introduccion siclo diesel
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Alexánder Gómez
Termodinámica TécnicaFundamentos
Bogotá, D.C., 2011
Capítulo 5.: Ciclos de potencia con motores de combustión interna
5.0 Introducción5.1 Ciclos Otto ideal y real5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto5.3 Ciclos Diesel ideal y real5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel5.5 Análisis termodinámico del ciclo Seiliger o dual5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI*5.7 Motores de combustión interna rotativos (Wankel)5.8 Resumen
* MCI: Motores de combustión interna
Contenido
5.0 Introducción
Primera ley de la termodinámica: principio de conservación de la masa y la energía Criterio cuantitativo
Segunda ley de la termodinámica: asimetría de la transformación de la masa y la energía Criterio cualitativo
Propiedades termodinámicas de la materia
Maquinaria y equipos de transformación
Tecnología
EconomíaEcología
Energía primaria
Procesos de transformación
Energía final
Energía útil
Usos no energéticos y disipación
Disipación
5.0 Introducción
Generación de potencia
Combustión externaCombustión interna
Operación con gas Operación con vapor
MotoresTurbinas
Joule-Brayton
Motores Turbinas
Stirling Clausius-Rankine
Seiligero dual
Otto Diesel
Ciclos de MCI
5.0 Introducción
Los motores de combustión interna – MCI funcionan por medio de movimiento alternativo. Sus aplicaciones principales son:1.Transporte:• Automóviles• Camiones• Aviones pequeños• Barcos
2. Generación de potencia eléctrica (y energía térmica) para aplicaciones de baja escala (hasta MW).
5.0 Introducción
Motor monocilindro Daimler, 1886
•Volumen: 462 cm3
•Potencia: 0,8 kW
•A la velocidad de giro: 650 rpm
•Peso: 92 kg
Primer motor de combustión interna con operación a alta velocidad funcionando con gasolina (patente del año 1885).
5.0 Introducción
Daimler, 1889
5.0 Introducción
5.0 Introducción
5.0 Introducción
Motor de avión Siemens & Halske Sh5, 1923 (ca. 60 kW; 124 kg)
5.0 Introducción
5.0 Introducción
5.0 Introducción
Motor Diesel mono-cilindro MAN,
•Año: 1921
•Potencia: 16 kW
•Peso: 5 t
Después de la Primera Guerra Mundial se extiende el uso de los motores con encendido por compresión o Diesel.
5.0 Introducción
5.0 Introducción
Segunda Guerra Mundial: MCI operando con gas obtenido por la gasificación de biomasa
5.0 Introducción
5.0 Introducción
5.0 Introducción
5.0 Introducción
5.0 Introducción
5.0 Introducción
Motores de combustión interna
Encendidos por compresión:Motor Diesel
Encendidos por chispa:Motor Otto
Ciclo Otto Ciclo Diesel
Ciclo Seiliger (o dual)
5.0 Introducción
1. Dosificación y preparación (aire-
combustible)
2. Formación de la mezcla
3. Encendido
4. Liberación de energía térmica
5. Variación volumétrica
6. Transformación del movimiento
5.0 Introducción
1. Dosificación y preparación (aire-
combustible)
2. Formación de la mezcla
3. Encendido
4. Liberación de energía térmica
5. Variación volumétrica
6. Transformación del movimiento
5.0 Introducción
5.0 Introducción
5.0 Introducción
• Punto muerto superior (PMS) : pistón en la parte superior de su carrera.
• Punto muerto inferior (PMI): pistón en la parte inferior de su carrera.
• Volumen de desplazamiento:Vd = VPMS-VPMI
• Carrera: distancia entre el PMS y el PMI.
• Diámetro o calibre del cilindro.• Relación (volumétrica) de
compresión:
PMSmin
PMImaxv V
VVVr ==
5.1 Ciclos Otto ideal y real
• Combustible: gasolina• La mezcla de aire-combustible
se comprime hasta una temperatura inferior a la temperatura de autoencendido del combustible.
• La combustión se inicia por el encendido de una bujía (‘combustión externa, no propia’).
• La compresión está limitada por el inicio del autoencendido (problema del ‘pistoneo’).
• Las relaciones (volumétricas de compresión normales son de 7 a 10.
5.1 Ciclos Otto ideal y real
• Combustible: gasolina• La mezcla de aire-combustible
se comprime hasta una temperatura inferior a la temperatura de autoencendido del combustible.
• La combustión se inicia por el encendido de una bujía (‘combustión externa, no propia’).
• La compresión está limitada por el inicio del autoencendido (problema del ‘pistoneo’).
• Las relaciones (volumétricas de compresión normales son de 7 a 10.
5.1 Ciclos Otto ideal y real
PMS PMI
5.1 Ciclos Otto ideal y real
PMS PMI
5.1 Ciclos Otto ideal y real
PMS PMI
5.1 Ciclos Otto ideal y real
1-2 Compresión isoentrópica 2-3 Adición de calor a volumen constante3-4 Expansión isentrópica 4-1 Rechazo de calor a volumen constante
1
2s=cte
a
3
qent
4
s=cte
b
qsal
PMS PMI
1
2
3
4
5.1 Ciclos Otto ideal y real
1-2 Compresión isoentrópica 2-3 Adición de calor a volumen constante3-4 Expansión isoentrópica 4-1 Rechazo de calor a volumen constante
1
2s=cte
b
went
1
2
v=cte3
a
3
qent
4
s=cte
a
wsal
wsal
4v=cte
b
qsal
5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto
Suposiciones (simplificaciones):• Inicialmente se realiza el análisis por la primera ley para cada etapa
del ciclo.
• Se considera un sistema cerrado en estado estacionario.
• Los cambios en las energías cinética y potencial del fluido se consideran despreciables.
• Las pérdidas de presión en la entrada, combustión y escape de los gases se consideran despreciables.
• No se consideran pérdidas por fricción entre el pistón y el cilindro.
5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto
Balance de energía de ciclos en estado estacionario:
0)( netosalent =+− wqq
)( netosalent wqq −=−
0sistemasalidaentrada =
ΔΔ
=−∑∑ tEEE &&
5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto
Primera ley para sistemas cerrados estacionarios:
1
2s=cte
a
3
qent
4
s=cte
b
qsal
23ent uuq −=
14sal uuq −=
)()()( 1423salentneto uuuuqqw −−−=−=−
5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto
Para un ciclo de potencia de MCI - Otto:
Utilidad: trabajo neto de salida
Requerimientos: calor de entrada (por el combustible)
ent
sal
ent
salent
ent
netoOttoth, 1
qqq
qw
−=−
==&
η
ntosrequerimieutilidad
Ottoth, =η
5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto
ent
netoOttoth, q
w=η
La eficiencia térmica del ciclo es:
23
14Ottoth, 1
TTTT
−−
−=η
Con las suposiciones del ciclo de aire frío estándar:
)()()(
23
1423
uuuuuu
−−−−
=
)()(1
23
14Ottoth, uu
uu−−
−=η
5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto
En los procesos isoentrópicos (1-2) y (3-4) se tiene:
1v
1
2
1
1
2 −−
=⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛= k
k
rvv
TT
1kv
1k
4
3
3
4 1−
−
=⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛=
rvv
TT
4
3
1
2
TT
TT
=
⎟⎟⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜⎜⎜
⎝
⎛
−
−−=
1
11
2
3
1
4
2
1
TTTT
TT
y
Los procesos (2-3) y (4-1) son a volumen constante:
32 vv = 14 vv =
y
23
14Ottoth, TT
TT1−−
−=η 1v
11 −−= kr
1
5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto
1v
Ottoth,11 −−= kr
η
5.3 Ciclos Diesel ideal y real• Combustible: diésel (menos
refinado y menos costoso que la gasolina).
• Se comprime aire únicamente hasta una temperatura mayor que la temperatura de autoencendido del combustible .
• La combustión se inicia cuando entra en contacto el combustible inyectado con el aire comprimido a alta temperatura.
• Se reemplaza el sistema de encendido del motor Otto por el sistema de inyección del combustible diésel.
• Las relaciones de compresión normales oscilan entre 12-24.
5.3 Ciclos Diesel ideal y real• Combustible: diésel (menos
refinado y menos costoso que la gasolina).
• Se comprime aire únicamente hasta una temperatura mayor que la temperatura de autoencendido del combustible .
• La combustión se inicia cuando entra en contacto el combustible inyectado con el aire comprimido a alta temperatura.
• Se reemplaza el sistema de encendido del motor Otto por el sistema de inyección del combustible diésel.
• Las relaciones de compresión normales oscilan entre 12-24.
5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel
Balance de energía de ciclos en estado estacionario:
0)( netosalent =+− wqq &
salentneto qqw −=−
0sistemasalidaentrada =
ΔΔ
=−∑∑ tEEE &&
5.4 Análisis termodinámico del ciclo DieselPrimera ley para sistemas cerrados estacionarios:
)( 2323ent uuwq −=+
s=cte
1
2 3
qent
4s=cte
b
qsal
23ent hhq −=
[ ])()( 2323ent vvpuuq −−−−=⇒
14sal uuq −=
salentneto qqw −=− )()( 1423 uuhh −−−=
5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel
Para un ciclo de potencia de MCI-Diesel:
Utilidad: trabajo neto de salida
Requerimientos: calor de entrada (combustible)
ntosrequerimieutilidad
Dieselth, =η
ent
sal
ent
salent
ent
netoDieselth, 1
qqq
qw
−=−
==η
5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel
)()()(
23
1423
ent
netoDieselth, hh
uuhhqw
−−−−
==η
La eficiencia térmica del ciclo Diesel es:
23
141hhuu
−−
−=
)(1
23
14Dieselth, TTk
TT−−
−=η
Con las suposiciones del ciclo de aire frío estándar:
5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel
1-2 Compresión isoentrópica 2-3 Adición de calor a p = cte.3-4 Expansión isoentrópica 4-1 Rechazo de calor a V = cte.
s=cte
1
2p=cte
3wsal
a
1
2
went
3
qent
4
s=cte
b
4
wsal
v=cte
b
qsal
5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel
p=cte
3wsal
a
1
2
went
b
4
wsal
v=cte
1423 ssss −=−
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛=⎟⎟
⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛=−
2
3v
2
3p23 lnln
TTkc
TTcss
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛=−
1
4v14 ln
TTcss
Variación de entropía para proceso reversible a v=cte:
Se obtiene:
Variación de entropía para un proceso reversible a p=cte:
1
4
2
3
TT
TT
k
=⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛
5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel
s=cte
1
2 3
qent
4
s=cte
b
qsal
Se define un factor para la variación volumétrica debida al suministro de calor, como la relación volumétrica de corte de admisión:
2
3
2
3vcr
vv
VV
==
Debido a p=constante:
vc2
3
2
3 rVV
TT
==
Y para procesos isoentrópicos:
1v
1
2
1
1
2 −−
=⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛= k
k
rVV
TT
5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel
Aplicando las definiciones y relaciones anteriores, se tiene:
( )⎥⎦⎤
⎢⎣
⎡
−−
−= − 1111
vc
vc1
vDieselth, rk
rr
k
kη
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛−
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛−
−=−−
−=1
11
)(1
2
32
1
41
23
14Dieselth,
TTkT
TTT
TTkTTη
vc2
3
2
3 rVV
TT
==
k
TT
TT
⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛=
2
3
1
4
1v
1
2
1
1
2 −−
=⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝
⎛= k
k
rVV
TT
5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel
rc: relación de corte (para κ=1,4)
( )⎥⎦⎤
⎢⎣
⎡
−−
−= − 1111
c
c1
vDieselth, rk
rr
k
kη
5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel
rv: relación de compresión volumétrica (para κ=1,4)
( )⎥⎦⎤
⎢⎣
⎡
−−
−= − 1111
c
c1
vDieselth, rk
rr
k
kη
Otto
5.5 Análisis termodinámico del ciclo Seiliger o Dual
• El ciclo Seiliger o dual es, entre los ciclos ideales, el que mejor describe los motores de combustión interna modernos.
• Se consideran procesos de adición de calor a v = cte. y p = cte.• Se conoce también como ciclo semi-diesel.
s=cte
2
1
went
2
1
qent
3
v=cte
3p=cte
wsal 4
qent
4
s=cte
5
wsal
5
v=cte
qent
5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI
Para la misma relación de compresión:
Para la misma temperatura de proceso:
Ottoth,Dieselth, ηη <
Dieselth,Ottoth, ηη <
23
14Dieselth, 1
hhuu
−−
−=η)()(
12323
14
uuvvpuu
−+−−
−=
)()(1
23
14Ottoth, uu
uu−−
−=η
5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI
Las eficiencias reales máximas se obtienen para la operación de los MCI a cargas altas:
%38maxOtto,real,-th
Las eficiencias reales generales oscilan en el intervalo:
≈η
%43maxDiesel,real,-th ≈η
%2515MCI general;-th −≈η
5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI
Del 100 % de la energía química contenida en el combustible, se tienen las siguientes fracciones de energía
disipada en los MCI:
Se obtiene aproximadamente el 25 % de la energía química disponible como energía mecánica.
aprox. 32 % : debido al medio de enfriamientoaprox. 33 %: debido a los gases de combustión
aprox. 3 %: debido al calor por radiaciónaprox. 7 %: debido a la fricción
5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI
Dos factores principales de desarrollo de los MCI:1. Disminuir emisiones
2. Disminuir consumo de combustibles
2.1 Disminuir masa del auto; mejorar aerodinámica; disminuir fricción entre ruedas-piso
2.2. Mejorar mecanismos de transmisión2.3 Mejorar la eficiencia (térmica) del motor
2.3.1 Reducir pérdidas en los gases de combustión2.3.2 Reducir pérdidas de energía térmica debido al
enfriamiento
5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI
Proceso ideal (comparativo)
Proceso ‘real’(indicado p-v)
Fricción / transmisión
infcb Hm&
idealth,η desempeñoth,η mecanicaη
idealP internaP efectivaP
internath,η
MCIefectiva,η
efcucfricdesempeñoth,idealfricintefc )()( ηη ⋅=−⋅=−= HmPPPPP &fricP
mecdespth,idealth,mecintth,efc ηηηηηη ⋅⋅=⋅=
5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI
El trabajo neto producido por un ciclo se puede suponer como el producto de una presión media y un volumen desplazado.
Presión media efectiva (PME): es una presión promedio aparente, que si actuara sobre el pistón durante la carrera de potencia total, produciría la misma potencia que la que produce la máquina real:
[ ])( carreraefcmneto VpW −≡Análisis y modelos termodinámicos detallados de los MCI se encuentran por ejemplo en [1].
5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI
[ ])( carreraefmneto VpW c−≡
∫= pdVV
pcarr
efcm1
5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI
Fuente: www.unoturbo.com.ar
Turbocargador
5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI
5.7 MCI rotativos: motor Wankel
5.7 MCI rotativos: motor Wankel
5.7 MCI rotativos: motor Wankel
5.7 MCI rotativos: motor Wankel
5.7 MCI rotativos: motor Wankel
5.A Perspectivas de I+D
5.A Perspectivas de I+D
5.8 Resumen• Se han analizado los ciclos ideales que representan el
funcionamiento de los motores de combustión interna encendidos por chispa (ciclo Otto, que considera la combustión instantánea a volumen constante) y encendidos por compresión de la mezcla de aire y combustible (ciclo Diesel, que considera la combustión instantanea a presión constante). También se analiza el ciclo ideal Seiliger o dual, que representa de mejor manera la operación real de los motores de combustión interna al considerar que la combustión ocurre parcialmente a volumen y a presión constantes.
• La eficiencia térmica de los ciclos Otto depende directamente de la relación de compresión (volumétrica) del combustible en el sistema pistón-cilindro. Esta relación de compresión está limitada hasta valores del orden de 10 debido al problema de autoencendido del combustible, que ocasiona ondas de presión elevadas (o pistoneo).
5.8 Resumen• La eficiencia térmica de los ciclos Diesel depende de las relaciones
de compresión (volumétrica) y de la relación volumétrica de corte. Esta última se refiere a la relación volumétrica alcanzada para la combustión del combustibles a presión constante. Para una relación de compresión (volumétrica) dada, el aumento de la relación volumétrica de corte ocasiona la disminución de la eficiencia térmica del ciclo. Los MCI Diesel permiten relaciones de compresión volumétricas mayores que los MCI Otto, siendo del orden de 20.
• La eficiencia térmica de los motores Otto es mayor que la correspondiente a los motores Diesel para la misma relación de compresión. Para la misma temperatura de operación del proceso, la eficiencia térmica de los motores Diesel es superior que la correspondiente a los motores Otto.
• En la actualidad el mejoramiento de la eficiencia térmica de los MCI se centra en la disminución de pérdidas de calor en los gases de combustión y en los procesos de enfriamiento del motor. Estas medidas permiten disminuir el consumo de combustibles y, con ello, las emisiones generadas en los procesos de combustión.
Bibliografía
[1] Pischinger, R.; Klell, M.; Sams, T.: Thermodynamik derVerbrennungskraft-maschine. Berlin: Springer, 2002.
¡Gracias por su atención!
Alexánder Gómez
agomezm@unal.edu.co
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