Su tendencia es a disminuir.
El gasto de combustible aumentara al aumentar la potencia (aumentando la apertura de la
cremallera ) por lo que se justifica una disminución del coeficiente de exceso de aire si es que no
aumenta en igual medida el gasto de aire real.
En la característica de carga se comprueba el coeficiente de llenado tiene una tendencia a ser
constante.
El calentamiento de las paredes del cilindro originará una disminución del coeficiente de llenado.
Motores de combustión interna 29
UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA
-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------
BIBLIOGRAFÍA
“Motores de automóvil”, M. S. Jovaj ; edit. mir, moscú 1982
Separatas y apuntes del curso.
Internet.
Motores de combustión interna 30