Cuestiones y problemas resueltos de motores de combustión interna alternativos [2 ed.] 9788490480526, 9788490488881

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my CUESTIONES Y B PROBLEMAS f RESUELTOS DE OTORES — DE COMBUSTIÓN INTERNA ALTERNATIVOS E

2 EDICIÓN

José Javier López Sánchez

Francisco Javier Salvador Rubio Ricardo Novella Rosa

Antonio García Martínez

UNIVERSITAT

EDITORIAL

POLITÉCNICA

DE VALENCIA

José Javier López Sánchez Francisco Javier Salvador Rubio Ricardo Novella Rosa Antonio García Martínez

Cuestiones y problemas resueltos de motores de combustión interna alternativos 2* edición

v =

Editorial

Universitat Politécnica

de Valéncia

Colección Académica

Para referenciar esta publicación utilice la siguiente cita: López Sánchez, J. J.; Salvador Rubio, F. J.; Novella Rosa, R.; García Martínez, A. (2020). Cuestiones y problemas resueltos de motores de combustión interna alternativos. Valencia: Editorial Universitat Politécnica de Valencia

O José Javier López Sánchez Francisco Javier Salvador Rubio Ricardo Novella Rosa Antonio García Martínez

O Editorial Universitat Politécnica de Valencia Venta: Www.lalibreria.upv.es

/

Ref.: 6603 01 01 01

ISBN: 978-84-9048-052-6 (versión impresa) ISBN: 978-84-9048-888-1 (versión electrónica)

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correo edicionDeditorial.upv.es

Autores José Javier López Sánchez

Es Profesor titular de universidad en el Departamento de Máquinas y Motores Térmicos de la Universitat Politécnica de Valéncia (UPV).

Mecánica

Es Ingeniero Industrial, especialidad

(1997), por la Universitat Politécnica de Catalunya, “Ingénieur Motoriste”

(1997) por el Instituto Francés del Petróleo (IFP), y Doctor Ingeniero Industrial (2003) por la UPV. En su carrera docente, en la que lleva algo más de 20 años, ha impartido asignaturas como Ingeniería Térmica, Motores de Combustión, Máquinas Térmicas y Tecnología Energética, tanto en grados como en másteres, en la ETSID como en la ETSII, y ha colaborado en la redacción de diversos libros y capítulos de libros con finalidad docente. Su actividad investigadora se centra en el proceso de inyección-combustiónformación de contaminantes en motores diésel de inyección-combustión-formación de contaminantes tanto en motores diésel de inyección directa como en motores de encendido provocado, cubriendo tanto la parte experimental como la de modelado. Ha colaborado, y colabora,

con diversas empresas

del sector del automóvil

(Renault,

Grupo

PSA,

Bosch,

Delphi, ...). Es autor y coautor de algo más de 40 artículos en revistas científicas internacionales, así como de unas 30 ponencias en congresos nacionales e internacionales. Francisco Javier Salvador Rubio

Es ingeniero industrial, especialidad Energía, por la Universitat Politécnica de Valencia (1998) y Doctor por la misma universidad (2003). En el año 2004 recibe un premio

extraordinario por su tesis doctoral. En la actualidad es Catedrático de universidad. A lo largo de 15 años ha sido profesor de asignaturas de de primer y segundo ciclo, grado,

máster y doctorado, tanto en la ETSII como en la ETSID de la UPV. Dentro de esas

asignaturas se encuentran Motores de Combustión, Máquinas Térmicas, Tecnología Energética, Sistemas de formación de la mezcla y combustible, entre otras. Es coautor de varios libros docentes y ha dirigido más de 60 Proyectos Fin de Carrera. Su experiencia investigadora abarca el estudio del proceso de inyección, tanto desde el punto de vista experimental como computacional mediante códigos de cálculo 3D. Hasta el momento lleva publicados 85 artículos de investigación en revistas internacionales indexadas y 45 contribuciones en congresos internacionales. Ha participado en proyectos europeos y ha sido investigador principal en proyectos Internacionales, nacionales y con empresas privadas, entre las que se encuentran las principales empresas del sector automovilístico (PSA, Renault, BMW,

Toyota, Jaguar, etc.).

Ricardo Novella Rosa Doctor Ingeniero Industrial por la Universitat Politécnica de Valencia (UPV). Profesor en el Departamento de Máquinas y Motores Térmicos de la UPV. Su actividad docente se ha desarrollado, entre otras, en asignaturas como Máquinas Térmicas o Tecnología Energética. Es coautor de varios libros de texto y ponencias orientadas a la mejora docente. Su actividad investigadora está centrada en conceptos avanzados de combustión para motores de combustión interna alternativos, participando en más de 40 proyectos financiados por instituciones públicas o por empresas internacionales de primer orden del sector de la automoción. La calidad de su trabajo de investigación está respaldada por numerosas publicaciones y contribuciones a conferencias internacionales de reconocido

prestigio.

Antonio García Martínez Es Profesor titular de universidad en el Departamento de Máquinas y Motores Térmicos de la Universitat Politécnica de Valencia, donde desarrolla sus responsabilidades docentes

en el marco de los fundamentos de la combustión. Durante los últimos años, sus actividades de investigación se han centrado en temas de combustión a baja temperatura,

en particular, tiene una amplia experiencia premezclada de alta eficiencia utilizando dos de auto-ignición en los motores de encendido en la división de motores de combustión en la

en el uso de la estrategia de combustión combustibles con diferentes características por compresión. Ha sido profesor visitante Universidad de Lund, así como investigador

visitante en la Universidad RWTH de Aachen, donde ha desarrollado trabajos relevantes sobre la implementación de sistemas avanzados de combustión en motores CI.

Resumen El presente libro recoge cuestiones y problemas resueltos de Motores de Combustión Interna Alternativos (MCIA). Todo el material está ordenado en 9 capítulos diferentes, barriendo la inmensa mayoría de temas relacionados con los MCIA: los parámetros característicos, la renovación de la carga, la sobrealimentación, la arquitectura de motor, la

combustión, las emisiones contaminantes, los requerimientos de la mezcla, la semejanza y

la mejora de prestaciones. El libro está enfocado a mostrar al alumno la rica y extensa interconexión entre muy diversas áreas de conocimiento que existe en los MCIA. Las respuestas a las diferentes cuestiones y problemas se presentan de manera constructiva, de manera que contribuyen a fomentar la capacidad de reflexión del alumno y a su maduración como ingeniero. El material incluye también ejemplos y aplicaciones atractivos y de actualidad, que alimentan el ansia de saber y conocer que habitualmente

existe entre los muchos apasionados por los MCIA.

Prólogo Me resulta muy grato poder presentar nuevamente este libro de cuestiones y problemas resueltos de Motores de Combustión Interna Alternativos (MCTA),

el cual se ha ido gestando tras varios años de empeño y dedicación por parte de todo el equipo de profesores del Departamento de Máquinas y Motores Térmicos de la Universitat Politecnica de Valencia. Por un lado, conviene tener en cuenta que en los MCIA entran en juego muchas disciplinas diversas: la mecánica, la transferencia de calor, la termodinámica, la mecánica de fluidos, la metalurgia, la química, etc. El conocimiento profundo de los procesos que ocurren dentro de ellos, que es esencial para comprender a fondo

su comportamiento, es difícil de conseguir, puesto que requiere un amplio abanico

de conocimientos y, lo que quizás es más difícil, su interconexión. El presente libro ofrece al lector la posibilidad de reflexionar sobre aspectos muy diversos de los MCIA, tratando de conectar los puntos de vista de las distintas disciplinas para entender lo que ahí ocurre. Por otro lado, el mundo

de los MCIA

siempre ha sido un mundo que ha apa-

sionado (y apasiona) a muchas personas. Esta obra ofrece una serie de recursos para satisfacer la sed de conocer y entender las claves del funcionamiento de estas “máqui-

nas”, brindando también la oportunidad de alimentar esa pasión con aplicaciones y ejemplos llamativos y actuales. Finalmente, el material que aquí se ofrece ha sido elaborado fundamentalmente con fines docentes, pretendiendo ser una contribución a la maduración como ingeniero del alumno y tratando de aprovechar el gran atractivo natural del tema (los MCIA) para consolidar en él los conocimientos básicos de un elevado número de disciplinas diferentes que constituyen el fundamento de la mayoría de las ingenierías.

Francisco Payri González Catedrático de Universidad CMT — Motores Térmicos Universidad Politécnica de Valencia

Valencia,

9 de septiembre de 2013.

Agradecimientos En primer lugar, los autores queremos expresarnos mutuamente un sincero agradecimiento por la contribución de cada uno a la realización de esta obra, que constituye realmente un trabajo en equipo. Ha sido la iniciativa, el entusiasmo y la constancia de unos y otros los que han hecho nacer, crecer y culminar este “proyecto” que ahora podemos presentar.

En segundo lugar, agradecemos también la contribución, quizás sutil pero efi-

caz, de todo el equipo de profesores del Departamento de Máquinas y Motores Térmicos de la Universitat Politécnica de Valéncia. Son múltiples las ideas, razonamientos, figuras, esquemas, etc. que hemos podido utilizar gracias al esfuerzo y aportación de todos ellos. Agradecemos también al equipo directivo tores Térmicos de la Universitat Politécnica de con respecto a esta iniciativa, así como toda la sin ella este trabajo nunca habría llegado a ser

del Departamento de Máquinas y MoValéncia la acogida que han mostrado formación que nos han brindado, pues una realidad.

Finalmente queremos igualmente agradecer a muchos de nuestros alumnos el hecho de habernos comunicado, a lo largo de los cinco años de vida que ha tenido la primera versión de este libro, una serie de erratas que han ido encontrando, puesto que eso garantiza ahora una mayor calidad en esta segunda versión.

Los autores

1.2.

2.

..a

1.1.1.

Concepto de parámetro normalizado

. ........

1.1.2.

Cálculo de parámetros normalizados

. ......... ......

1.1.3.

Comparación de motores muy dispares . . ...

1.1.4.

Comparación de dos combustibles distintos

1.1.5.

Estimación de la potencia efectiva

1.1.6.

Estimación de la cilindrada

. ..................

1.1.7.

Verificación de datos

...

1.1.8.

Comparación de curvas características

1.1.9.

Motor BMW

Problemas

M3

. ...

..

o.—..o. ._—....—..

. ......r....

. ..... ... ...

. .. ......

.....

. . ..........

1.2.1.

Problema

1.2.2.

Problema 2

.......

1.2.3.

Problema 3

......

1.2.4.

Problema 4

.......

1.2.5.

Problema 5

......

1.2.6.

Problema 6

.......

1.2.7.

Problema 7

. .....

1.2.8.

Problema 8

.......

El proceso

2.1.

...

1

......

de renovación

Cuestiones . . .. ...

... ... ... ...

aa

. .2 ..

.2a

.. ...

de la carga

...

1

Juestiones . . ...

O

1.1.

característicos

O

Parámetros

i w N

1.

aSfLskhrarh

Índice general

2000000000

2.1.1.

Rendimiento volumétrico muy elevado

. . .........—...

2.1.2.

Fenómenos en colectores para incrementar el rendimiento lumétrico . .... . _..

2.1.3.

Efecto del AAE

en el funcionamiento del motor

. ...

vo-

l

Índice general

2.2.

3.

2.14.

Diagrama de distribución

2.1.5.

Sistemas de distribución y admisión variable

2.1.6.

Sistema de admisión variable

2.1.7.

3.2.

43

........r...

44

Uso del motor como freno para el vehículo . ...........

46

Problemas

. ........

“escalonado”

..

47

2.2.1.

Sintonizado de un colector de admisión

2.2.2.

Adaptación de la longitud de un colector de admisión

.....

48

2.2.3.

Cálculo estimativo de la longitud óptima de un colector de adMisión . . ... .aa a

49

2.24.

Rendimiento volumétrico en motor sobrealimentado

51

. ............

......

47

53

Cuestiones . . ....

...

...

a

53

3.1.1.

IMmterés de la sobrealimentación

. ..... .. .—........ ...

53

3.1.2.

Sobrealimentación por presión y por temperatura . .......

55

3.1.3.

Objetivo de la sobrealimentación

. . ..... — .. .—..e... .

56

3.1.4.

Sobrealimentación en MEP

. ..... .. .. .. ...

57

3.1.5.

Problemática del acoplamiento del turbocompresor

. ......

59

3.1.6.

Acoplamiento de un grupo turbocompresor a un motor estacioNario . . ..a

60

3.1.7.

Diseño descendente de motores

60

3.1.8.

Comparación de los dos tipos de sobrealimentación

3.1.9.

El motor TSI de Volkswagen

Problemas

3.2.1.

. .......

y MEC

. ...

. ..

. ....

.......—........ ..

. ......

61

........ ...

63

aA

65

Acoplamiento de un turbo a un motor de encendido por com-

presión

Arquitectura 4.1.

42

......r...

Sobrealimentación 3.1.

4.

. .... ... ... ... ...

. ...

. aaa

de motor

Cuestiones . . ..

...

65 71

...

71

4.1.1.

Partes de la biela . .... ... . .... ...

71

4.1.2.

Cabeza de biela desmontable

. ..... ... e —....... ..

72

4.1.3.

Mecanizado de la unión biela-sombrerete . . ...........

73

4.1.4.

Circuito de lubricación en un MCIA.

75

4.1.5.

Conductos de agua y aceite en el interior de un MCIA

4.1.6.

Diseño del pistón de un MCIA.

. ..... . ....... .

.....

. .................

76 77

Indice general

TT

4.1.7.

Sistema de distribución con ataque directo.

. . .........

78

4.1.8.

Regulación automática de la holgura entre elementos del sistema de distribución . ......... .., ...

78

4.1.9.

Ruido de distribución

80

. ........ .. ... . . ...

4.1.10. Tipos de distribución . . . ...

81

4.1.11. Equilibrado del cigiieñal

. ........ ... . . ...

83

. ...... . ....r9: 90000

83

4.1.12. Motor VR de Volkswagen 4.1.13. Volante bimasa 4.2.

5.

Problemas

. ........ . . ...

aa

85 86

4.2.1.

Estudio de las fuerzas en una biela con pie trapezoidal

.....

86

4.2.2.

Estudio de las pérdidas de masa del cilindro por blow-by . ...

92

Combustión 5.1.

. ....... ._ ._. 000

en MEP

Cuestiones . ...

y MEC

99

... . ...

...

5.1.1.

Motor de explosión

09900000

100

5.1.2.

Límite del régimen de giro . ......... ... 000

100

5.1.3.

Tiempo de retraso

101

5.1.4.

Relación entre el tiempo de retraso y la combustión premezclada en MEC . ... .aa

102

5.1.5.

Utilidad de la inyección piloto . ...

102

5.1.6.

Control de la mezcla en DI e IDI

5.1.7.

Arranque en frío en motores Diesel

5.1.8.

Comparación entre motores Diesel IDI y DI

5.1.9.

Sistemas de inyección Diesel del futuro . . ......... ...

. ......

... ...

100

..

.... "...

...... . ... ....

. ................ . ...............

5.1.10. Velocidad de combustión en una deflagración premezclada (com-

bustión en MEP)

103

. ...

5.1.11. Dispersión cíclica . ..

...

5.1.12. Turbulencia

“tumble”

. ......

5.1.13. Twin-spark

. ........

...

109 111

...

.2

112 113

5.1.14. Encendido superficial . . ........ .. ... .. ..

114

5.1.15. Consecuencias del picado de biela . . ...............

114

5.1.16. Condiciones críticas para el picado de biela

........r...

116

. ..............0..

116

5.1.17. Diseño cámara

combustión MEP

5.1.18. Centrado de la combustión

. ...... .. ... ...

5.1.19. Variación del avance del encendido con la carga . ........

118 118

1

Índice general 5.1.20. Parámetros cuantificadores de la calidad del combustible. 5.2.

Problemas 5.2.1.

6.

Emisiones 6.1.

. .......

. ...

aA

121 121

contaminantes

127

en MCIA

Cuestiones . . .......

. ..

127

6.1.1.

Emisiones típicas en MEP

. ...

6.1.2.

Emisiones típicas en MEC

. .... ... 000 ...

6.1.3.

Estrategias de eliminación de contaminantes . . .........

6.1.4.

Homologación. Normativa anticontaminante

6.1.5.

Automóvil vs. vehículo industrial

6.1.6.

Reducción de NOx en MEC

6.1.7.

Trade-off NOx / humos

6.1.8.

EGR

6.1.9.

Emisiones de HC sin quemar

en MEP

0..

128 130

...

...

. .......

127

. ..........e.

. ......

133

.a

135

. .......e....re0emea.

135

6.1.10. Inyección de aire secundario en el escape . . ........—.2..

136

6.1.11. Emisiones de CO

137

. ...

6.1.13. Emisiones de NOx en un MEP

con el dosado . .....

de inyección directa

137

. . .....

139

6.1.14. Emisiones de humos por avería

. ..

......e.rem.e...

140

6.1.15. Filtro de partículas en los MEC

. .................

141

6.1.16. El cánister -filtro de carbón activo

. ..

.... ... .....0.

145

6.1.17. Problemas de contaminación en un MEP

........ ...

146

6.1.18. Activación del catalizador de 3 vías (light-off).

. ........

147

6.1.19. Diagnóstico del motor por los humos de escape

. ........

149

Problemas 6.2.1.

7.

120

Estimación de la masa inyectada a partir de la medida de presión en el cilindro . .. ...

6.1.12. Evolución de las emisiones de un MEP

6.2.

...

. ........

...

Verificación de cumplimiento de norma.

Requerimientos

de la mezcla

7.1.

. .....

Cuestiones.

. .......

150 eo—e..—..

en MEP

150 153

. ...

153

7.1.1.

Dosados característicos

7.1.2.

Curva de gancho

7.1.3.

Pérdida de potencia causada por el catalizador

.........

155

7.1.4.

Problemas durante el transitorio de aceleración

. ........

157

. . ....

. ......

. . .... ...

...

153 155

Índice general

v

7.1.5.

Problemas durante el transitorio de deceleración

7.1.6.

Transitorio de arranque en frío

7.1.7.

¿Cuándo son más críticos los problemas en transitorio?

7.1.8.

Principio de funcionamiento de los sistemas de inyección electróniCOS

7.1.9.

..a

aaa

7.1.11. Motor con etanol Problemas 7.2.1.

8.

. . .....

8.2.

. . ...

....

aaa

..

...7

Cuestiones . . ...

158 159 160 161

.........

162

0000

163

. ....... .. . ... . ...

164 165

Modificación de las prestaciones de un motor al cambiar de gasolina a etanol . ..... .. ._.o.2e0 000000

Teoría de la semejanza 8.1.

aaa

...

Dificultades en la inyección directa de gasolina

7.1.10. Combustibles gaseosos 7.2.

. .......

........

en MCIA

165 169

...

8.1.1.

¿Qué parámetros son iguales en motores semejantes?

8.1.2.

Consecuencias de la subdivisión de la cilindrada

8.1.3.

Reglamento de Super-Bikes

169 . .....

169

........

170

...0r0reaa.

171

8.1.4.

Tendencia del par, la potencia y el régimen de giro al variar el tamaño del motor ....... e. a

172

8.1.5.

Motor con problemas térmicos

0...

173

8.1.6.

Mejora de la potencia por unidad de cilindrada

. ........

174

8.1.7.

Rendimiento en motores semejantes

. ......._—.reÑe= ...

174

aA

175

Problemas

. ........ . ...

8.2.1.

Problema

8.2.2.

1

. . ...

...

. . .......ex

2000

......... . ...

175

Problema 2

........ . . ...

177

8.2.3.

Problema 3

........ . .2 a

178

8.24.

Problema 4

........ . ...

181

8.2.5.

Problema 5

......... . .2

183

8.2.6.

Problema 6

........ . ... a

185

8.2.7.

Problema 7

........

187

8.2.8.

Problema 8

.......

8.2.9.

Problema 9

........ ... ea

.. . ...

aa

189 191

8.2.10. Problema

10

. ......

. ...

193

8.2.11. Problema

11

.......

...

195

8.2.12. Problema

12

........ . ...

197

VI 9.

Índice general Mejora 9.1.

de prestaciones

201

Cuestiones . . ........ ...

201

9.1.1.

El dilema potencia / par . . .......

9.1.2.

Elección de curvas características (I)

9.1.3.

Parámetros que afectan a la potencia efectiva

9.1.4.

Reducción de la inercia de los elementos móviles

9.1.5.

Sistema de distribución para motores de elevadas prestaciones .

207

9.1.6.

Ángulo de V para un motor de F1

208

9.1.7.

Efecto de las curvas características en el comportamiento del

9.1.8. 9.2.

en MCIA

vehículo

. ...

. ........

201

.. .............

203

. . ........ ........

. ....... . .......

.

Elección de curvas características (I)

Problemas

...

. ...

. .......—......

a

9.2.1.

Comparación de un MEP

y un MEC

9.2.2.

Diseño de base de un motor de F1

para competición

204 206

210

212 213

. ....

................

213 218

Tabla

de símbolos

Latinos Velocidad del sonido Aceleración Area

S/(2- Lt) - sen(a)

Constante para la estequiometría de la reacción Velocidad Centímetros cúbicos Velocidad Media de Pistón Monóxido de carbono Capacidad calorífica a presión constante Capacidad calorífica a volumen constante Coeficiente aerodinámico Diámetro Dosado absoluto Fuerza

Aceleración de la gravedad Grado de carga Consumo específico de combustible efectivo

Entalpía específica (por unidad de masa) Poder Calorífico Inferior del combustible Hidrocarburos sin quemar Número de ciclos por vuelta Longitud Masa Caudal másico Par motor Masa molecular

Régimen de giro [rps]

Potencia Oxidos de nitrógeno Presión Presión Media Etfectiva Presión Media Indicada

VIII

Tabla de símbolos

Q Q R

Calor Potencia calorífica Constante particular del gas

Re

Radio del cigiieñal (5/2) o de manivela Relación de compresión (volumétrica)

T

Temperatura

U V

Energía interna Volumen Cilindrada Velocidad

S t

Carrera Tiempo

vel

w

Peso (para efectuar una media ponderada)

W T y

Trabajo Atomos de C en la molécula de combustible Posición del pistón Atomos de H en la molécula de combustible

y

Velocidad del pistón

y z

Aceleración del pistón Número de cilindros Atomos de O en la molécula de combustible Griegos

a

Angulo de cigieñal Angulo de vaivén de las ondas en un colector

8 E Y A p

Posición de la mariposa de carga de un MEP Angulo de inclinación de la carretera Rendimiento Coeficiente adiabático del gas Relación de semejanza geométrica Densidad

Tezp w

Relación de expansión Velocidad angular

Te

Relación de compresión (cociente de presiones)

Subíndices a adm aero alternativa

arr

atm b

(cociente de presiones)

y superíndices

Aire Admisión Aerodinámico — Del conjunto alternativo (pistón, bulón, segmentos y parte de la bie-

la) En arrastre

Atmosférico Referente a la biela

Tabla de símbolos bb C cárter ee

De blow-by Isentrópico de compresor En el cárter Cámara de Combustión

Por cilindro y ciclo

cil ejto comb er D

Referente al cilindro

Conjunto (pistón, bulón y segmentos)

En combustión Crítica

Desplazado

e

ebullición

espec

J

Específica

Combustible De gases de escape En la garganta Indicada

g

Referente al modo i (en ciclo 13 modos)

ideal inercia motor opt p

Efectivo Estequiométrico Entrada De ebullición

Z

presión quemada T real red ref refrig Tes E t

T turb vehículo vol

Referente al caso ideal De inercia Del motor Optimo Pistón De presión Referente a los gases quemados Relativo Referente al caso real Reducido De referencia Refrigerante Resistente Isentrópico Isentrópico de turbina Total Referente a la turbina Del vehículo Volumétrico

IX

Tabla de símbolos

Dos tiempos Cuatro tiempos Avance Apertura Admisión Avance Apertura Escape

Motor normalizado para la determinación del número de octano (viene de Cooperative Fuel Research) Siglas utilizadas por Renault con common rail

para designar

sus motores

Diesel DI

Inyección directa (Direct Injection)

Derivada de la fracción de calor liberado

Filtro de partículas (Diesel Particulate Filter) Unidad de control electrónico ( Electronic Control Unit) Fórmula 1

Fracción de calor liberado Siglas utilizadas por VW para designar la mayoría de modelos con

inyección directa de gasolina

Siglas utilizadas por Mitsubishi para designar los modelos con inyección directa de gasolina

Gases Licuados de Petróleo (butano)

Siglas utilizadas por Peugeot-Citroén para designar sus vehículos de

1DI IPN MCIA MEC MEP MON OHC RCA RCE RON TDI TSI v VR vW

inyección directa Diesel Inyección indirecta (Indirect Injection)

Perfil normalizado de una viga en forma de I Motor de Combustión Interna Alternativo Motor de Encendido por Compresión

Motor de Encendido Provocado

Número de octano de motor

( Motor

Octane Number)

Arbol de levas en cabeza ( Quer Head Camshaft)

Retraso Cierre Admisión Retraso Cierre Escape

Número de octano de investigación ( Research Octane Number)

Siglas que utiliza Volkswagen para designar sus motores Diesel de inyección directa turbosobrealimentados Siglas del motor Volkswagen con doble sistema de sobrealimentación

Válvulas Disposición de los cilindros en V Angulo de V reducido (siglas utilizadas por VW) Siglas de Volkswagen

Capítulo

1

Parámetros

característicos

Contenido 1.1.

1.2.

1.1. 1.1.1.

Cuestiones.

. . .Ñ..eÑeÑ.o.reserrrr oe ae rr rec

1

1.1.1.

Concepto de parámetro normalizado

. ...........

1

1.1.2.

Cálculo de parámetros normalizados

. ........o..

2

1.1.3.

Comparación de motores muy dispares

. . .........

4

1.1.4.

Comparación

1.1.5.

Estimación de la potencia efectiva

1.1.6.

Estimación de la cilindrada

1.1.7.

Verificación de datos

de dos combustibles distintos

. ..... .. .. e..

. ...........—...oéo.

. . . ...... ._. ... 0...

1.1.8.

Comparación de curvas características

1.1.9.

Motor BMW

Problemas

. ..

M3

........

. . .........

. ...

6 7 8 9 9

12

...Ñ.....eseeoere eo nrore rec

1

13

1.2.1.

Problema

13

1.2.2.

Problema?2

1.2.3.

Problema 3

1.2.4.

Problema 4

......

. . ...

1.2.5.

Problema 5

......

. ...

1.2.6.

Problema 6

....... .. ...

27

1.2.7.

Problema 7

. ...

...

30

1.2.8.

Problema 8

......

. ...

34

...

16 19 .

a

21 24

Cuestiones Concepto

de parámetro

normalizado

Los siguientes parámetros: potencia efectiva, par motor y régimen de giro, ¿son directamente comparables entre motores de tamaño diferente? En caso negativo, ¿cuáles son los parámetros correspondientes que sí son comparables? Coméntese la respuesta.

2

Cap.1 Parámetros característicos

Los tres parámetros especificados dependen en gran medida del tamaño del motor, con lo que no son comparables entre motores de tamaño diferente. El comentario que se puede hacer de cada uno de estos parámetros es el siguiente: m La potencia crece, de manera natural, con el área total de los pistones. Por esta razón, el parámetro normalizado que permite comparar la potencia del motor es la potencia específica (o potencia por unidad de área de pistones), tal y como se muestra en la siguiente expresión:

Ne.espec =

Ne

2- A D

[kEW/m”]

(1.1)

m El par motor depende de la cilindrada del motor en cuestión. Para normalizar su valor se debe dividir por ésta, obteniéndose así la presión media efectiva, que se define como el trabajo efectivo efectuado en un ciclo dividido por la cilindrada:

pme =

_ Wen-i V—T?

Vr-n-i

Ne

_ Me-2-7h

WVr-n-i .

Vr

hi

[Pa]

(1.2)

Aunque las unidades naturales de este parámetro sean los Pa es mucho más habitual utilizar los bar.

= El régimen de giro depende fuertemente del tamaño del motor: cuanto más grande es el motor, menor es su régimen de giro. El parámetro normalizado de esta magnitud es la velocidad media de pistón, definida de la siguiente manera:

Cm =2:S8-n

|[m/s]

(1.3)

Las tres magnitudes normalizadas de las que se ha hablado se relacionan entre

Ne = pme - Vr .n-i=pme-2:

IN

sí a través de la siguiente expresión:

Ap-=-S-n-i

>

N

— Z- Ap

Al tener en la derecha de la expresión solamente

magnitudes

e Cm í

m 2

(1.4)

normalizadas

(pme y Cm), además de algunas constantes, lo que se tiene en la izquierda debe ser igualmente un parámetro normalizado, con lo que se demuestra que la potencia específica es el parámetro normalizado de la potencia efectiva.

1.1.2.

Cálculo Se tienen

de parámetros

dos motores,

normalizados

A y B, con

las características mostradas en la

Tabla 1.1. Calcúlense los principales parámetros normalizados (potencia específica, pme y Cm) de ambos motores para poder compararlos, y coméntese el

1.1 Cuestiones

3

Motor A | Motor B D

[mm]

90.9

79.5

S

[(mm] | — 88.4

95.5

z

H

Ne máx. — | [k1] | n de Ne máx. | Irpm]

4

4

106

81

5400

4000

Tabla 1.1: Características principales de los motores A y B.

resultado obtenido. A la vista de estos parámetros y de lo que se considere oportuno, ¿qué tipo de motor parece ser que es cada uno de ellos (MEP o MEC, sobrealimentado o atmosférico)? Justifíquese la respuesta. forma:

Los

parámetros

P

normalizados

N, Vr-n-i

E— me=—-

que

se mencionan

Cm =2:-S-n

se calculan

Ne.espec =

de la siguiente

N, , 2- Ap

(1.5)

El resultado obtenido se muestra en la Tabla 1.2. Motor A | Motor B

e | [KW/m?]

| 4083.46 | 4079.44

Cm

[m/s]

15.912

12.733

pme

[bar]

10.27

12.82

Tabla 1.2: Resultados principales para cada uno de los motores.

Analizando el régimen de giro máximo y fijándose en la relación carrera diámetro, se puede decir que el motor A será un MEP (régimen elevado y motor ligeramente

supercuadrado), mientras que el B es un MEC (régimen bajo y motor alargado). Fijándose en los valores de pme, el motor A será atmosférico y el B sobrealimentado (en un MEC atmosférico los valores típicos de pme están por debajo de 10 bar).

Al observar los parámetros normalizados se constata que ambos motores tienen

una potencia específica equivalente. Pero la manera de conseguirla es muy distinta: el motor A (que es MEP) lo consigue gracias a una C,, más elevada, mientras que el motor

B (que es un MEC)

y una cC,, moderada. motores.

lo consigue con una pme más grande (por ser sobrealimentado)

Esto es una peculiaridad típica de cada uno de estos tipos de

4

Cap.1 Parámetros característicos

1.1.3.

Comparación

de motores

muy

dispares

En la Tabla 1.3 se presentan las características principales de 3 motores extremadamente distintos. El primero de ellos corresponde a un motor de dos tiempos de ciclomotor, el segundo a un motor de un vehículo de automoción

de alta gama (4T) y el tercero a un enorme motor marino.

Motor 1 | Motor 2 | Motor 3

Tipo

H

2T

4T

2T

z

a

1

8

14

D

[mm]

40

89

965

S

[mm]

40

80

2489

Vr

1)

0.05

3.98

25486

Ne máx.

[EW]

7.5

210

81200

10000

5800

102

(4W/1] | 149.2

52.7

32

n de Ne máx. | [rpm]

Ne/Vr Tabla

1.3: Características principales de tres motores radicalmente

Se desea hacer una comparación

distintos.

adecuada

de estos motores utilizan-

en la Tabla

1.3, salta a la vista la gran

do los principales parámetros normalizados. Coméntese el resultado que se obtiene.

Al observar

los parámetros

dados

diferencia que hay entre estos tres motores. Por un lado llama, mucho la atención la

disparidad de cilindradas (¡varían en 6 órdenes de magnitud!). Por otro lado destaca también la diferencia en regímenes de giro y en potencia por unidad de cilindrada,

lo que parecería indicar (a primera vista), que el motor marino se sitúa claramente

por debajo de los demás en lo que a prestaciones se refiere. Estos parámetros, sin embargo, no son directamente comparables entre motores, y es por ello que conviene fijarse más bien en los correspondientes parámetros normalizados. Los distintos parámetros normalizados para los tres motores se muestran en la

Tabla 1.4 (se ha añadido también la relación S/D por el interés que posee).

Observando estos valores, se comprueba que los órdenes de magnitud de diferencia entre los parámetros inicialmente considerados han desaparecido por completo: ahora todos los valores son del mismo orden de magnitud y, por tanto, son comparables de uno a otro motor. El comentario que se puede hacer con respecto a los valores de cada uno de estos parámetros es el siguiente: Presión media efectiva: Se observa un valor notablemente superior para el motor marino con respecto a los demás casos. La razón principal es la fuerte sobrealimentación que se utiliza habitualmente en este tipo de motores para sacarles

[

1.1 Cuestiones

Motor

1 | Motor 2 | Motor 3

[bar]

8.95

10.91

18.74

[m/s]

13.33

15.47

8.46

5968.3

4219.5

7930.2

1

0.90

2.58

[(kW/m?] H

|

Tabla 1.4: Principales parámetros normalizados

más provecho.

de los tres motores

Un motor atmosférico Diesel tendría una pme

analizados.

de apenas 9 bar,

valor que se duplica (en este caso) gracias a la sobrealimentación. Otra observación que puede efectuarse es que el motor de ciclomotor (2T) está claramente

por debajo del motor de 4T en lo que a pme se refiere. Esto, en el punto de potencia máxima, es debido a la imperfección del proceso de barrido, que no es capaz de efectuar una adecuada renovación de la carga en el cilindro.

Velocidad media de pistón:

El valor de este parámetro está estrechamente rela-

cionado con la durabilidad del motor. Esta es la razón principal que explica el valor tan conservador que se observa en el motor marino. En efecto, la esperanza de vida de un motor marino es del orden de 40 años, mientras que un motor de automoción se diseña para una duración mucho más limitada. Según este

razonamiento puede sorprender que el motor de ciclomotor tenga un valor de

C MeENor que el motor de automóvil, y ello es debido a que la velocidad de giro en los motores 2T atmosféricos está muy limitada por la dificultad que entraña la renovación de la carga efectuada por medio del barrido.

Potencia específica:

Al analizar este parámetro no se ha de olvidar que un mo-

tor de 2T tiene (teóricamente) el doble de potencia que el equivalente de 4T, puesto que el 2T en una sola vuelta ya ha completado un ciclo, mientras que el 4T n ta realizar 2 vueltas para completarlo. Por esta razón el valor de la potencia específica del motor marino es extraordinariamente grande (superior, incluso, a motores de gasolina deportivos como el que equipa el BMW M3, que apenas llega a los 7000 kW/m?), y el ciclomotor, a pesar de tener un motor tan poco “competitivo” (baja pme y cm), supera en potencia específica al motor de automóvil.

Relación carrera/diámetro: Este parámetro es indicativo del “estilo” de motor. Cuanto mayor es este parámetro, más lento es el motor y mayor rendimiento tiene (porque la cámara de combustión queda más compacta). Puede observarse

que el motor marino tiene un valor de S/D elevadísimo, lo que le permite alcan-

zar niveles de rendimiento muy elevados. Se trata de un motor muy alargado. El motor de ciclomotor, en cambio, es un motor cuadrado (S/D = 1), valor bastante típico en los MEP. Finalmente el motor de automóvil es supercuadrado (la carrera es más pequeña que el diámetro), lo que es frecuente en motores de elevadas prestaciones, puesto que de esta manera el motor dispone de más espa-

6

Cap.1 Parámetros característicos cio para alojar las válvulas de admisión y escape, mejorando

de la carga a elevado régimen de giro.

1.1.4.

Comparación

de dos combustibles

así la renovación

distintos

Un motor de autobús urbano que habitualmente funcionaba con gasoil se hace funcionar ahora con biodiesel. La comparativa entre el funcionamiento del motor con uno y otro combustible en un punto característico de operación, así como las principales propiedades de ambos combustibles, se muestran en la Tabla 1.5. Gasoil | Biodiesel

He | [kJ/kg]

F

| 43000

a

36800

1/145 | 1/125

Jef | [9/kWNh]

208

241

Tabla 1.5: Características principales del gasoil y del biodiesel, y consumo específico al utilizar uno u otro combustible.

El dueño de la empresa vehículo

consume

ahora

más.

está muy disgustado con el cambio, ¿Tiene

razón

el dueño, o

pues el

le falta considerar

algo en su razonamiento? Si en el punto de operación para el que se ha mostrado el consumo específico se sabe que el motor entrega 150 kW cuando opera con gasoil, efectúese una estimación de cuánta potencia entregará con biodiesel. Como se están comparando dos combustibles esencialmente distintos (ya que

tanto el poder calorífico como el dosado estequiométrico son diferentes), la comparación se debe efectuar con cautela. No es justo comparar el consumo específico, puesto que la energía liberada por unidad de masa de combustible es distinta. La comparación más justa es mirar el rendimiento. Para ello transformamos el consumo específico

en rendimiento térmico con ayuda de la siguiente expresión: Ne

Ne — ——

1

= ——.

Mf - He — ef - He

1.6

(16)

Con ello se obtiene un rendimiento del 40.3 % para el gasoil y del 40.6% para el

biodiesel. Se observa que, aunque el consumo de combustible sea mayor con biodiesel (lo cual es normal, puesto que se tiene menor cantidad de energía por unidad de masa), el rendimiento del motor es mayor, con lo que el motor está funcionando mejor.

Para estimar la potencia del motor al operar con el biodiesel se va a hacer la hipótesis de que el dosado relativo de funcionamiento es el mismo (de esta manera se está en condiciones comparables). El caudal másico de gasoil consumido por el motor es el siguiente:

1.1 Cuestiones

7

my =

Qcomb _

He

_e

Ne - He

= 0.00867 [kg/s]

(1.7

El caudal másico de aire, considerando un dosado relativo 7;., es:

Ma

=

mpf — 0.12567 . = /

(18)

Para el caso del biodiesel, se considera que la cantidad de aire es la misma que en el caso del gasoil. La cantidad de combustible que en este caso se consumirá es la siguiente:

Mf = Tha - Es - F, =0.01 [kg/s]

(1.9)

que, obviamente, es mayor que en el caso del gasoil. Finalmente, espera obtener en el motor será:

la potencia que se

Ne = Qcomb - Ne ="itg - He - ]e =150.2 [kW]

(1.10)

es decir, un 0.12% mayor que cuando se utilizaba gasoil. Concluimos que el motor tiene un mejor rendimiento al utilizar biodiesel (0.855% más), si bien el consumo de combustible es superior (un 16 % más, debido a su más bajo poder calorífico). Por otro lado, a igualdad de condiciones (mismo dosado relativo), el motor entrega un

poco más de potencia (0.12% más).

1.1.5.

Estimación

de la potencia efectiva

Estimar la potencia efectiva de los dos motores de 4T cuyas características principales se proporcionan en la Tabla 1.6 adjunta, utilizando valores típicos de los parámetros que sea necesario utilizar. Motor 1

Tipo | Vr

-] | MEP

atmosférico

| [

Motor 2

| MEC

3

sobrealimentado 2

Tabla 1.6: Datos de los dos motores.

Dado que el dato principal de que se dispone es la cilindrada, la expresión a utilizar para la estimación de la potencia es la siguiente: Ne

= pme - Vr -n-i

(1.11)

8

Cap.1 Parámetros característicos

Motor 1

Motor 2

Tipo

H

MEP atmosférico

Vr

[1]

3

2

pme

[bar]

10

15

6000

4000

n de Ne máx. | [rpm]

Ne

kW]

Tabla 1.7: Estimación analizados.

| MEC

sobrealimentado

150

de algunos parámetros

100

y de la potencia

efectiva de los dos motores

Se trata, entonces, de estimar valores típicos de pme y de régimen de giro de potencia máxima para ambos tipos de motores. Tanto los valores estimados como la potencia calculada se detallan en la Tabla 1.7. Se puede observar que los valores son bastante realistas: en el caso del MEP el resultado concuerda con el motor Opel 3.0 de 205 CV y, en el caso del MEC, con el motor 2.0 HDI de PSA de 136 CV.

1.1.6.

Estimación

de la cilindrada

En un concesionario de compra y venta de vehículos se recibe un antiguo Ford Mustang deportivo (típico coche americano) con las características y prestaciones indicadas en la Tabla 1.8 adjunta. Como se desconoce el valor de la cilindrada se desea estimarla a partir de los parámetros característicos de un motor de este tipo. Tipo

H

z

H

Ne máx. —| [kW] n de Ne máx. | [rpm] Alimentación

[

MEP

atmosférico 8

290 (395 CV) 5500 | 4 carburadores de doble cuerpo

Tabla 1.8: Datos principales del motor del Ford Mustang.

El motor será, obviamente, de 4T. Dado el tipo de alimentación que posee (con carburadores), se deduce que se trata de un vehículo antiguo. En un motor viejo, aunque sea de carácter deportivo, la pme de máxima potencia no es demasiado elevada: se puede estimar en 9 bar. Con esta suposición la cilindrada se puede despejar

de la expresión siguiente:

1.1 Cuestiones

9

Vr =

N pme-n-i

(1.12)

obteniéndose una “sorprendente” cilindrada de 7 1. La cifra concuerda razonablemente bien con el valor real, que es de 6.8 1.

1.1.7.

Verificación

de datos

En un recorte de prensa se anuncia que Ferrari está trabajando sobre un motor 4T prototipo de gasolina sobrealimentado, en el que se consigue la escalofriante cifra de 1000 CV con una cilindrada de tan sólo 1 1. Se especifica también que la durabilidad del motor quedará garantizada, pues no excederá las 10000 rpm. Se pide hacer un análisis crítico de la veracidad de esta noticia. A partir de los pocos datos proporcionados se puede intentar calcular algún parámetro normalizado que pueda permitir evaluar la coherencia de los distintos valores. En primer lugar se resumen seguidamente los datos de que se dispone: = Vr:11.

m Ne Máx.: 735 kW. m n de N,

máx.:

10000 rpm

Utilizando la expresión que relaciona la potencia con la presión media efectiva, se puede estimar esta última:

Ne

pme =—Vn—

= 88.2 [bar] [b

( 1.13 )

Este valor es excesivamente grande incluso para un motor fuertemente sobrealimentado. Como referencia, el bólido de Ferrari de Fórmula 1 del año 87, época en la que se utilizaban motores con un grado de sobrealimentación muy elevado, con un motor de 1.5 1 de cilindrada conseguía 880 CV de potencia girando a unas 11500 rpm. Se puede comprobar que en este caso la pme era de unos 45 bar, y los motores solamente tenían que aguantar lo que duraba una carrera (unas 2 horas, aproximadamente). Pensando en un motor a ser aplicado a un vehículo de serie es imposible que éste tenga una pme de 88.2 bar, con lo que la noticia no puede ser cierta. No sería la primera vez (¡ni la última!) que la prensa dice cosas incorrectas. ..

1.1.8.

Comparación

de curvas características

En la Figura 1.1 se presentan las curvas de par y de potencia de 4 motores de vehículos comerciales que se desean comparar: VW TDI 150 CV,

10

Cap.1 Parámetros característicos

Honda

CBR

600

F, Opel

Omega

2.5 TD

y Audi A8 4.2 1. Háganse

las

transformaciones que se crean oportunas para efectuar dicha comparación, y coméntese el resultado obtenido.

400 —

l/-.__ s

300

=

E

7

N

ae¡¡

1[

—

CBR 600 F

'

DI 150 CV

200 -

Opel 2.5 TD

r ri

7

'

'

= 150 -

U

=

g

L

Ñ

a

—

250 —

-

"

É 200 s

./'_ L |

a

é

¡

=

/

”

r

-

e2 100 -

100 —

'

r

50

¡" /_!¡

—

/ |

[

Figura

0

r_/,f—

—

4000

Régimen [r.p.m.]

1.1: Par motor

distintos.

8000

y potencia

4

12000

efectiva en función

o

0

E

4000

8000

Régimen [r.p.m.]

del régimen

E

12000

de giro para 4 motores

A la vista de las gráficas mostradas en la Figura 1.1 se observa que no es fácil comparar estos 4 motores tan dispares (especialmente algunos de ellos son muy distintos) utilizando los parámetros par y potencia en función del régimen de giro. Según

ya se ha visto en la cuestión 1.1.1, los parámetros normalizados que se corresponden

con cada uno de los parámetros mencionados son: la potencia específica (potencia por unidad de área de pistones), la presión media efectiva y la velocidad media de pistón. Utilizando estos parámetros se obtienen las gráficas que se muestran en la Figura 1.2. A la vista de la gráfica caben los siguientes comentarios: m Los valores representados están mucho más acotados en comparación con los parámetros originales. De esta manera es mucho más sencillo efectuar la comparación. = En lo que a velocidad media de pistón se refiere, se observa claramente que los motores Diesel tienen valores máximos inferiores a los que se utilizan en los motores de gasolina. Esto tiene una doble explicación: en primer lugar es porque los motores Diesel se diseñan para que duren más, y en segundo lugar porque ambos motores Diesel son sobrealimentados, y los motores sobrealimentados

1.1 Cuestiones

11

6000—

24 —

2

l TD — Ope2.5 === TDI 150 CV

]

16 —

£

= 4000s

“

o

E

12 —

8

N

E

-

n

Ea s £ 2000 -

u

o a

£

a

40

0

.l

4

J

8

A

92

Cn [m/S]

CD

16

T

2

A

[1]

0

-

4

PA

8

2

C Im/S]

%

20

Figura 1.2: Presión media efectiva y potencia específica en función de la velocidad media de pistón para los 4 motores anteriores.

suelen tener una velocidad media de pistón más reducida que los atmosféricos, pues son capaces de mantener un nivel superior de potencia efectiva gracias a una presión media efectiva más elevada. m Las curvas de par normalizado (presión media efectiva) están muy agrupadas, salvo en el caso del motor VW TDI de 150 CV. Esto es un indicador de que este motor posee un grado de sobrealimentación muy elevado. De igual manera se

advierte que el motor Opel 2.5 TD tiene una sobrealimentación muy moderada:

su nivel de par normalizado se encuentra en valores equivalentes a los motores de encendido provocado atmosféricos. No obstante, como suele ser típico en los motores sobrealimentados, se advierte un valor de par normalizado más grande a regímenes bajos (velocidades media de pistón bajas) con respecto a los motores

atmosféricos.

m En las curvas de potencia normalizada (potencia específica) se observa algo similar que en la anterior: todos los casos están bastante agrupados

salvo el motor

VW TDI de 150 CV. Este motor alcanza valores de potencia específica máxima

similares al del motor de la CBR 600 F pero con una velocidad media de pistón máxima bastante menor. Este resultado es también bastante típico, como se ha comentado ya anteriormente en el segundo punto: los motores sobrealimentados consiguen elevada potencia específica por la vía de una presión media efectiva elevada, sin necesidad de “abusar” de la velocidad media de pistón; los motores

12

Cap.1 Parámetros característicos atmosféricos, en cambio, tienden a conseguir la potencia específica por la vía de una velocidad media de pistón elevada, puesto que tienen limitado el valor de

la presión media efectiva.

1.1.9.

Motor

BMW

M3

Como bien es sabido, la marca especialmente deportiva en cada una cular el BMW M3 tiene un motor de 1.9. A partir de estos datos se pide comentar los resultados obtenidos. Tipo

H

MEP atmosférico

H

6 en línea

D

[mm]

86.4

S

[mm]

91

Re

-

11.3al

N de cilindros |

Vr

n de N

máx.

N, máx.

Tabla

Los parámetros

alemana BMW comercializa una versión de las series de sus vehículos. En partila características mostradas en la Tabla calcular los parámetros normalizados y

u

3.2

| [rpm]

7400

[kW]

236

1.9: Características del motor del BMW

M3.

a calcular son los que ya se han visto en la mayoría

de las

cuestiones anteriores. El resumen de los parámetros más importantes se detalla en la

Tabla 1.10.

S/D

-

1.05

pme en N. máx.

[bar]

11.96

Ne espec Máx. —| [kW/m?] | 6709 Cm MÁáx. Tabla 1.10: Parámetros

[m/s] normalizados

22.45

del motor del BMW

M3.

A la vista de estos resultados caben los siguientes comentarios: = El valor de la pme es muy elevada para tratarse de un motor atmosférico girando a tantas revoluciones. Esto se puede explicar gracias al sistema de distribución

variable (sistema VANOS)

que permite optimizar tanto el ángulo de AAE y el

1.2 Problemas

13

de RCA en un amplio rango de regímenes de giro (para más detalles ver cuestión

2.1.4).

m El valor de la potencia específica máxima es muy elevada (cualquier motor MEP

atmosférico

“normal” posee valores del orden de 4000 kW/m?).

Esto muestra

con toda claridad que se trata de un motor de carácter muy deportivo.

m Ligado un poco con lo anterior, el carácter deportivo del motor también se observa en el elevado valor de velocidad media de pistón, que está también claramente por encima de la media. = Finalmente

choca

(relación S/D

bastante

el comprobar

que este motor

es de tipo alargado

> 1), puesto que esto no se corresponde con lo que es común

en los motores deportivos, que son más bien supercuadrados. La razón de esta elección por parte del equipo de ingenieros de BMW es, simplemente, que no puede ser de otra manera si se desea equipar a un vehículo de la serie 3 (serie de tamaño mediano-pequeño) con un motor de 6 cilindros en línea de 3200 cm>: ¡no cabría el motor en el vehículo si los pistones fueran de mayor diámetro! Se puede concluir, por tanto, que el motor analizado tiene un carácter deportivo por las prestaciones que proporciona, si bien su construcción de base no es en absoluto la idónea para un motor de ese tipo de carácter.

1.2. 1.2.1.

Problemas Problema

1

En la Figura 1.3 se puede ver el mapa de funcionamiento de un motor de cuatro tiempos de las siguientes características: m 6 cilindros.

m Carrera: 77.4 mm. m Diámetro: 81 mm. Se pide: 1. ¿Se trata de un MEP

o un MEC?

Justificar la respuesta.

2. ¿Cuál es el máximo rendimiento que tiene este motor? ¿A qué régimen de giro, y a qué grado de carga tiene lugar?

3. Para el punto de máximo par (a 3000 rpm, F = 1.05), determinar:

a) La potencia efectiva.

Cap.1 Parámetros característicos

p.m.e. |bar]

14

380,0

1

— 1000

o

1500

2000

r..——v—'—_—'—'/

—

2600

13000

3500

4000

4500

5000

5500

6000

6500

Régimen de giro |r.p.m.]

Figura

1.3:

/9/kKWh].

Mapa

de funcionamiento

del

motor.

El

consumo

específico

viene

dado

en

b) El caudal másico de combustible.

C) El caudal másico de aire. d)

El rendimiento volumétrico, tomando como referencia las condicio-

nes atmosféricas (1 bar, 30%C). Comentar el resultado.

e) ¿A qué se puede deber que el dosado relativo sea superior a 1?

Datos adicionales: H,: 42000 kJ/kg.

pecífico en 9/kWh.

Rair= 287 J/kg - K.

F. = 1/14.5. Consumo es-

1. Alanalizar el régimen de giro máximo del motor, se observa que es de 6500 rpm, valor que indica que se trata de un MEP. Si se analiza el valor máximo de presión

media efectiva (11.5 bar), concuerda con los valores típicos de MEP atmosféricos. También el nivel de consumo mínimo (-250 9/kWh) vuelve a indicar que se

trata de un MEP. de un MEP.

Existen, pues, indicios suficientes para concluir que se trata

2. El rendimiento máximo tiene lugar cuando el consumo específico de combustible

es mínimo. Analizando el mapa de funcionamiento del motor se observa que este último es de 249 9/kWh, y que tiene lugar a 2900 rpm y una pme de 10.7 bar. El rendimiento correspondiente es:

1.2 Problemas

15

Ne =

Ne

—

1

_

Ms - He -- def-He -

_ 1 - 1000 (9] — 249 [9/kWN] - 42000 [kJ/kg] — 1 [kg]

3600 [s] = 0.344 1 h)

(1.14)

Para determinar el grado de carga al que tiene lugar este rendimiento máximo, se ha de comparar el par (0 pme) en el punto de operación con el correspondiente

par (0 pme) máximo a ese régimen de giro. El valor máximo es de +11.5 bar. Por tanto el grado de carga es:

10.

P

GC =

11.5

= 0.93 =93%

(1.15)

3. El estudio ahora se centra en el punto de par máximo, del que se indica que el régimen es de 3000 rpm y el dosado relativo de 1.05. a)

Para hallar la potencia efectiva simplemente es necesario utilizar el valor de pme que se tiene en dicho punto y la cilindrada:

D?

Wr=2:7: --

=0.002393 [m*]

Ne = pme - Vr -n-i=68.8

[kW]

(1.16) (1.17)

b) El caudal másico de combustible se puede calcular a partir de la potencia efectiva y el consumo específico de combustible:

y = def - Ne =275 [9/kW1h) - 688 [kW]- 1(1)0[g-º[]g] : 3610([)h][8] = as = 0.005256 [kg/s] c) Para hallar el caudal másico de aire simplemente se ha de utilizar el caudal másico de combustible recién calculado y el dosado de la mezcla:

a. = FF -m — =0.07258 [kg/s] d)

(1.19)

El rendimiento volumétrico consiste en comparar el caudal másico de aire

real con el caudal másico de aire de referencia (en condiciones atmosféricas, tal como se indica en el enunciado).

Pref =—-————z=1.15 =R 5 [kg/m*]3

Mlwol === — pTa

—

=

1.055 [-] 105

1.2 (1.20) 1.21 (1.21)

16

Cap.1 Parámetros característicos Se obtiene un rendimiento volumétrico superior a la unidad. Esto quiere decir que el motor está muy bien optimizado en este punto de funcionamiento: el colector de admisión debe estar sintonizado a este régimen de giro, y el RCA (ver cuestión 2.1.1) debe ayudar a aprovechar la inercia de la columna de aire. Este resultado es totalmente razonable, pues justamente el diseño del motor es óptimo en el punto de par máximo (precisamente

por esa razón se obtiene el par máximo).

€) A plena carga en los MEP es usual trabajar con un dosado superior al estequiométrico. El interés perseguido es triple: en primer lugar se busca maximizar la velocidad de combustión (que tiene lugar a dosados ligeramente

ricos), en segundo lugar se intenta mejorar el rendimiento volumétrico con

el descenso de temperatura provocado por la evaporación del combustible “extra”, y en tercer lugar se reducen las temperaturas de escape (pues una parte del combustible se utiliza como diluyente, reduciendo así la temperatura de escape), con lo que se vela por la vida del motor.

1.2.2.

Problema

2

En la anterior Figura 1.3 puede verse el mapa de funcionamiento de un motor de cuatro tiempos de las siguientes características: m 6 cilindros m Carrera: 77.4 mm. m Diámetro: 81 mm. Este motor equipa a un vehículo que circula a 120 km/h en 3* velocidad, siendo el régimen del motor de 4500 rpm y la carga del 50 %. En estas codiciones se pide: 1. Calcular la presión media efectiva a la que opera el motor, el consumo específico de combustible y la potencia que está desarrollando. 2. Sabiendo que el dosado relativo es 1 y tomando como referencia las con-

diciones atmosféricas (1 bar, 30%C), calcular el rendimiento volumétrico. ¿Es lógico el valor encontrado? Comentar el resultado.

3. Hallar el consumo

litros a los 100 km

730 kg/m3.

horario de combustible sabiendo

que

(en //h) y el consumo en

la densidad

del combustible

es de

El conductor cambia a 5* velocidad y pisa más el acelerador para mantener la velocidad. Debido a ese cambio de marcha el régimen del motor desciende a 3000 rpm.

1.2 Problemas

17

4. Suponiendo que el rendimiento de la transmisión es el mismo que antes, hallar la potencia y la pme a la que opera ahora el motor. 5. Buscar el nuevo consumo horario y el consumo en litros a los 100 km. Coméntese el resultado.

Datos adicionales: 5, = 1/14.5. Consumo específico en 9/kWh.

Raire= 287 J/kg - K

1. El punto de funcionamiento es a 4500 rpm y 50 % de carga. Es necesario conocer el valor de la pme a plena carga en ese régimen de giro para poder determinar la pme correspondiente al 50 %. Como puede observarse en el mapa del motor,

a plena carga la pme es de 11.3 bar, con lo que al 50% de carga la pme será de

5.65 bar. Situando este punto en el mapa se tiene un consumo específico de combustible de 290 9/kWh. Finalmente, la potencia que está desarrollando el

motor en estas condiciones es:

Ne = pme - Vr -n-i=50.7

[kW]

(1.22)

2. Para hallar el rendimiento volumétrico es preciso buscar el caudal másico de aire real que circula por el motor y el caudal másico de aire de referencia. Para hallar el caudal másico de aire real se determinará primero el caudal másico de combustible para después, utilizando el dosado, encontrar el caudal másico de aire. El caudal másico de combustible se puede calcular a partir de la potencia efectiva y el consumo específico de combustible:

Mf = ef - Ne = 290 [9/kWN] - 50.7 [kW] - %áºg[]g] : 36107([)h][3] =

a

= 0.004084 [k:g/s] A partir de este valor y del dosado másico de aire: .

a=

de la mezcla

se puede

me

F *F = 0.059224 [kg/s]

calcular el caudal

(1.24)

Finalmente se ha de calcular el caudal másico de aire de referencia (en condi-

ciones atmosféricas, tal como se indica en el enunciado), de la siguiente manera:

Prf = — =R

=1.15 (49/m] [kg/m*

u Pref Nvol = 7VT de

== 0.574 [-]

1.25 (1.25) (1.26)

18

Cap.1 Parámetros característicos A primera vista, este resultado podría sorprender. No obstante hay que recordar que se trata de un motor de encendido provocado operando a media carga, y precisamente en este tipo de motores la carga se regula reduciendo la cantidad de mezcla que se introduce en el cilindro. Por tanto es lógico que se haya obtenido un rendimiento volumétrico

en torno a 0.5.

3. El consumo horario se puede obtener a partir del caudal másico de combustible ya calculado previamente, con un simple cambio de unidades y haciendo uso de la densidad del combustible.

Cons. ons. Horario Horario = 0.004084

kg) — 1[1 — 3600(s] 073 [kg]

—— 1 ]

=20.14 (1/n) — (127)

Y los litros a los 100 km se calculan de la siguiente manera:

2014 1hU[emj 50 * 100 [km] =— 16.79 [1/100xm]

(1.28)

4. En la nueva marcha, como la velocidad del vehículo es la misma y el rendimiento de la transmisión es el mismo, la potencia demandada al motor es exactamente la misma. Si el régimen de giro ahora es de 3000 rpm, la pme correspondiente será:

Ne8.475

pme = Tai

[bar]

(1.29)

5. Para determinar el consumo horario y el consumo a los 100 km simplemente hay que rehacer los cálculos que han realizado anteriormente. El consumo específico de combustible en este nuevo punto de operación (según el mapa del

motor) es de 257.5 9/kWh. A partir de este valor, el consumo horario es de 17.88 [1/h] y el consumo a los 100 km es de 14.9 [1/100 km].

A la vista del resultado se observa una mejora del consumo al circular en la marcha más larga, lo que concuerda con la experiencia cotidiana. Este resultado se puede explicar de dos maneras distintas: = El punto de operación, dentro del mapa de funcionamiento del motor, se sitúa ahora más cerca del polo económico, con lo que aumenta el rendimiento del motor. m El nuevo punto de operación posee un mayor grado de carga, y justamente el rendimiento crece cuando se pasa de media a alta carga!. 1Conviene señalar que si bien el rendimiento crece al pasar de baja a alta carga, éste se deteriora al pasar de alta carga a plena carga. Este deterioro está ligado al enriquecimiento de la mezcla que se introduce

del problema

para reducir

1.2.1).

problemas

térmicos

en el motor

cuando

éste opera

a plena carga

(ver final

1.2 Problemas

1.2.3.

19

Problema

3

En la Figura 1.4 se representa el mapa de funcionamiento de un motor de cuatro tiempos con las siguientes características básicas: m 4 cilindros en línea. m Motor cuadrado.

30kW

;y 16

X

14

—

Ne=60kW

90kW

EE

x

Xx

X

E 10[ AA

s E

X'Xx_xxx&

2

1.4: Mapa

TA

Ne 20


1.44 (1.44)

= 1.488 88 [-][-

1.45 (1.45)

ol =5 — Tuol Vn — i py

Se observa que el valor es muy superior a la unidad, lo que es consecuencia de la sobrealimentación del motor.

24

Cap.1 Parámetros característicos e) Finalmente, para hallar el consumo en litros a los 100 km es preciso operar a partir del consumo de combustible:

[kg]

1 [m*]

0:-006136 T -760 g|

1000 (1)

3600 [s]

T ]]O

— 1[h]

fem) * 100 Del =

=20.76 (1/100km]

(1.46)

Se observa que el consumo es bastante elevado, lo que es lógico, puesto que el punto de funcionamiento representa unas condiciones de operación que podrían corresponder a remontar una subida con el acelerador a fondo. 3. Setrata ahora de repetir los cálculos en otro punto de funcionamiento (al mismo

TÉg| imen pero al 50% de carga). Se darán simplemente los resultados. a

) Ne = 40.91 [kW] (se ha tomado una pme de 0.5 - 16.8 = 8.4 bar).

b ) mj = 0.002955 kg/s (con ger = 260 9/kWh). c

) Na = 0.042841 kg/s.

d ) "o = 75.23%. Se constata que el rendimiento volumétrico ha disminuido

mucho. Este resultado es completamente lógico, pues en un MEP la carga se regula de manera cuantitativa, es decir, se hace variar la cantidad de mezcla (y por tanto de aire) que entra en el cilindro. De alguna manera, se podría decir que la regulación de la carga en los MEP es por deterioro del rendimiento volumétrico.

) 141/100 km. Obviamente el consumo se ha reducido, puesto que se está pul-

sando menos el acelerador (media carga).

1.2.5.

Problema

5

En la Figura 1.4 se presenta el mapa de consumo específico (9/kWh)

de un motor MEP

sobrealimentado.

1. Si el motor es de 4 cilindros, cuadrado y con una carrera de 83 mm, determínese la cilindrada.

2. Sabiendo que el par máximo tiene lugar a 3700 rpm, calcúlese el valor de ese par, así como la potencia correspondiente en ese punto.

3. Determínese el caudal másico de aire que está utilizando el motor en ese punto, sabiendo que el dosado relativo de funcionamiento es 1.1. 4. Sabiendo que el rendimiento volumétrico,

definido éste en referencia a

las condiciones en el colector de admisión, es del 97 %, calcular la presión

1.2 Problemas

25

de sobrealimentación. Efectuar un comentario sobre el valor hallado. (Nota: considérese que la temperatura a la salida del intercooler es de 60%C).

5. Sabiendo

que en

primera

velocidad

a régimen

de potencia

máxima

(5600 rpm) el vehículo alcanza una velocidad de 55 km/h, determinar

cuál es la máxima pendiente que es capaz de superar el vehículo equipado con este motor, sabiendo que éste pesa en total 1.5 toneladas. Para ello se han de seguir los siguientes pasos: a) Con los datos de la relación entre el régimen de giro y la velocidad

del vehículo,

hallar la relación entre el par motor y la fuerza en

la rueda. (Nota: despreciando pérdidas, suponer que la potencia —angular— del motor es igual a la potencia -lineal—- consumida por

el vehículo).

b) Calcular la máxima fuerza que puede ejercer el motor en las ruedas en 1* velocidad. (Nota: téngase en cuenta que el embrague se puede hacer patinar, en principio, todo lo que se desee). C) Hallar la relación entre el peso del vehículo y la fuerza resistente que este peso ejerce cuando el vehículo está en una carretera con ángulo de inclinación 8. (Nota: para simplificar se despreciará la

fuerza de rodadura y de rozamiento).

d) A partir de los resultados anteriores, hallar el ángulo £ y, a partir de él, la pendiente máxima que puede superar el vehículo. Datos:

F. = 1/14.5, Raire = 287 J/kg - K.

1. Si el motor es cuadrado, la carrera y el diámetro son iguales. La cilindrada total es igual a la cilindrada unitaria multiplicada por el número de cilindros:

D . VT:Z—Vd:4—W—T—s:1.796—10*5 [m*]

(1.47)

2. Para hallar el par se ha de tomar del mapa del motor la pme máxima correspondiente al régimen de par máximo. Este valor es de 17 bar. En primer lugar se determina la potencia en ese punto a partir de los datos disponibles: Ne

=pme

- Vr-n:i=

=17 - 10 - 1.796 - 10-

3 3700

05

10 = 94.16 [kW]

(1.48)

A partir de este valor se puede hallar ahora el par motor:

Ne=Me:-2-7+-n

>

Me=243

[N .m]

(1.49)

Cap.1 Parámetros característicos 3. Para hallar el valor del caudal másico de aire es necesario determinar, en primer lugar, cuál es el consumo específico de combustible. Según el mapa, este valor es de aproximadamente 282 9/kWh. A partir de este valor se puede hallar el caudal másico de combustible:

Mf = des - Ne = 282 [9/kW1] - 94.16 [k+W] - %

: 3á07([]h][b] =

as

= 0.00737 [kg/s] Y a partir de este valor y del dosado de la mezcla másico de aire: .

a=7

m

se puede calcular el caudal

fF = 0.0972 [kg/s]

(1.51)

4. El rendimiento volumétrico se define como la relación entre el caudal másico real que consume el motor y un caudal másico de referencia. El caudal másico de referencia se calcula de la siguiente manera: Mref = Pref - V

-n-i

(1.52)

Como el caudal másico real ya es conocido, y el valor de rendimiento volumétrico también lo es, se puede determinar el valor de la densidad de referencia: Pref = 1.81 kg/m>. Esta densidad es, según el enunciado, la que existe en el colector de admisión. En este punto se conoce la temperatura, con lo que la

presión se puede determinar a partir de la ecuación de estado:

P =Prej - Raire - Tref =

1 [bar]

=1.81 [4kg/m3] - 287 [J/kg - K) -333 [K] - 10 a

-17 (bar]

(1.53)

5. Este apartado se resolverá siguiendo las etapas propuestas en el enunciado. a)

El balance de potencias es el siguiente: la potencia “angular” del motor es el par motor multiplicado por la velocidad angular (en radianes por segundo),

Nmotor (= Ne) = Me

- 2-7 -n. La potencia lineal absorbida por

el vehículo es la fuerza que se opone a su movimiento multiplicado por la velocidad del vehículo, Nyvenículo = Fres - vel (donde la velocidad se ha de expresar en m/s). Igualando ambas potencias se halla la relación buscada:

Me _ vel Fres 2-7

— — 55/36 = 0.02605 [N - m/N] 2-7-5600/60

(1.54)

1.2 Problemas

»)

27

La máxima fuerza en las ruedas tendrá lugar cuando el par del motor sea

máximo

(se ha de tener en cuenta que cuando se va a iniciar la marcha

en un vehículo, generalmente se acelera para tener un cierto par, haciendo patinar el embrague; la máxima capacidad de arranque del vehículo se dará justamente cuando el par motor sea máximo). Para el par máximo, teniendo en cuenta la relación entre fuerza y par motor hallada en el apartado anterior, se puede determinar la fuerza máxima que se ejerce en las ruedas: Fres_-már = 9327.45 [N]. Si $ es el ángulo de inclinación de la carretera (3 = 0 sería una carretera horizontal), la fuerza que se opondría al avance del vehículo sería la proyección del peso de éste en la dirección paralela a la carretera: Fres = Mvehículo * 9 - sen(6) = 1500 - 9.8 - sen(5)

(1.55)

Igualando los resultados obtenidos en (b) y (c) se puede determinar el ángu-

lo máximo que podrá remontar el vehículo: sen(5) = 0.634 = BOmár = 39.38%. La pendiente máxima es la tangente de este ángulo: 0.821 = 82.1 %.

Se comprueba que el valor es muy elevado, lo que viene originado por las simplificaciones que se han hecho: no hay resistencia a la rodadura, ni rozamientos, ni pérdidas en la transmisión. Si se hicieran hipótesis más

razonables, se encontraría también un valor de pendiente más razonable.

Pero el procedimiento de resolución del ejercicio, que es lo que en realidad

importa,

1.2.6.

sigue siendo el mismo.

Problema

6

En la Figura 1.5 se presenta el mapa de consumo específico (g/kWh) de un motor MEP de 4 tiempos sobrealimentado. El motor es cuadrado y tiene 4 cilindros. 1. Sabiendo

que el par máximo

del motor es de 270 N - m y que tiene

lugar a 3700 rpm, determínese la cilindrada del motor.

2. Calcúlese la potencia lugar a 5600 rpm.

máxima

de este motor sabiendo que ésta tiene

3. El motor se encuentra a 3700 rpm y entregando una pme de 10 vbar. ¿Cuál es el grado de carga del motor en ese punto de funcionamiento? Determínese el dosado al que está operando el motor en ese punto sabiendo que el rendimiento volumétrico referido a condiciones atmosféricas es del 97 %. Coméntese el resultado obtenido. 4. Se desea comparar este motor con un motor Mazda de características similares: 6 cilindros, D = 80.3 mm, S = 74.2 mm, potencia máxima

28

Cap.1 Parámetros característicos

=

pme (bar)

xwxx:xxxx XXX__ x9 280 280270 g/kWWh

- 500 1000

Figura 1.5: Mapa

2000

3000 4000 régimen (rpm)

de funcionamiento

del motor.

El consumo

5000

6000

específico se da en [9/kWh].

de 158 kW a 5300 rpm y par máximo de 295 N - m a 3700 rpm. Selecciónese los parámetros más adecuados para efectuar la comparación, y hágase un comentario sobre ambos motores. Datos: F, = 1/14.5, Roi.. = 287 kg/m?, y 50%C.

condiciones atmosféricas:

1 bar

1. En el punto de par máximo (y, por tanto, máxima pme), el valor de la pme es de 17 bar. Aplicando la relación existente entre el par motor y la pme se puede determinar el valor de la cilindrada:

Vr

?M€—2—7r

—

pme-i

— 0.001996 [m*]

(1.56)

2. Parael régimen de 5600 rpm se puede determinar, a partir del mapa del motor, la pme máxima correspondiente: 14.4 bar. A partir de este valor y de la cilindrada recién calculada se puede determinar la potencia máxima del motor:

1 [kW]

N,¿:pmerVT—n-i

E

E

-

2 1.9 1.8

T 2

1

T 3 Padm

4

[bar]

Figura 4.23: Evolución del porcentaje de blow-by en función de la presión de admisión.

admisión), pero obviamente el caudal másico de blow-by, que es lo que se suele medir experimentalmente, crece a medida que aumenta la presión de admisión, pues la masa encerrada en el cilindro es también cada vez mayor. Efecto

del régimen

de giro.

El análisis del efecto del régimen de giro sobre el porcentaje de blow-by conduce a los resultados que se muestran en la Figura 4.24. Ahí se observa que a medida que aumenta el régimen de giro, el porcentaje de blow-by es menor, dado que el tiempo de duración del ciclo es también menor. No obstante, el caudal másico de blow-by (que es el parámetro que usualmente se mide experimentalmente) se mantiene aproximadamente constante independientemente del régimen de giro, pues si bien en cada ciclo se pierde menos masa, se está efectuando un mayor número de ciclos.

12

o a

%Blow-by [%]

10 -

4

-

2[1]

[1]

T

1000

T

T

2000 3000 Régimen [rpm]

T

4000

5000

Figura 4.24: Evolución del porcentaje de blow-by en función del régimen

de giro.

Capítulo

5

Combustión

en MEP

y MEC

Contenido 5.1.

Cuestiones.

. .....o.eereere eo re re re eacroe

5.1.1.

Motor de explosión

5.1.2.

Límite del régimen de giro . ..

...............

100

5.1.3.

Tiempo

... .._

101

5.1.4.

Relación entre el tiempo de retraso y la combustión mezclada en MEC . ...... ...

5.1.5.

Utilidad de la inyección piloto . ..

5.1.6.

Control de la mezcla en DI e IDI

5.1.7.

Arranque en frío en motores Diesel

5.1.8.

Comparación entre motores Diesel IDI y DI

. .......

105

5.1.9.

Sistemas de inyección Diesel del futuro . . .........

107

de retraso

. . ... . ..

...

...

..

........

...

100

pre-

100

102

e—..e.

102

..............

103

..

.........oóe.

105

5.1.10. Velocidad de combustión en una deflagración premezclada

(combustión en MEP)

5.1.11. Dispersión cíclica . .. 5.1.12. Turbulencia

“tumble”

5.1.13. Twin-spark

. . ...

... .2

5.1.14. Encendido superficial 5.1.15. Consecuencias del picado de biela . ..

.........e.

5.1.16. Condiciones críticas para el picado de biela

........

116

............or

116

. ................

118

5.1.17. Diseño cámara combustión MEP 5.1.18. Centrado de la combustión

5.1.19. Variación del avance del encendido con la carga

. .....

5.1.20. Parámetros cuantificadores de la calidad del combustible . 5.2.

Problemas 5.2.1.

114

118 120

. . ....o.oo.eerere eo re re oe aereo

121

Estimación de la masa inyectada a partir de la medida de presión en el cilindro . . ...

121

100

5.1. 5.1.1.

Cap.5 Combustión en MEP y MEC

Cuestiones Motor

de explosión

En los medios especializados en deportes del motor y en diversos otros medios divulgativos es habitual utilizar la expresión de “motores de explosión” para referirse a los motores de encendido provocado. ¿Qué se puede opinar al respecto? El concepto de explosión se asocia a una combustión de tipo repentino, abrupto. En el contexto de la ciencia que estudia la combustión, la combustión repentina (en la que hay una discontinuidad temporal, es decir, que en un determinado tiempo se pasa de no haber combustión a que todo está quemado) se denomina combustión generalizada o autoencendido. Esto no es, de ninguna manera, lo que ocurre en el interior de un motor de encendido provocado. En este tipo de motores lo que ocurre es que la combustión se inicia entre los electrodos de una bujía, y desde ese punto se propaga la combustión, a través de un frente de llama, al resto de la mezcla distribuida por la cámara de combustión. Este fenómeno, si bien es muy rápido (dura

del orden de unos milisegundos), no es instantáneo, y constituye lo que se denomina

una deflagración premezclada. Por tanto conviene no referirse a estos motores como “motores de explosión”, pues ello puede inducir a un error en la interpretación de cómo ocurre el proceso de combustión en su interior. Dentro

del

contexto

de

los

motores

de

combustión

interna

alternativos,

los

dos únicos escenarios en los que realmente ocurre una especie de explosión es (a) cuando se da el autoencendido en los motores de encendido por compresión (que es

su manera normal de funcionar), si bien una vez iniciada la combustión el resto de la misma ocurre simplemente como una deflagración por difusión (y por tanto también

aparece un frente de llama), y (b) en los motores de encendido provocado cuando tiene lugar una anomalía en la combustión: el picado de biela (ver más detalles en las cuestiones 5.1.15 y 5.1.16). Por tanto, de manera rigurosa no es conveniente utilizar la denominación de “motor de explosión” ni al referirse a los MEP ni a los MEC.

5.1.2.

Límite

del régimen

de giro

¿Qué es lo que limita el régimen de giro en un motor de encendido por compresión? ¿Y en uno de encendido provocado? Justifíquese la respuesta. En un MEC los procesos de inyección y combustión tienen lugar de manera simultánea. La velocidad de combustión está limitada por la velocidad de mezcla, la cual viene limitada, a su vez, por la presión de inyección (especialmente en los motores DI) y la velocidad del aire dentro de la cámara de combustión (especialmente en los motores IDI). Este hecho impone un límite a la velocidad de combustión, y de esta manera queda limitado también el régimen de giro máximo del motor. En un MEP, en cambio, la combustión se realiza con la mezcla ya formada previamente. La velocidad de combustión depende casi únicamente de la turbulencia

existente en la cámara, la cual aumenta a medida que incrementa el régimen de giro.

5.1 Cuestiones

101

El régimen de giro, entonces, no está limitado por velocidad de combustión. caso el límite viene impuesto por otros dos factores:

En este

1. El rendimiento volumétrico. A medida que aumenta el régimen de giro, empiezan a hacerse más patentes los fenómenos de compresibilidad (números de Mach elevados en las secciones más pequeñas dentro de la línea de admisión). Esto provoca una caída “en picado” del rendimiento volumétrico, y por tanto de la potencia proporcionada por el motor. 2. Las fuerzas de inercia en el sistema de distribución. A elevado régimen de giro, la fuerza que deben realizar los muelles de las válvulas para conseguir que éstas retornen tras haber sido abiertas por las correspondientes levas, es más elevada. Por encima de un régimen de giro los muelles ya no pueden cumplir su función, dándose lo que se denomina el comportamiento balístico de la distribución, también conocido como el “pasarse de vueltas” (puede verse más información

en referencia a este punto en la cuestión 9.1.5).

Ambos fenómenos son lo que, de hecho, limitan el régimen de giro en los MEP.

5.1.3.

Tiempo

de retraso

Detállese qué ocurre durante la primera fase de la combustión en los motores de encendido por compresión, así como qué efectos tienen las condiciones operativas del motor sobre el valor del tiempo de retraso. La primera fase de la combustión en un MEC es aquella que transcurre entre el inicio de la inyección y el de la combustión. En esta fase, por tanto, no hay combustión propiamente dicha, y lo que se da son todos los preparativos para que ésta pueda empezar. Existen dos grandes ingredientes en el tiempo de retraso: el tiempo de retraso físico y el químico. En el tiempo de retraso físico se dan los procesos físicos necesarios para que pueda darse la combustión, incluyéndose tanto el proceso de mezcla entre el aire y el combustible, como el proceso de evaporación de este último. En el tiempo de retraso químico, que representa en torno al 90% del total del tiempo de retraso (y, por tanto, es el principal componente del mismo), se dan todas las prerreacciones necesarias para que pueda tener lugar el proceso de combustión.

Dado que el principal componente del tiempo de retraso es el retraso químico,

es sobretodo aquello que altera la química de las prerreacciones de combustión lo que tendrá más repercusión en el tiempo de retraso. Básicamente hay dos grandes parámetros: la temperatura y la presión en el interior del cilindro: = La temperatura es, indiscutiblemente, el parámetro que más influencia ejerce sobre el tiempo de retraso. Cuanto más baja es la temperatura, mayor es el

tiempo requerido para el autoencendido, pues se entorpecen todas las prerreac-

ciones que han de tener lugar antes de la combustión.

= La presión ejerce también una influencia sobre el tiempo de retraso, pero ésta es mucho más moderada que en el caso de la temperatura. La tendencia es una pequeña reducción del tiempo de retraso a medida que aumenta la presión.

102

5.1.4.

Cap.5 Combustión

Relación entre el tiempo premezclada en MEC

de

retraso

y

la

en MEP y MEC

combustión

En un motor de encendido por compresión especifíquese y justifíquese la relación existente entre la primera y la segunda fase de la combustión. (Se recuerda que la primera fase de la combustión empieza en el momento en el que se inicia la inyección de combustible). Como ya se ha visto, la primera fase de la combustión en un MEC es aquella en la que, en realidad, no hay combustión. El combustible está entrando en la cámara y se va preparando para la combustión. Cuando se vence el tiempo de retraso físico (el tiempo que necesita el combustible para mezclarse con el aire y evaporarse) y el químico (el tiempo que se precisa para que se inicie la reacción rápida de combustión) entonces finaliza la primera fase de la combustión y empieza la segunda: el período de combustión rápida o combustión premezclada. La relación entre ambas fases es muy clara: en la segunda fase se quema de manera muy rápida todo el combustible que ha podido prepararse para la combustión durante la fase anterior. Por tanto, si el tiempo de retraso es largo, la segunda fase de la combustión será muy intensa, pues habrá gran cantidad de combustible involucrado. Esto se traduce en un funcionamiento muy ruidoso del motor. A modo de ejemplo, cuando el motor está frío el aire dentro de él tendrá una temperatura inferior a la habitual. Tal y como se ha visto ya en la cuestión 5.1.3, esa disminución de la temperatura del aire provoca un incremento del tiempo de retraso, lo que trae como consecuencia un aumento de la fracción quemada en premezcla y, por tanto, del ruido y brusquedad de la combustión, lo que concuerda perfectamente con la experiencia.

5.1.5.

Utilidad

de la inyección piloto

En los motores Diesel DI actuales es habitual utilizar lo que se denomina inyección piloto. Coméntese en qué consiste esta estrategia de inyección, especificando cuál es la razón de su uso. El uso de una inyección piloto o preinyección consiste en inyectar una pequeña cantidad de combustible antes de la inyección principal (la inyección propiamente dicha). El interés que tiene esta estrategia de inyección justamente es provocar una primera combustión que elevará la temperatura en el interior del cilindro en el instante en el que se inyectará la inyección principal. Esta maniobra reduce significativamente el tiempo de retraso de la inyección principal, con la consecuente reducción en la

brusquedad de la segunda fase de la combustión (ver más detalles en la cuestión 5.1.4).

Este resultado se puede observar en la Figura 5.1, en la que se presenta la ley de combustión (DFQL -derivada de la fracción de calor liberado-) para un caso en el que se utiliza la inyección piloto y para un caso en el que no se utiliza. Ahí puede verse

que la ley de liberación de calor de la combustión principal se suaviza de manera muy

significativa al utilizar la inyección liberación de calor correspondiente combustión principal) así como la principal, la cual se traduce en un

piloto. En la figura a la inyección piloto reducción del tiempo desplazamiento hacia

se puede remarcar el pico de (que tiene lugar antes de la de retraso de la combustión la izquierda de su DFQL.

5.1 Cuestiones

103

60 -

57 40 -

Z

— —

Sin piloto Con piloto

20

30

—

9 201 a)

| º

-

20

-40

0

10

Ang. [*]

40

50

Figura 5.1: Leyes de combustión para un caso con inyección piloto y otro sin ella.

Es importante darse cuenta, no obstante, de que el uso de la inyección piloto no tiene sentido desde el punto de vista energético, puesto que reduce la eficiencia del motor. Ello es debido, sencillamente, a que hay una pequeña porción del combustible que quema antes del punto muerto superior, realizando un trabajo negativo en el motor (pues entorpece la subida del pistón cuando éste aún no ha llegado al punto muerto superior). Debido a este inconveniente energético hay que remarcar que es muy importante que el tamaño de la inyección piloto sea lo más pequeño posible (para no estropear el rendimiento del motor)? garantizando, no obstante, la liberación de calor suficiente para reducir el tiempo de retraso de la inyección principal, para de esa manera reducir de manera significativa el ruido emitido por el motor. El tamaño de la piloto, por tanto, constituye un compromiso entre la reducción del ruido y un rendimiento adecuado del motor.

5.1.6.

Control de la mezcla en DI e IDI Coméntese cuál es el parámetro que controla la formación de la mez-

cla en cada uno de los dos tipos de motor Diesel (inyección directa -DI- e indirecta -IDI-). ¿Qué implicaciones tiene esto?

La filosofía de trabajo de cada uno de los tipos de motor Diesel es radicalmente distinta. En cualquier caso, el objetivo que pretende cada uno de los tipos de diseño IConviene resaltar que actualmente existen modalidades de funcionamiento del motor Diesel en los que se combina una inyección efectuada en varias fases, la mayoría de ellas muy tempranas, junto con grandes cantidades de EGR (recirculación de gases de escape), con el fin de tener lo que se denomina como combustión homogénea. En este caso el autoencendido sigue dándose cerca del PMS, con lo que no se tiene una pérdida de rendimiento, y el gran beneficio es que la combustión tiene lugar

a baja temperatura,

contaminantes.

de manera

que reduce

muy

significativamente

la formación

de sustancias

Cap.5 Combustión en MEP y MEC

104

N

N

Figura 5.2: Diseño de cámaras de combustión Diesel. Izquierda.- Inyección indirecta (IDI).

Derecha.- Inyección directa (DI).

de cámara de combustión es favorecer la mezcla aire-combustible.

En la inyección

indirecta, el aire es quien se responsabiliza de ir en busca del combustible. Para ello se confina el aire en una precámara, imprimiéndole un enérgico movimiento de torbe-

llno (ver Figura 5.2, a la izquierda). En el seno de ese aire con movimiento intenso

se inyecta el combustible, y sin grandes problemas se consigue elaborar una buena mezcla. En la inyección directa, en cambio, es el combustible quien se responsabiliza de realizar la mezcla, buscando al aire allí donde éste pueda encontrarse. Para ello el combustible debe ser finamente atomizado, inyectado a elevada presión y convenientemente repartido a fin de garantizar una adecuada mezcla (ver Figura 5.2, a la

derecha).

La manera en como trabaja cada sistema tiene una serie de implicaciones: = Enelsistema IDI, la velocidad del aire incrementa a medida que crece el régimen de giro. Esto quiere decir que la energía disponible para mezclar incrementa a medida que sube el régimen del motor, con lo que el sistema se adapta bien al incremento de régimen de giro, y será capaz de operar a regímenes de giro más elevados que el sistema DI. En el sistema DI el parámetro clave es la presión de inyección. A bajo régimen de giro, donde el requerimiento en presión no es tan importante, el motor tendrá un proceso de mezcla excelente, con lo que tendrá un par muy elevado. A alto régimen de giro, una vez se haya alcanzado la presión de inyección máxima permitida por el sistema, el motor tendrá dificultades para efectuar la mezcla, con lo que este tipo de motor no podrá operar a elevado régimen de giro. En el sistema IDI el papel que juega la presión de inyección es prácticamente nulo, con lo que no vale la pena invertir en sistemas de inyección muy sofisticados. En cambio en los DI es de vital importancia disponer de un sistema de

inyección de alta calidad.

5.1 Cuestiones

105

Finalmente conviene resaltar que, si bien los dos tipos de diseño de cámara de combustión Diesel tienen filosofías opuestas, existe una aplicación en las que se hace uso de ambas filosofías a la vez, y es en los motores DI de reducido tamaño. En efecto, en este caso el espacio disponible para que el chorro efectúe el proceso de mezcla es muy limitado, y en muchos casos insuficiente. El combustible corre el riesgo de impactar sobre las paredes de la cámara de combustión antes de finalizar el proceso de mezcla. Si fuera el combustible el único responsable de efectuar el proceso de mezcla, el impacto de éste con la pared impediría que este proceso pudiera finalizarse. En estos casos es habitual imprimir al aire un movimiento de torbellino (swirl) importante, para poder así “rematar” el proceso de mezcla del combustible que impacta sobre las paredes. De esta manera el proceso de mezcla es, en su conjunto, de mayor calidad, si bien se

pierde un poco en rendimiento (ver cuestión 5.1.8).

5.1.7.

Arranque

en frío en motores Diesel

Teniendo en cuenta el distinto diseño de los motores Diesel de inyección

directa e indirecta (ver detalles en la cuestión 5.1.6), justifíquese cómo será en cada uno de ellos el proceso de arranque en frío.

Los motores Diesel IDI tienen una mayor relación superficie/volumen en la cámara de combustión que los DI. Por esta razón el motor IDI es menos adiabático,

lo cual repercute en un deterioro del rendimiento térmico y en un enfriamiento más

acusado del aire en el proceso de compresión. Esto conduce a que estos motores nece-

siten (incluso en verano) un sistema de ayuda al arranque (bujía de calentamiento).

Sin un sistema así es imposible garantizar el arranque del motor cuando éste está frío. La situación de arranque en frío en los motores Diesel DI es, en cambio, mucho más fácil. En este caso la bujía de calentamiento no se necesita más que en casos extremos (usualmente se empieza a requerir por debajo de los 0%C). Como curiosidad, en diversas ocasiones ha ocurrido que un vehículo equipado con este tipo de motor y que en condiciones normales no daba ningún problema de arranque en frío, se ha

negado a arrancar por la mañana en el segundo día de vacaciones de Navidad que el

usuario está pasando junto a la estación de esquí. Las bujías de calentamiento de su vehículo estaban ya averiadas de antemano, pero como en condiciones normales no son imprescindibles, sólo en esa situación extrema es cuando se ha puesto de manifiesto claramente la avería.

5.1.8.

Comparación

entre motores Diesel IDI y DI

Teniendo en cuenta la manera de funcionar de cada tipo de motor Diesel (inyección indirecta e inyección directa), deducir las principales ventajas

e inconvenientes de cada uno de ellos.

106

Cap.5 Combustión en MEP y MEC

Inyección indirecta (IDI): Ventajas: = El régimen de giro máximo al que puede operar el motor es más elevado, y el dosado máximo de operación también. Esto es así porque la capacidad de mezcla crece con el régimen de giro de manera natural y porque la probabilidad de que todo el combustible encuentre aire para quemar es más elevada. m El sistema de inyección es más sencillo y barato, puesto que es el aire

el encargado de mezclar, y no el combustible. Tanto esta ventaja como la anterior se justifican más extensamente en la cuestión 5.1.6.

Inconvenientes: = El rendimiento efectivo del motor es menor. zones simultáneamente:

Esto es debido a dos ra-

1. La superficie de la cámara de combustión (cámara + precámara)

es mayor, con lo que hay más pérdidas de calor durante el proceso de combustión.

2. Toda la carga (aire + combustible) tiene una velocidad muy elevada, con lo que el coeficiente de película (coeficiente de convección)

es más grande que en un motor DI. Las pérdidas de calor durante

la combustión, por tanto, son aún más elevadas. m El arranque en frío es más cuestión 5.1.7. m La culata es más compleja

difícil,

como

se ha justificado

(por el hecho

de tener

que

ya en la

ubicar

una

precámara), y tiene un mayor riesgo de rotura. Esto último es debido

a las elevadas tensiones térmicas que tienen lugar en la garganta que separa la precámara de la cámara, lugar muy propenso a la aparición de grietas.

Inyección directa (DI): Ventajas: m El rendimiento efectivo es mayor, pues hay menos pérdidas de calor durante el proceso de combustión (puesto que la cámara tiene menos superficie de contacto con la carga y esta última tiene menos movimiento, con lo que el coeficiente de película es menor). m El arranque en frío es más fácil. m El diseño de la culata es más sencillo, y posee menor riesgo de agrietamiento.

m El par a bajo régimen es mayor (porque la presión de inyección, que es la “promotora” de la mezcla, puede ser elevada a bajo régimen). Inconvenientes: = El régimen de giro máximo es más limitado. m El sistema de inyección ha de ser más tecnológico (se requieren pequeños diámetros de orificio y elevadas presiones de inyección), con lo que es más caro.

5.1 Cuestiones

107

Los elevados requerimientos del sistema de inyección son los que explican la tardía aparición de los motores DI de pequeño tamaño, pues justamente en esta aplicación se agudiza aún más el problema (pues más pequeños deben ser los orificios de los inyectores).

5.1.9.

Sistemas

de inyección

Diesel del futuro

En la actualidad existen dos sistemas de inyección de control electrónico en competencia: el sistema common rail y el sistema inyector-bomba.

Descríbase el funcionamiento básico de cada uno de ellos, sus ventajas e inconvenientes, y a la luz de todo ello coméntese cuál es el futuro previsible

para ambos sistemas.

Inyectoresl

Common

Figura

5.3:

common rail.

Esquema

de los

diferentes

Rail

Unidad control

elementos

que

componen

un

El sistema de inyección common rail está compuesto principalmente (ver esquema en la Figura 5.3):

sistema

de inyección

por cinco elementos

= Bomba de alta presión, que eleva la presión del combustible, enviándolo al com-

mon rail.

=

Common rail, donde se almacena el combustible a elevada presión. Posee sensor de presión que permite regular el nivel de ésta al valor deseado.

un

= Líneas de alta presión, que conectan la bomba de alta presión con el common rail, y este último con los diferentes inyectores. m Inyectores, que abren y cierran por comando electrónico.

= Unidad

de control

(ECU,

Electronic

Control

Unit), que gestiona el sistema:

regula la presión de inyección y determina cuando abren y cierran los inyectores.

108

Cap.5 Combustión

en MEP y MEC

Como ventajas principales se pueden resaltar: = La flexibilidad en cuanto a instante de inyección, cantidad inyectada y número de pulsos es total. = La bomba no necesita girar de manera sincronizada con el motor, de manera que no es necesario que esté accionada por la correa de distribución. = La presión de inyección se regula a voluntad, y es independiente del régimen de giro. El inconveniente principal es el precio, claramente superior al tradicional sistema de bomba-línea-inyector.

Figura 5.4: Esquema inyector-bomba.

de los diferentes

elementos

que

componen

un

sistema

de inyección

El sistema inyector-bomba consiste en un inyector, cuya apertura y cierre están controlados por presión (como en los sistemas de inyección Diesel tradicionales), que integra en su parte superior un elemento de bombeo. El sistema puede inyectar siempre que la leva correspondiente esté accionando el elemento de bombeo, y la inyección se controla electrónicamente al abrir y/o cerrar una válvula de fuga que existe entre el inyector y el elemento de bombeo. En la Figura 5.4 se muestra un esquema de este tipo de elemento. Como principales ventajas se pueden resaltar: = En comparación con el sistema tradicional de bomba-línea-inyector se tiene una mayor flexibilidad en cuanto a número de pulsos, avance y tamaño de los mismos, si bien no tanto como en el common rail. = La presión de inyección se genera “in-situ”, con lo que no hay que transportar el combustible a presión. De esta manera se pueden alcanzar niveles de presión de inyección mayores que en el sistema common rail.

5.1 Cuestiones

109

Los inconvenientes principales son:

m El sistema necesita ir acoplado a un árbol de levas, lo cual condiciona y complica considerablemente el diseño de la culata.

= La presión de inyección es función de la velocidad con la que se mueve el elemento de bombeo,

tradicional).

y por tanto

dependerá

del régimen

de giro

(como

en el sistema

m Se podrán inyectar pulsos sólo en el rango de ángulos de ciguenal en los que esté en movimiento el elemento de bombeo, con lo que no hay tanta flexibilidad como en el sistema common rail. Las tendencias en el mercado actual indican que el sistema common rail será el que se utilizará sin rival en los automóviles (por mayor flexibilidad y control, por una más fácil implementación en el motor -la bomba se puede poner donde no estorbe,

el common

rail donde quepa...—, etc.) mientras que en los motores industriales se

5.1.10.

Velocidad

prevé que convivirán ambos sistemas. En este caso ya no hay tantos problemas de espacio, y el inyector-bomba presenta la ventaja de proporcionar una mayor presión de inyección.

de combustión

en una deflagración premez-

clada (combustión en MEP)

El proceso de combustión

normal en un MEP

es una deflagración pre-

mezclada. Suponiendo una cámara de combustión de 80 mm de diámetro y permitiendo un ángulo de combustión

máximo de 120”, se pide:

1. Si la propagación del frente fuera laminar, y la velocidad laminar de combustión fuera de 80 cm/s, determínese el régimen de giro máximo al que podría operar el motor. 2. A la luz del resultado anterior, explicar qué fenómenos existen en los MEP que aceleran la velocidad de propagación del frente de llama por encima del valor de la velocidad laminar de combustión. 1. Si se supone que la bujía está centrada, la máxima, distancia que debe recorrer el frente de llama es el radio de la cámara, y por tanto 40 mm (4 cm). El tiempo disponible, como máximo, es el correspondiente a 120% de cigiieñal cuando el motor gira a su régimen de giro máximo. Éste, entonces, se podrá determinar de la siguiente manera, utilizando el análisis dimensional:

n [vuelta] — 1 fvuelta]

(min]

3609

1909

60 [s] — 80 [em]

1 (min] — 1[s]

1

- 4 [em]

= 400 [rpm] - (5.1)

110

Cap.5 Combustión

en MEP y MEC

Se obtiene una cifra bastante ridícula, pues todo el mundo sabe que un motor de gasolina puede girar mucho más deprisa que a 400 rpm (incluso el ralentí ya está en torno a las 800 rpm). Este resultado indica que la velocidad del frente de llama que existe en el interior del motor debe ser mucho mayor que la velocidad de combustión laminar que se obtiene en los ensayos de laboratorio. Justamente sobre esto trata el siguiente apartado. 2. La velocidad de combustión laminar de una mezcla aire-combustible se obtiene en laboratorio en el llamado “tubo de llama”. Se trata de un tubo transparente, de pequeñas dimensiones, en la que se hace circular a velocidad regulable un flujo de la mezcla aire-combustible que se desea ensayar. Las dimensiones del tubo, así como el nivel de velocidades, garantizan un flujo laminar. En estas condiciones se provoca el encendido de la mezcla, de manera que aparece un frente de llama que trata de remontar la corriente del gas, y la velocidad del gas

se regula hasta que compense ese movimiento del frente de llama, de manera

que el frente de llama parezca estático. En esas condiciones la velocidad del flujo coincide con la velocidad laminar de combustión de esa mezcla en esas condiciones.

Gases

%

Figura 5.5: Aspecto de un frente de llama turbulento en una cámara MEP. Se pueden observar las arrugas provocadas por la turbulencia.

de combustión

de un

En un motor se dan unas condiciones de operación que hacen que la velocidad de propagación del frente se incremente significativamente con respecto a la velocidad de combustión laminar cuyo método de medida se acaba de describir. En primer lugar, las condiciones en el interior de la cámara de combustión

son altamente turbulentas, y no laminares. Este hecho produce un incremento

en la velocidad

de propagación

del frente por dos razones:

(1) porque

se in-

crementa la difusividad másica! (la turbulencia siempre acelera los fenómenos de transporte)

y (2) porque se incrementa la superficie del frente de llama, al

ser arrugado éste (ver Figura 5.5). Debido a este carácter turbulento del fren-

te de llama su velocidad de propagación se incrementa muy significativamente, incrementándose en un orden de magnitud como mínimo.

10Se remarca que el fenómeno de la propagación de un frente de llama depende fundamentalmente de la velocidad de difusión de la masa (que es la que define la velocidad de aporte de los reactivos para que pueda realizarse la reacción de combustión), la cual es proporcional a la difusividad másica.

5.1 Cuestiones

111

—

V_frente

——-

V arrastre

V_turbulenta V_laminar

I

I

0.6

0.8

Velocidad |m/s]

—

0

— 0

1 0.2

I 0.4

x/L[-]

Figura 5.6: Contribución de los diferentes aspectos mencionados total de propagación del frente de llama en un MEP.

1

en el texto a la velocidad

En segundo lugar la combustión en el interior del cilindro tiene lugar en un sistema cerrado (y no abierto, que es como se trabaja en el “tubo de llama”). Cuando se generan gases quemados, éstos están a una temperatura elevada, de manera que sufren una dilatación que provoca un empuje en el frente de llama, incrementándose la velocidad de propagación de éste. Este fenómeno multiplica, en promedio, por 2 ó 3 la velocidad de propagación del frente. Todos estos fenómenos aplicados a la vez explican las elevadas velocidades de combustión usuales en los MEP actuales. En la Figura 5.6 se puede ver la contribución de cada aspecto a la velocidad de propagación total del frente.

5.1.11.

Dispersión

cíclica

En los motores de encendido provocado existe un fenómeno usual que es la dispersión cíclica. Explíquese qué es este fenómeno, así como cuál es su origen. El análisis de la combustión en MCTA se suele realizar registrando la evolución de la señal de presión existente en el interior de la cámara de combustión. Cuando se analiza la presión en cilindro en un punto de operación cualquiera de un MEP, se observa que existe una diferencia muy significativa en ésta al comparar sucesivos

ciclos. Esto puede observarse en la Figura 5.7. Curiosamente, en los motores Diesel

esto no ocurre: los ciclos son muy repetitivos. Esto llama mucho la atención puesto que intuitivamente parecería más lógico que un motor en el que la combustión se da

por autoencendido (el MEC) tenga más nivel de aleatoriedad que un motor en el que el encendido se controla por una chispa eléctrica (el MEP).

112

Cap.5 Combustión

o

o

a N

PMS

DY a 4

Presión [bar]

100 1

en MEP y MEC

0

T -40

-20

[1]

T

T

T

T

20

40

60

80

100

Ang. Pcig] Figura 5.7: Evolución de la presión cilindro en un MEP de dos tiempos de altas prestaciones en varios ciclos sucesivos. Se puede observar la dispersión de ciclo a ciclo.

El origen de este comportamiento radica fundamentalmente en lo que ocurre en los primeros instantes de la combustión. En este tipo de motores la combustión empieza en el volumen existente entre los electrodos de la bujía. Este volumen es muy pequeño (como orientación se puede considerar que el espacio entre los electrodos es del orden de 0.6 a 0.8 mm.), y la velocidad de propagación inicial del frente de llama depende fuertemente del nivel de velocidad local que existe en ese punto en el momento del encendido. Esta velocidad depende de manera notable de la turbulencia, y ésta tiene un carácter completamente aleatorio. De esta manera, la velocidad inicial de la combustión tiene un marcado carácter aleatorio, y ello conduce a una ley de combustión cuyo inicio es también aleatorio. Esto es precisamente lo que justifica la existencia de la dispersión cíclica en los MEP. Por lo general este comportamiento es más pronunciado cuando la mezcla es más pobre y cuando hay mayor porcentaje de gases residuales. Cabe remarcar que este comportamiento no es, en absoluto, una anomalía en la combustión, sino una característica o peculiaridad que ésta tiene. Para reducir la dispersión cíclica existen varias vías. Por un lado se puede incrementar la energía de encendido (para empezar la combustión en un volumen más grande), lo que se consigue con el uso de sistemas de encendido electrónico. Por otro lado, es conveniente incrementar el nivel de turbulencia existente en la cámara de combustión, como se explica por ejemplo en la cuestión 5.1.12.

5.1.12.

Turbulencia

“tumble”

Cuando se empezaron a fabricar los primeros motores de gasolina de 2 válvulas de admisión por cilindro se constataron reducciones significativas en la dispersión cíclica. Explíquese por qué sucede esto. Cuando se tienen dos válvulas de admisión en vez de una, al tener una entrada del aire simétrica se genera una turbulencia denominada “tumble”, que consiste en un torbellino con su eje de rotación perpendicular al eje del cilindro. Durante toda

5.1 Cuestiones

113

la carrera de admisión

se consolida en el seno de la carga un torbellino de un ta-

maño característico muy grande (del orden del diámetro del cilindro). Cuando sube el pistón durante la fase de compresión, ese macro-torbellino queda confinado e incluso

“aplastado”, de manera que se rompe en micro-torbellinos. Esto eleva de manera muy importante el nivel de microturbulencia, de manera que la velocidad del aire es más elevada en todos los puntos de la cámara de combustión, particularmente en la zona de la bujía, reduciéndose significativamente la dispersión cíclica al tener una velocidad

inicial de combustión más estable y repetitiva.

Cabe destacar que cuando se empezaron a diseñar los motores de 2 válvulas de admisión por cilindro (en particular cuando se construyeron los primeros motores tetracilíndricos de 16 válvulas), el objetivo primordial perseguido era el de mejorar las prestaciones a elevado régimen de giro. La grata sorpresa que se llevaron los diseñadores de estos motores es que, adicionalmente, se mejoraba muy significativamente la calidad de la combustión al reducir de una manera importante la dispersión c

5.1.13. En

Twin-spark ciertos

“twin-spark”

motores

de encendido

provocado

se utiliza

la tecnología

(doble bujía) para mejorar el proceso de combustión.

¿Tiene

sentido utilizar esta tecnología en motores con 4 válvulas por cilindro? Justifíquese la respuesta. La idea del uso del “twin-spark” es iniciar la combustión desde dos puntos distintos para reducir el recorrido de cada uno de los frentes de llama, de manera que se reduce el tiempo total de combustión. Esto tiene sentido cuando la geometría de la culata fuerza a que la bujía esté descentrada, de manera que el trayecto que debe recorrer el frente de llama es asimétrico, mucho más largo hacia un lado que hacia otro, como ocurre en el caso de tener 2 válvulas por cilindro (ver Figura 5.8, a la izquierda). El colocar de manera simétrica una nueva bujía tiene mucho sentido en este caso, puesto que lógicamente la combustión finalizará antes. Posible nueva

bujía

Figura 5.8: Esquemas de la disposición de las válvulas y la bujía en dos culatas distintas. Tzquierda.- Culata de 2 válvulas por cilindro. Derecha.- Culata de 4 válvulas por cilindro.

114

Cap.5 Combustión

en MEP y MEC

En el caso de tener 4 válvulas por cilindro, la bujía puede colocarse en el centro de la cámara de combustión, de manera que el recorrido del frente de llama está ya

optimizado

(ver Figura 5.8, a la derecha). En este caso, entonces, en principio no

tiene sentido el uso de esta tecnología, o al menos el beneficio que se pueda conseguir

será mucho menor que en el caso anterior.

5.1.14.

Encendido

superficial

En determinados motores de encendido provocado muy viejos ocurre que, cuando el conductor quita el contacto con la intención de parar el motor, el motor sigue girando. ¿Qué es lo que ocurre? En un motor viejo, especialmente aquellos que han sido usados en condiciones de no muy alta carga (por ejemplo en circulación urbana), es normal que se vaya depositando carbonilla en las paredes de la cámara de combustión (cabeza de las válvulas, culata, etc.). Estas regiones de carbonilla entorpecen la evacuación del calor, y tienden a convertirse en puntos calientes en la cámara de combustión. Esto quiere decir que pueden llegar a provocar el inicio de la combustión en cualquier momento. En estas circunstancias, exista o no el aporte de una chispa por parte de la bujía, la combustión sigue teniendo lugar. En los vehículos viejos, usualmente equipados con carburador, al quitar el contacto lo único que se provoca es el corte del encendido, lo cual conduce, en condiciones normales, al paro del motor. Si en el motor existe el fenómeno del encendido superficial por punto caliente, al quitar el contacto el motor seguirá funcionando con normalidad, puesto que aún existe aporte de combustible y existe también un agente que provoca el encendido. Cuando el encendido superficial por punto caliente tiene lugar después del instante en el que la bujía produce la chispa (en este caso se habla de post-encendido)

no existe, a priori, ningún riesgo particular.

Únicamente se tendrá una combustión

más rápida, puesto que empezará en dos puntos distintos (sería como un “twin-spark natural”). En cambio, si el encendido superficial se da antes del salto de la chispa (en este caso se habla de pre-encendido), ese avance excesivo del inicio de la combustión desencadena un incremento en la presión y temperatura máxima en el cilindro, lo que conduce al fenómeno del picado. En este caso el motor tendería a romperse tras poco

tiempo de funcionar así (ver cuestión 5.1.15). Cabe señalar que, si bien el encendido

superficial tiende a aparecer como post-encendido, el paulatino aumento de la temperatura y la presión que éste produce (por la combustión más rápida) va conduciendo poco a poco al pre-encendido, con el riesgo que ello supone para la integridad del motor.

5.1.15.

Consecuencias

del picado

de biela

Al desmontar la culata en un determinado MEP que ha sufrido un proceso de gripado, se observa que en el pistón, a la altura de la válvula de escape, hay una especie de arañazos (con arranque de material) en su superfie. ¿Cuál puede ser el origen de esto?

5.1 Cuestiones

115

En un motor de encendido provocado la combustión normal consiste en iniciar el proceso a través de la chispa de una bujía, lo que genera un frente de llama que después se propaga hacia el resto de puntos de la cámara de combustión. A medida que avanza el frente de llama la temperatura y la presión existentes en la cámara de combustión aumentan. Esto incrementa el riesgo de autoencendido en la zona de la mezcla que aún no ha sido alcanzada por el frente de llama. En las zonas de la cámara más alejadas de la bujía y peor refrigeradas existe el máximo riesgo de autoencendido. Cuando esto ocurre se produce el fenómeno denominado como “picado de biela”!!, que constituye una anomalía en el proceso de combustión. A primera vista se podría pensar que este fenómeno simplemente tiene como consecuencia que la combustión es más rápida de lo normal, y por tanto no debería

ser muy perjudicial para la vida del motor. En cambio ese autoencendido provoca una

discontinuidad en la presión, lo que genera una onda de presión violenta que se propaga a elevada velocidad por la cámara de combustión. Esto conduce, por un lado, al ruido característico asociado al picado de biela, que más o menos se parece al ruido brusco (la marcha “dura”) que tiene el motor Diesel, cuya combustión se inicia justamente por autoencendido. Por otro lado, esa onda de presión rompe la capa límite térmica, provocando un aumento muy brusco de la temperatura en la superficie de las paredes. En efecto, la capa límite térmica preserva las paredes de la cámara de combustión de la elevadísima temperatura de los gases quemados contenidos en ella, como puede verse en la Figura 5.9. Si esa capa se rompe, la superficie queda desprotegida de la

alta temperatura, sufriendo riesgo de fusión local de material. Eso es lo que explica que la superficie se pueda deteriorar, sufriendo una especie de desgarros y arañazos. 1600

€

1200 +

5

800 -

s 3 v

4— —

Tgas 1500%

Capa límite térmica

2

5

F

400

Tpared 400%C T

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"

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.

20

30

Distancia [mm]

40

Figura 5.9: Esquema que muestra de manera cualitativa la evolución de la temperatura desde la pared hacia el interior de la cámara de combustión. Puede observarse la capa límite térmica que protege a la superficie de la alta temperatura existente en el seno del gas contenido en la cámara de combustión. 1!En la calle este fenómeno se suele denominar detonación, si bien este término empleado. Una detonación es una deflagración que se propaga a velocidad supersónica, combustión sólo tiene lugar en aplicaciones muy específicas como en los motores cohete. de combustión anómala que ocurre en los MEP es sencillamente el autoencendido de

la mezcla.

no está bien y este tipo de El fenómeno una parte de

116

Cap.5 Combustión

5.1.16.

Condiciones

críticas para el picado

en MEP y MEC

de biela

¿Qué parámetros incrementan el riesgo del picado de biela? Teniendo en cuenta la respuesta, determínese en qué condiciones de operación de motor existe un mayor riesgo de encontrarse con esa anomalía en la combustión. Como ya se ha detallado en la cuestión 5.1.15, el picado de biela consiste en el autoencendido de la mezcla antes de que ésta sea alcanzada por el frente de llama. Básicamente hay tres factores que afectan al tiempo de autoencendido: = La temperatura de la mezcla. Cuanto mayor es ésta, menor es el tiempo de autoencendido, puesto que se aceleran las pre-reacciones que conducen a éste. = La presión existente en el cilindro. Cuanto mayor es la presión, menor es el tiempo de autoencendido, si bien este parámetro influye en mucha menor medida que la temperatura. m Las características de la mezcla. Por un lado, cuanto más cercana a la estequiométrica sea, menor es el tiempo de autoencendido (pues en la reacción no hay exceso de ninguno de los reactivos). Por otro lado, cuanto más pura sea la mezcla (y, por tanto, menos gases residuales queden), menor es el tiempo de autoencendido. Finalmente hay otro factor de interés a la hora de analizar el riesgo de autoencendido, y es que si el tiempo de combustión es largo (es decir, si la velocidad del

frente de llama es pequeña), mayor es la probabilidad de que se dé el autoencendido

de la fracción final de la mezcla antes de que ésta sea alcanzada por el frente de llama, puesto que transcurre más tiempo desde el inicio de la combustión hasta que el frente de llama finaliza su recorrido. Teniendo en cuenta todas estas cosas se puede concluir que las condiciones de operación más críticas de cara al picado de biela se dan a bajo régimen de giro (existe un mayor tiempo de espera hasta el paso del frente de llama), a elevada carga (pues la presión y temperatura son mayores, e incluso la pureza de la carga es mayor —ver cuestión 5.1.19 para más detalles-) y a elevada temperatura ambiente. Quizás se debe

introducir un matiz con respecto a la carga, y es que, si bien al aumentar la carga se tiene una mezcla más pura y con mayor facilidad de autoencendido, también es cierto

que a plena carga se suele enriquecer la mezcla, y al alejarse del estequiométrico se contribuye a reducir el riesgo de picado. Por

último

remarcar

que un avance

de encendido

más

grande

de lo normal

incrementa también el riesgo de picado, puesto que conduce a una mayor temperatura

y presión en la fase final de la combustión, lo que reduce el tiempo de autoencendido de la fracción final de mezcla.

5.1.17.

Diseño

cámara

combustión

¿Cuáles son los dos diseños de cámara

en los MEP?

Enumérense

MEP de combustión

las características de cada

en qué tipo de aplicación se suelen utilizar.

más utilizados

una de ellas, así como

5.1 Cuestiones

117

Las dos configuraciones más habituales de cámaras de combustión en MEP son la cámara de cuña y la hemisférica, que pueden ser observadas en la Figura 5.10.

Y y

S

| a

f

1

s

eF

7

É

Figura 5.10: Esquemas de los dos diseños más habituales de cámaras MEP. Izquierda.- Cámara de cuña. Derecha.- Cámara hemisférica.

Las características principales de la cámara

de combustión para

de cuña son:

= Es indicada para culatas de 2 válvulas por cilindro, y permite que todas las válvulas estén alineadas y, por tanto, que puedan ser accionadas, sin ningún tipo de “artilugio” adicional, por un único árbol de levas. Esto implica que se trata de una solución económica, la cual suele ser utilizada en los motores más sencillos, en los que no se buscan elevadas prestaciones. =

Concentra la mayoría de la mezcla en las proximidades de la bujía, con lo que

la combustión tiende a ser más rápida. Esto tiene una ventaja adicional, y es que la fracción final de mezcla (el “end-gas”) es pequeña y está bien refrigerada, con lo que se reduce el riesgo de picado y las consecuencias que éste tendría en caso de aparecer (pues hay poca masa que pueda sufrir el autoencendido).

En referencia características:

a la cámara

hemisférica,

se pueden

destacar

las siguientes

= Por definición, la esfera es la forma geométrica en la que se minimiza la relación superficie/volumen, con lo que se trata de la forma de cámara de combustión más compacta y más adiabática. En principio el uso de este diseño permitirá incrementar el rendimiento térmico del motor. m El diseño conduce a que las válvulas de admisión y escape no queden alineadas, con lo que su accionamiento requiere de dos árboles de levas o de un sistema

de balancines para repartir el movimiento de las levas a planos distintos, lo que

conduce a un coste de diseño y fabricación más elevado. Por esta razón este tipo de diseño queda reservado a los motores que equipan a determinados vehículos de alta gama (en este caso se puede asumir ese coste más elevado) en los que se desee incrementar el rendimiento 0, como se verá en el siguiente punto, las prestaciones.

118

Cap.5 Combustión

en MEP y MEC

= Por lo general se utiliza en culatas de 4 válvulas por cilindro (si bien esto no es imperativo). Cuanto mayor es el ángulo entre válvulas, más se asemeja el diseño a la semiesfera y, además, mayor es la permeabilidad de los conductos de admisión y escape (puesto que éstos son menos curvados y el aire —o los gases—

tiene facilitado el trasiego). Esto hace idóneo el diseño para motores de elevadas prestaciones.

5.1.18.

Centrado

de la combustión

¿Cuál es el parámetro de funcionamiento del motor (tanto en MEP

como en MEC) que permite centrar la combustión, durante el funcionamiento

del mismo, en cualquier condición de operación?

El término “centrar la combustión” se refiere a ubicar ésta en su “centro” dentro del ciclo de operación del motor. En efecto, una combustión adelantada conduce a elevadas presiones y temperaturas de trabajo sin conseguir ningún tipo de mejora en el funcionamiento del motor (incluso empeorando su rendimiento), con lo que no queda, en absoluto, justificada; y una combustión retrasada supone un malgasto de combustible, puesto que la combustión que se realiza no se aprovecha suficientemente durante el proceso de expansión. Es importante, por tanto, que la combustión se realice “en su sitio” dentro del ciclo de funcionamiento del motor.

Para ello, si se analizan algunos parámetros de diseño que permiten jugar con la

combustión (por ejemplo la posición de la bujía, la forma de la cámara de combustión, etc.), por lo general se trata de parámetros fijos y que no permiten introducir variación alguna durante el funcionamiento normal del motor. El único parámetro que sí se

puede controlar durante el funcionamiento del motor es el avance del encendido (en

MEP) o de la inyección (en MEC). Nótese que justamente estos parámetros, en cada uno de los dos tipos de motores, son los que definen cuándo va a empezar el proceso de combustión. Como la duración de la combustión será distinta según las condiciones de operación del motor, la posición del inicio de la misma será lo que permitirá justamente hacer que ésta esté en el lugar óptimo (que es lo que se conoce por el “centrado” de

la combustión).

Finalmente se puede remarcar que en el motor Diesel se puede jugar, aparte del avance de inyección, con la ley de inyección (presión de inyección y número de

pulsos) para controlar aún más el proceso de combustión, si bien el correcto centrado se consigue con el avance de la inyección.

5.1.19.

Variación

del avance del encendido

con la carga

En un motor de encendido provocado, ¿cómo se debe adaptar el avance del encendido al variar la carga del motor? Justifíquese la respuesta. El avance del encendido en un MEP depende fundamentalmente de dos parámetros de operación: del régimen y de la carga. La adaptación del avance con el

régimen de giro es bastante trivial, pues sencillamente éste debe adelantarse a medida

5.1 Cuestiones

119

que crece el régimen. En cambio, la adaptación que se debe efectuar al variar la carga

no es tan evidente. ..

Al variar la carga del motor, el principal parámetro que se altera que tiene un efecto importante sobre el proceso de combustión, es la pureza de la mezcla. En efecto, en un caso en el que el motor esté a plena carga, al final del proceso de escape se tiene una presión ligeramente superior a la atmosférica (esto es válido también para el caso de baja carga), mientras que en el colector de admisión la mezcla está a una presión similar a la atmosférica (esto no es así a baja carga). Cuando el pistón empieza a descender durante la carrera de admisión, hasta que la presión en el interior del cilindro no se iguala a la existente en el colector de admisión no puede empezar a entrar la mezcla fresca hacia el interior del cilindro. Esto, en el caso de alta carga que se está contemplando, ocurre enseguida, de manera que los gases residuales son una

proporción pequeña con respecto a la mezcla fresca (esto se muestra esquemáticamente

en la Figura 5.11 durante la carrera de gases frescos y encendido no debe

a la izquierda, donde se ha representado la presión en el cilindro de escape y admisión, así como la presión de admisión y la cantidad quemados). Una mezcla muy pura quema muy bien, con lo que el adelantarse.

Alta carga

1.2

—— —

P cilindro

= 0.8 e

2

0

D

o

o

£

E

Padmisión

a

P admisión

c

£

o

P cilindro

= 0.6 £

g

7 0.4

Baja carga

1.2

s 0.4

Ea

ñ

[é) 0

0 [1]

200 400 Volumen [cc]

600

0

200 400 Volumen [cc]

600

Figura 5.11: Esquemas para explicar el efecto de la carga sobre la combustión en un MEP. Izquierda.- Alta carga, en la que la proporción de residuales en la mezcla es pequeña. Derecha.- Baja carga, en la que se incrementa la proporción de residuales en la mezcla.

A baja carga, en cambio, dado que la presión en el colector de admisión es muy inferior a la atmosférica (puesto que la mariposa está cerrada e introduce una pérdida

de carga grande), el pistón debe descender bastante durante la carrera de admisión

hasta que en el interior del cilindro se llegue a la presión existente en el colector de admisión (o sea, que se han de expandir los gases quemados existentes en el interior de la cámara de combustión hasta que lleguen a la presión que existe en el colector de admisión). En este caso, entonces, la proporción de gases residuales en la mezcla es mucho mayor (ver Figura 5.11 a la derecha). De esta manera, dada la impureza de la mezcla y, por tanto, su dificultad a la hora de quemar, se deberá iniciar la combustión antes que en el caso anterior (alta carga), con lo que se ha de adelantar el encendido.

120

Cap.5 Combustión Conviene

señalar que el resultado

en MEP y MEC

que se tiene es absolutamente

contrario

lo que por intuición se suele pensar: si hay más carga, entonces hay más cantidad

a

a quemar, por lo que será necesario adelantar el encendido. La manera de proceder, como se acaba de ilustrar anteriormente, es justamente al revés.

5.1.20.

Parámetros

tible

cuantificadores

de la calidad

del combus-

¿Cuál es el parámetro que evalúa la calidad de una gasolina? ¿Y de un gasoil? Explíquese cómo se obtiene cada uno de ellos, y por qué se utiliza uno u otro en función del tipo de combustible. La calidad de una gasolina se mide mediante el número de octano. Este parámetro indica el nivel de resistencia del combustible a la autoinflamación (que es el principal fenómeno a evitar durante la combustión en un MEP

para eliminar el riesgo de

deterioro del motor). Para medir este parámetro se seleccionan dos combustibles de

referencia: el iso-octano (que es un resistencia a la autoinflamación), al el n-heptano (que es un combustible con extremada facilidad), al que se

combustible excelente para un MEP, con mucha que se le asigna un número de octano de 100, y pésimo para un MEP, puesto que se autoinflama le asigna un número de octano de 0. Para deter-

minar el octanaje (0 número de octano) de una gasolina se compara la tendencia a la autoinflamación de ésta, en un motor normalizado (motor CFR) y en unas condi-

ciones de funcionamiento normalizadas, con la tendencia a la autoinflamación de una mezcla de iso-octano y n-heptano en una proporción determinada: se dice que una gasolina tiene un número de octano de 95 cuando se comporta igual que una mezcla de 95 % de iso-octano y 5% de n-heptano. Actualmente en Europa hay dos calidades

de gasolinas en el mercado: la de número de octano 95 (Eurosuper), usada en los vehículos de media y baja gama, y la de número de octano 98, usada en los vehículos de alta gama. Cabe mencionar que en competición se utilizan gasolinas cuyo octanaje puede ser del orden de 110. En este caso se ha de definir, obviamente, un método alternativo para determinar la calidad del combustible (en particular, se han de defi-

nir otros combustibles de referencia). Finalmente remarcar que existen dos métodos

de determinación

MON

del número

de octano,

( Motor Octane Number) y el RON

en Europa es el RON.

que conducen

a dos números

distintos: el

( Research Octane Number). El que se usa

La calidad de un gasoil, en cambio, se mide con el número de cetano. En este

caso, el parámetro indica el nivel de facilidad de autoencendido, que justamente es lo que se necesita en los motores de encendido por compresión. Al igual que en el caso anterior, también aquí se definen dos combustibles de referencia: el n-cetano (que es un combustible excelente para un MEC, pues autoenciende con extremada facilidad), al que se le asigna un número de cetano de 100, y el metilnaftaleno (que es un mal combustible para MEC, ya que le cuesta mucho autoencender), al que se le asigna un número de cetano de 0. Al igual que antes, un gasoil tiene un número de cetano de 51 si se comporta igual que una mezcla de 51 % de n-cetano y 49 % de metilnaftaleno en un ensayo normalizado, con un motor también normalizado. Cabe señalar que el gasoil

que se comercializa actualmente tiene un número de cetano ligeramente superior a 51

5.2 Problemas

121

(51 es el límite impuesto por la norma). Por otro lado también existe el denominado

índice de cetano, que tiene un significado similar al número de cetano, pero que posee valores distintos (pues el procedimiento para determinarlo es también distinto).

5.2.

Problemas

5.2.1.

Estimación de la masa inyectada de presión en el cilindro

a partir de la medida

Se desea diseñar una metodología para medir/estimar la masa inyectada en un motor de acceso óptico. En este tipo de instalación el proceso de inyección no se puede realizar en todos los ciclos, pues los elementos transparentes son delicados y podrían romperse ante la elevada carga térmica provocada por combustiones muy seguidas entre sí. De esta manera, el caudal

másico de combustible es ínfimo, con

lo que el método

clásico de la

medida de la masa inyectada con una balanza de combustible comercial, que pesa de manera continua el depósito de combustible que está empleando el motor, no se puede utilizar, ya que ésta está diseñada para caudales másicos de combustible más importantes. De manera alternativa se puede desmontar el inyector y recoger el combustible que suministra éste en una probeta cuyo peso se va registrando de manera directa en una balanza manual. Con este método se podría hacer una estimación,

más o menos acertada, de la masa

dos graves inconvenientes: m En

primer

lugar

las condiciones

inyectada, si bien existen

de temperatura

del

inyector

no son

iguales si éste está ubicado en el motor o fuera de él, con lo que la masa que éste suministra estará alterada (la diferencia entre uno y otro caso puede ser de hasta el 20% dependiendo del punto de operación), con lo que el método es orientativo a nivel cualitativo, pero no cuantitativo.

m En segundo lugar, para efectuar la medida es necesario desmontar el inyector, y cada vez que el inyector se monta y desmonta pueden variar ligeramente las tensiones internas y, por tanto, su comportamiento. Por eso se puede decir que el método es poco práctico, además de desaconsejable. Por lo comentado anteriormente queda justificado el interés de encontrar un método que permita la determinación de la masa inyectada cuando el inyector se encuentra en su posición habitual de funcionamiento. La idea que se quiere explotar es hacer uso de la información de presión instantánea

122

Cap.5 Combustión

en MEP y MEC

medida en el interior del cilindro. A partir de esta información es posible deducir el calor liberado durante el proceso de combustión, con lo que se puede estimar la masa de combustible quemado. Bajo la hipótesis de que todo el combustible inyectado se ha quemado (en este tipo de motores las combustiones suelen ser bastante

“buenas”, con lo que no es descabellada la

hipótesis), se puede determinar la masa de combustible inyectada.

Durante

la realización de un ensayo cualquiera en este motor se registra la presión

instantánea en los ciclos en los que hay combustión y en los que no la hay (ciclos en arrastre), con lo que se puede hacer uso de ambas para la estima-

ción de la masa

inyectada.

Plantéese

un método

de cálculo para calcular, a

partir de esta doble información, el calor liberado por la combustión.

Los datos de partida de los que se dispone son la presión en arrastre y en combustión. El primer principio de la Termodinámica para un sistema cerrado indica:

dU = dQ — dW

(5.2)

con dW = P - dV. Se ha de tener en cuenta que en el término dQ se incluye tanto el calor liberado por la combustión como el perdido a través de las paredes de la cámara de combustión. Dado que el fluido de trabajo se considera un gas ideal, el diferencial de energía interna se puede expresar de la siguiente manera:

dU = m -cy - dT

(5.3)

con lo que la ecuación 5.2 queda de la siguiente manera: m - Cy - dT

= dQ

— P-dV

(5.4)

A partir de la ecuación de estado de los gases ideales se puede expresar dT en

función de dP y dV. En efecto, si se diferencia la siguiente expresión??:

P-V=m:R-:T

(5.5)

P-dV+V-dP=m-R-dT

(5.6)

se obtiene:

de donde se puede despejar el d7': dT =

P-dV V-dP m-R+m-R

5. (5.7)

Substituyendo la ecuación 5.7 en la 5.4, y teniendo en cuenta que e, = R/(y—1),

se obtiene la siguiente expresión: 12 AJ efectuar

la diferenciación

se ha supuesto

preciando las fugas del cilindro por blow-by.

que

la masa

es constante,

con

lo que

se están

des-

5.2 Problemas

123

m .Cy

P-dV

V-dP

(m-R+M>R)

- dQ-P-dV

>

1 — 7—1 .(P. dP) = (P-dV +V-dP)

1

dQ:%—P-dv+ñ-v-dp

Si se aplica la ecuación 5.8 a las condiciones de arrastre se obtienen las pérdidas

de calor a través de las paredes del cilindro. Si, en cambio, se aplica a las condiciones de combustión, se obtiene, de manera superpuesta, el calor liberado por la combustión

(de signo positivo) y el calor cedido a las paredes de la cámara de combustión (de signo

negativo).

Si se hace la hipótesis de que el calor cedido a las paredes es equivalente

en ambos casos!3, se puede extraer el calor liberado por la combustión:

dQcomb =


a

20 º

T

-30

T

T

-20

-10

T

[!]

10

»

T

T

20

30

T

T

40

50

60

Ang.[] Figura 5.12: Curvas de presión en arrastre y combustión para un determinado motor de acceso óptico.

ensayo en el

curva de arrastre (compresión y expansión), así como el efecto que provoca la combustión en la presión medida en el cilindro. A partir de estas dos curvas, aplicando

las ecuaciones presentadas anteriormente, se obtiene la evolución de la masa quemada

que se muestra en la Figura 5.13. Se puede observar que el método permite, incluso, determinar la cantidad de masa de combustible que se ha inyectado en cada uno de los pulsos de inyección que se hayan podido efectuar (3 pulsos, en este caso). Las unidades en las que se expresa la masa son mg/cc, es decir, miligramos de combustible

por cilindro y ciclo.

20

B 464

d

PNS

--

E :E” 12 = E £

S

Ls

1

--

Principal1:

8

8.2 mg/cc

p

= o

Principal 2: 6.7 mglcc

| -30

--

e _JJ -

Piloto: 1.3 mg/cc 0

e

Figura 5.13: Evolución de la masa quemada bustión mostrada en la Figura 5.12.

10

20

Ang.[]

¡

A

30

N

40

50

60

correspondiente a la curva de presión con com-

5.2 Problemas

125

Se puede concluir que el método, si bien tiene sus limitaciones debido a las hipótesis en las que se basa, es muy adecuado y práctico para estimar la masa inyectada en este tipo de motor en el que es imposible utilizar cualquier otro método más estándar.

Capítulo 6 Emisiones

contaminantes

en

MCIA

Contenido 6.1.

Cuestiones.

. .....eoeerrere eo re re re aarroe

6.1.1.

Emisiones típicas en MEP

. ........ ... 200

127

6.1.2.

Emisiones típicas en MEC

. ...

128

6.1.3.

Estrategias de eliminación de contaminantes.

6.1.4.

Homologación.

6.1.5.

Automóvil vs. vehículo industrial

6.1.6.

Reducción de NOx en MEC

6.1.7.

Trade-off NOx / humos

6.1.8.

EGR

6.1.9.

Emisiones de HC

...

130 131

...........

132

...

133

..........

...

133

en MEP...... .aa sin quemar

. .......

135

........

135

6.1.10. Inyección de aire secundario en el escape . . ........

136

6.1.11. Emisiones de CO

137

... . ..

137

de inyección directa . ...

139

con el dosado

6.1.14. Emisiones de humos por avería

. ..

.—......

140

6.1.15. Filtro de partículas en los MEC

. ..............

141

6.1.16. El cánister Hfiltro de carbón activo

..... . ..

..........

6.1.17. Problemas de contaminación en un MEP

.........

145 146

6.1.18. Activación del catalizador de 3 vías (light-off).

. .....

147

6.1.19. Diagnóstico del motor por los humos de escape

......

149

. . ....o.esrrere ea oore re eee

150

Verificación de cumplimiento de norma. .......e...

150

Problemas 6.2.1.

6.1.1.

. ...... . .......

. .......

6.1.13. Emisiones de NOx en un MEP

6.1.

...

Normativa anticontaminante

6.1.12. Evolución de las emisiones de un MEP

6.2.

127

Cuestiones Emisiones

típicas en MEP

Especificar cuáles son las emisiones contaminantes características de los MEP, así como cuál es la manera más común de eliminarlas.

128

Cap.6 Emisiones contaminantes en MCIA El motor de encendido provocado emite sobretodo HC

(hidrocarburos sin que-

mar), CO y NOx (no emite en absoluto humos —hollín—, pues este contaminante es específico de los MEC, como se remarca en la cuestión 6.1.2). Los NOx se forman a causa de las altas temperaturas que tienen lugar en una combustión estequiométrica (pues los MEP funcionan, por imposición del catalizador, con dosado relativo igual a 1). El CO es síntoma de combustión incompleta, lo cual sucede debido al poco

oxígeno sobrante en la combustión, e incluso a la inevitable dispersión en el dosado

(aunque en promedio éste es estequiométrico, hay regiones en las que la mezcla es ligeramente pobre y otras en las que es ligeramente rica: es en estas últimas donde es posible encontrar productos de la combustión incompleta). Los HC también son consecuencia de la dispersión del dosado, así como del apagado de llama cerca de la pared, que deja pequeñas porciones de masa sin quemar. Por otro lado, también se emiten HC directamente por evaporación del combustible que se halla acumulado en el depósito de combustible. Los procedimientos más habituales para eliminar estas sustancias contaminan-

tes son: A.

Para los contaminantes procedentes de la combustión, gracias al uso del catali-

zador de 3 vías (las 3 vías hacen referencia a que se eliminan simultáneamente

los NOx, HC y CO). Este catalizador es el que fuerza a que los MEP tengan que operar a dosado relativo 1, pues sólo así se puede dar simultáneamente la eliminación de las 3 substancias contaminantes. No obstante, en los puntos de operación del motor en los que la norma no exige nada en cuanto a contaminación, el dosado puede ser distinto de 1 (por ejemplo, a plena carga es habitual enriquecer la mezcla para aumentar las prestaciones del motor, reduciendo además la temperatura de escape —por dilución, gracias al combustible de más-, lo que incrementa la durabilidad del motor). B.

Para los HC que se evaporan del depósito de combustible se utiliza un filtro de carbono activo, que se sitúa en el respiradero del depósito. Este elemento se denomina cánister.

6.1.2.

Emisiones

típicas en MEC

Especificar cuáles son las emisiones contaminantes características de los MEC, así como cuál es la manera más común de eliminarlas. En líneas generales se puede afirmar que, tradicionalmente, los contaminantes

más característicos de los motores de encendido por compresión son los NOx y los humos o partículas. Al igual que ocurría en los MEP, los NOx se forman como resultado de las altas temperaturas que se tienen localmente en las regiones donde tiene lugar el proceso de combustión. MEsta afirmación no es categórica, como se detalla más adelante en la cuestión.

6.1 Cuestiones

129

En lo que a humos o partículas se refiere, cabe realizar, en primer lugar, una pequeña aclaración sobre la distinción entre unas y otras'>, y en segundo lugar analizar el origen que tiene cada una de ellas: m Los humos hacen referencia al hollín, que es producto de la combustión por difusión. Cuando se establece el frente de llama, el combustible alimenta a éste por un lado, quedando el oxígeno en el otro lado. Esto genera regiones de dosado rico y elevada temperatura en el lado del combustible, lo que conduce al craqueo del combustible y a la deshidrogenación de las moléculas de carbono. Como

producto final se tienen núcleos carbonosos (hollín) que se quedan sin quemar

y que se emiten finalmente como partículas sólidas. Estas emisiones, que son las que producen el humo negro característico del Diesel, se dan de manera apreciable solamente en los MEC.

= El término “partículas” es más general: hace referencia a cualquier partícula sólida, incluyendo tanto el hollín como las partículas que proceden de las impurezas del combustible. A modo de ejemplo, las impurezas debidas al azufre contenido en el gasoil se convierten en un residuo sólido que finalmente aparece

en el escape. Este último tipo de emisión (las partículas sólidas asociadas a las impurezas del combustible) se puede dar también en los MEP, si bien la gasolina suele tener menos

impurezas

La manera más común siguiente:

que el gasoil.

de eliminar estos dos contaminantes

m Para reducir las emisiones

de NOx

se utiliza la recirculación

principales es la

de los gases

escape, el denominado EGR (ver más detalles en la cuestión 6.1.6).

de

m Para reducir las emisiones de humos (nótese que el resto de partículas, en principio, no se pueden eliminar, pues no son producto de combustión incompleta, sino impurezas que han venido con el combustible; su eliminación pasa por pu-

rificar más el combustible) se pueden utilizar los llamados filtros de partículas (DPF —Diesel particulate filter-). Estos elementos retienen tanto el hollín como el resto de partículas, y cuando se colmatan se han de regenerar

detalles en la cuestión 6.1.15).

(ver más

En los motores Diesel de última generación se está tendiendo a operar, en determinados puntos de funcionamiento de baja y media carga, en modo de combustión fría. Para ello se utilizan elevadas tasas de recirculación de gases de escape. En estas condiciones de operación, en las que los NOx son reducidos a su mínima expresión,

las emisiones típicas de la combustión incompleta empiezan a cobrar importancia: el

CO y los HC. Para ayudar a eliminar estas sustancias se están empezando a utilizar, actualmente, catalizadores de oxidación (nótese que son distintos de los catalizadores de 3 vías utilizados en los MEP, pues éstos últimos son tanto de oxidación -CO y

HC-

como de reducción

15Por

lo general

lenguaje.

muchas

-NOx>).

veces

estos términos

se usan

indistintamente,

si bien eso es un abuso

del

130

Cap.6 Emisiones contaminantes en MCIA

6.1.3.

Estrategias

de eliminación

de contaminantes

¿Cuáles son los dos grandes tipos de estrategias para reducir la conta-

minación en los MCIA?

cada tipo de motor.

Decir cuáles son las más utilizadas actualmente en

Existen dos grandes familias de estrategias para eliminación de sustancias contaminantes: = Estrategias activas: son aquellas acciones que se realizan durante el proceso de combustión para evitar la formación de las sustancias contaminantes. Lo que se reduce, por tanto, es la cantidad de contaminante formado. = Estrategias pasivas: son aquellas acciones que se realizan después del proceso de combustión para eliminar las sustancias contaminantes que se han formado.

Lo que se reduce, entonces, es la cantidad de contaminante emitido (se destruye antes de que pueda ser expulsado por el escape).

A modo de ejemplo ilustrativo, para garantizar la limpieza en una habitación hay dos maneras de actuar: por un lado evitar que la habitación se ensucie (serían las estrategias activas) y, por otro, limpiar lo que se haya ensuciado (serían las estrategias

pasivas).

Las estrategias activas más utilizadas en MEP

son:

= Control del dosado. De esta manera, si la mezcla está justamente en dosado estequiométrico, se reduce la formación de sustancias producto de la combustión

incompleta (CO y HC).

m Inyección directa del combustible y distribución variable. Con estas estrategias

se reduce la emisión de HC

debidos al cortocircuito (en el caso de la inyec-

ción

cortocircuitada

directa

porque

la masa

no

contiene

más

que

aire -y

no

combustible— y en el caso de la distribución variable porque, aunque el aire dentro del cilindro ya contiene combustible, se reduce la cantidad de masa cortocircuitada). m Diseño de la cámara de combustión. Se trata de reducir el número de recovecos inaccesibles al frente de llama, lo que ayuda a reducir igualmente la emisión de hidrocarburos sin quemar. Las estrategias pasivas más habituales en los MEP son el catalizador de 3 vías, para eliminar las sustancias contaminantes que proceden de la combustión, y el cánister, un filtro de carbón activo que elimina los vapores de gasolina procedentes del depósito. En los MEC,

las soluciones

activas más utilizadas son:

= La recirculación de los gases de

escape (EGR, Exhaust Gas Recirculation). Pro-

voca una disminución significativa de las temperaturas de combustión, que reduce de manera importante la formación de NOx.

con lo

6.1 Cuestiones

131

= La ley de inyección. Jugando con la forma de introducir el combustible en la cámara de combustión se puede reducir significativamente las emisiones de humo, de NOx y de ruido. = El limitador de humos.

Este elemento controla el dosado máximo

durante los

transitorios de aceleración, para reducir la emisión de humos en los motores

turbosobrealimentados.

En cuanto a las soluciones pasivas, aunque no están completamente estandarizadas, se tienen los filtros de partículas (para la reducción de los humos) y los

catalizadores de oxidación (para eliminar el CO y los HC).

6.1.4.

Homologación.

Normativa

anticontaminante

A la hora de homologar un vehículo (para que pueda ser vendido) es preciso que éste cumpla una cierta normativa anticontaminante. ¿Qué sustancias están sujetas a normativa y qué tipo de ensayo de homologación se realiza? ¿Existe alguna diferencia en cuanto a la aplicación de la norma cuando los tamaños de motor son muy dispares? La norma anticontaminante limita la emisión de 4 sustancias nocivas: el CO (monóxido de carbono), los NOx (son las siglas genéricas que se les da a los óxidos

de nitrógeno),

los HC

(hidrocarburos

sin quemar)

y humos

o partículas

(nombre

genérico que reciben las emisiones sólidas, que pueden proceder tanto de impurezas

en el combustible como del hollín formado durante la combustión).

A la hora de especificar los niveles máximos permitidos, la norma dos tipos de aplicaciones: los vehículos de turismo (cuyo uso es más bien y los vehículos industriales (que suelen ser utilizados como herramienta de En ambos casos la norma especifica tanto el tipo de ensayo de homologación niveles máximos

permitidos

distingue por ocio) trabajo). como los

para cada sustancia contaminante.

En el caso de los vehículos de turismo, todos los motores son tratados por igual, sin hacer distinción en el tamaño del mismo. Por ello los límites de emisión son dados en 9/km (gramos de la sustancia contaminante en cuestión por kilómetro recorrido por el vehículo), y la prueba de homologación consiste en realizar un ciclo de conducción predefinido, representativo de la circulación urbana y extraurbana, con el vehículo colocado en un banco de rodillos, a lo largo del cual se miden las emisiones de

las sustancias sujetas a la normativa. Esta manera de proceder obviamente penaliza

a los vehículos equipados con motores más grandes, puesto que éstos tendrán tendencia a emitir mayor cantidad de contaminantes por kilómetro. No obstante se puede considerar que la norma no deja por ello de ser justa, pues para vehículos de turismo el tener una mayor cilindrada no deja de ser un “capricho” que de una manera u otra

se ha de pagar.

En el caso de los vehículos industriales el escenario es completamente distinto. En este caso los vehículos más grandes no tienen un motor de mayor cilindrada por capricho, sino por necesidad. En este caso la justicia pide que se tenga en consideración

el tamaño del motor a la hora de cuantificar su correspondiente nivel de emisiones

132

Cap.6 Emisiones contaminantes en MCIA

contaminantes, y es por ello que la norma impone los límites en 9/kWh (gramo de sustancia contaminante por unidad de kilowatio-hora producido). Y el ensayo de

homologación, dado que precisa la medida de la potencia del motor en los distintos

puntos de funcionamiento, se realiza en banco de motor. Se especifican 13 puntos de operación distintos (ensayo 13 modos), barriendo desde la baja carga hasta la plena carga y desde regímenes bajos hasta regímenes altos, efectuando una media ponderada del valor en 9/kWh de sustancia contaminante que se tiene en cada uno de los puntos.

Los valores de ponderación también están especificados en la norma.

A modo de resumen, la normativa trata de manera distinta a los vehículos de turismo y a los vehículos industriales, especialmente en 2 aspectos principales:

= En la unidad de medida. En los vehículos de turismo se mide en 9/km, mientras que en los vehículos industriales es en 9/kWh.

Esto quiere decir que en los

turismos no se tiene en cuenta el tamaño del vehículo y por tanto todos han

de pasar por el mismo rasero, han de garantizar un mismo contaminación. En cambio en los vehículos industriales sí que el tamaño del motor, y lo que se impone es un mismo nivel minación (por tanto los vehículos pequeños, con menos kW, menos en nivel absoluto que los motores grandes, que tienen

nivel absoluto de se tiene en cuenta relativo de contatienen que emitir más kW).

= En la forma de medir. Los vehículos de turismo tienen que efectuar un ciclo de conducción normalizado en un banco de rodillos (el motor está, entonces, montado en el vehículo), mientras que los vehículos industriales lo han de hacer en banco de ensayo en el que el motor se va situando en distintos puntos de régimen y carga, efectuándose después un promedio ponderado de la medida de contaminantes en cada uno de los puntos. La comparación de uno u otro método para la determinación de los niveles de sustancias

contaminantes

emitidas

tiene

una

consecuencia

un

tanto

curiosa:

en los

vehículos de turismo no se controla la contaminación a plena carga, mientras que en los vehículos industriales sí. Esta peculiaridad se comenta más en detalle en la cuestión 6.1.5.

6.1.5.

Automóvil

vs. vehículo industrial

Mercedes fabrica un vehículo (la Mercedes Vito) que se comercializa como vehículo de turismo (monovolumen) o como vehículo industrial (fur-

goneta). En principio, tal y como se ha comentado en la cuestión 6.1.4, la manera de homologar una versión del vehículo u otra es distinta. ¿Qué consecuencias puede tener este hecho? En el caso de ser un turismo,

la norma especifica que los niveles de contami-

nantes se han de determinar en 9/km en un ciclo de conducción normalizado. En este ciclo se representa tanto la conducción

la extraurbana

urbana

(máxima

velocidad 50 km/h)

como

(máxima velocidad 120 km/h). En un ciclo así, la región en la que

está funcionando el motor no incluye ni la alta carga ni los regímenes elevados. Eso

quiere decir que el fabricante del motor tiene libertad de hacer lo que quiera con

6.1 Cuestiones el motor,

133

en lo que a contaminantes

se refiere, fuera de la región

“vigilada”

por la

norma. Por tanto, a plena carga no es necesario utilizar estrategia de reducción de contaminantes alguna, y lo que se busca es optimizar las prestaciones.

En cambio, en el caso de ser un vehículo industrial, la norma pide que los niveles de contaminantes se determinen en 9/kWh y que el ensayo se realice en 13 modos de operación del motor. En estos modos de operación se incluye tanto la plena carga como los regímenes elevados, con lo que el fabricante está obligado a utilizar estrategias de reducción de contaminantes en todo el rango de operación del motor. En este caso, entonces, las prestaciones del vehículo serán menores, mientras que en su conjunto el motor emitirá (en principio) menos sustancias contaminantes.

6.1.6.

Reducción

de NOx

en MEC

¿Cuál es la estrategia activa más utilizada en los MEC para reducir las emisiones de NOx? Explicar brevemente la vía de acción de esta estrategia. Para reducir los NOx en los motores Diesel se suele utilizar la recirculación de una parte de los gases de escape (EGR). La producción de NOx durante el proceso de combustión viene favorecida por las elevadas temperaturas que se tienen en la región del frente de llama y por la presencia de oxígeno en exceso. La estrategia para

disminuir la generación de estas sustancias consiste principalmente en disminuir la

temperatura de combustión. Para ello se empobrece en oxígeno el aire añadiendo gases quemados, y estos componentes inertes, que están presentes en la combustión pero que no participan en ella, logran la deseada disminución de la temperatura de combustión. En efecto, como la energía calorífica liberada en la combustión se invierte en elevar la temperatura de una mayor cantidad de gases (la mezcla fresca + los gases inertes), la temperatura final del conjunto es menor, reduciéndose la formación de los NOx. Como efecto secundario, esta estrategia reduce también el exceso de oxígeno, lo cual también contribuye ligeramente a reducir las emisiones de NOx. En los MEP

también se puede utilizar el EGR,

si bien la razón de su uso es

muy distinta a la expuesta anteriormente, tal y como se detalla más adelante en la cuestión 6.1.8.

6.1.7.

Trade-off NOx / humos Según

se ha comentado

en

la cuestión

6.1.6,

las emisiones

de

NOx

se reducen de manera muy significativa con el uso del EGR. Si bien esto es así para los NOx, se pide razonar qué es lo que ocurrirá con el resto de contaminantes (Humos, CO y HC) a medida que se incrementa la tasa de

EGR.

El efecto que tiene el uso del EGR en el MEC es reducir las temperaturas de combustión y el exceso de oxígeno. Ambas cosas propician la disminución de la formación de los NOx. El efecto de esta estrategia sobre el resto de sustancias contaminantes se analiza, por separado para cada uno de ellos, en los siguientes párrafos.

134

Cap.6 Emisiones contaminantes en MCIA

Los humos emitidos son el resultado de un balance entre su formación y su oxidación, especialmente al final del proceso de combustión. Ambos procesos están

muy afectados por la temperatura. En especial, la calidad de la oxidación de los humos

(hollín) empeora muy significativamente a medida que disminuye la temperatura. En primera instancia, a medida que se incrementa la tasa de EGR irá disminuyendo la temperatura de oxidación final del hollín, con lo que empeorará este proceso de

oxidación e incrementarán las emisiones de humo!5, tal y como puede observarse en la Figura 6.1.

3

2000 +

E *

1500 -

r 300

Humos HC Co 2

E

200

3

E

Co 1000 -

0

5E

] D

o

5

H15

La00

i

500 -

o

[!]

T 100

T 200

T 300

NOx [ppm]

Figura 6.1: Curvas de trade-off para humos, que se varía es la tasa de EGR.

T 400

500

0

-0

CO y HC en función de los NOz.

El parámetro

Las emisiones de CO, de manera similar a los humos, también dependen de

la calidad de su proceso de oxidación, intrínsecamente ligado a la temperatura. A medida que se incrementa la tasa de EGR. se prevé un incremento también de las emisiones de CO. Esta tendencia se puede observar igualmente en la Figura 6.1. Finalmente, las emisiones de HC se gestan durante el tiempo de retraso: cuanto mayor es éste, mayor es la masa de combustible que se sobremezcla con el aire y por tanto mayor es la cantidad de combustible sin quemar. A medida que se incrementa la tasa de EGR, mayor es el tiempo de retraso (se “entorpece” el inicio de la combustión), con lo que mayor serán las emisiones de HC. Esta tendencia se puede comprobar también en la Figura 6.1. De manera sistemática, en las curvas anteriores se comprueba que la disminución de las emisiones de NOx se paga con el aumento del resto de contaminantes. Esa tendencia se denomina “trade-off”, y representa el compromiso que se ha de realizar a la hora de seleccionar la tasa de EGR idónea. 16 Cuando

las tasas de EGR

son muy elevadas y la temperatura

de combustión

también se reduce la capacidad de formación de hollín, con lo que llega un momento

las emisiones netas de hiumo.

es muy

reducida

en que se reducen

6.1 Cuestiones

6.1.8.

EGR

135

en MEP

En algunos motores de gasolina se utiliza la recirculación de gases de escape. Comentar la razón del uso de esta estrategia en esta aplicación. Tal y como se ha detallado ya en la cuestión 6.1.6, en los motores Diesel se utiliza el EGR para reducir las emisiones de NOx. En los motores de gasolina se ha estandarizado el uso del catalizador de 3 vías, que es capaz de eliminar casi en su

totalidad las emisiones de HC, CO y NOx. Por tanto si este elemento ya se encarga

de reducir los NOx, el uso del EGR, en el contexto de este tipo de motores debe tener otra razón de ser. Así, el EGR, que sólo se utiliza cuando el motor funciona a media o baja carga, tiene como objetivo reducir el consumo. En efecto, al diluir la mezcla fresca con gases quemados, dado que la cantidad de mezcla necesaria para producir

la potencia deseada es sensiblemente la misma, es necesario abrir más la mariposa

para que pueda entrar la misma cantidad de mezcla que se tenía antes de efectuar la recirculación de los gases de escape. De esta manera, al tener la mariposa más abierta, se reducen las pérdidas por bombeo y el rendimiento del motor aumenta. Obviamente esta mejora es muy ligera, y las tasas de EGR admisibles son muy modestas, puesto que el aumento del rendimiento por la disminución de las pérdidas por bombeo puede ser fácilmente apantallado por el deterioro del proceso de combustión al tener una mezcla más impura en la cámara de combustión.

6.1.9.

Emisiones

de HC

sin quemar

¿En qué tipo de motor son más críticas las emisiones de HC, en los MEP o en los MEC? Explíquense las principales causas que originan estas emisiones, así como qué consideraciones de diseño se siguen para reducir su nivel de emisión. Los HC son importantes sobretodo en los MEP, si bien actualmente en los MEC empieza

a cobrar

de EGR

elevadas.

una cierta importancia

cuando

se trabaja en condiciones

El origen de las emisiones de HC en los MEP

con tasas

es diverso:

m Porciones de mezcla que se quedan sin quemar por estar en regiones de la cámara

de combustión inaccesibles al frente de llama (recovecos).

m Mezcla fresca que sale directamente por el escape por cortocircuito durante el cruce de válvulas. m Vapores de combustible que se desprenden del depósito de combustible. Las consideraciones de diseño más habituales para reducir inquemados procedentes de la cámara de combustión son:

las emisiones

de

= Elaborar una geometría de cámara de combustión que reduzca al mínimo las regiones inaccesibles al frente de llama, evitando en la medida de lo posible la existencia de recovecos.

136

Cap.6 Emisiones contaminantes en MCIA = Reducir el cortocircuito con el uso de sistemas de distribución variable, o bien evitar que la masa cortocircuitada contenga combustible inyectando éste directamente en la cámara de combustión cuando las válvulas se encuentren cerradas

(inyección directa de gasolina).

Además de estas consideraciones de diseño también son muy soluciones pasivas para reducir las emisiones de inquemados:

habituales

dos

m Uso de un catalizador de 3 vías.

m Uso de un filtro de carbón activo (cánister) para evitar las pérdidas de combustible por evaporación en el depósito.

6.1.10.

Inyección de aire secundario en el escape

Á causa del enriquecimiento de la mezcla durante las fases de arranque en frío y calentamiento del motor se produce una gran cantidad de inquemados en el colector de escape. El catalizador de 3 vías es incapaz de eliminar esa elevada cantidad de inquemados por una doble razón: m Porque el catalizador aún no ha adquirido su temperatura de funcionamiento.

m Porque para que el catalizador de 3 vías funcione correctamente debería tenerse un dosado estequiométrico. Frente a esta problemática, ¿qué solución tecnológica se puede utilizar? El medio más razonable para eliminar los inquemados es provocar su oxidación. Dado que en estas condiciones la mezcla es rica, precisamente el aire es escaso, con lo que conviene hacer llegar aire a los gases de escape por una segunda vía (es el llamado

sistema de aireación secundario). Para ello es preciso inyectar aire detrás de las válvu-

las de escape, oxigenando de esta manera los gases de escape, lo que desencadena una

oxidación posterior (post combustión) de los hidrocarburos sin quemar (y del CO). Un posible esquema de la instalación sería el mostrado en la Figura 6.2.

Aparte de los beneficios obtenidos de manera directa por la eliminación de las sustancias contaminantes (oxidación de HC y CO), se obtiene también un beneficio

secundario, y es que el calor liberado en esta post combustión se utiliza para calentar más rápidamente el catalizador, de manera que se reduce su tiempo de puesta en marcha (light-off). En la cuestión 6.1.18 se comenta otra estrategia para reducir el

tiempo de puesta en marcha del catalizador de 3 vías.

6.1 Cuestiones

137

ha

N

Circuito de control (por depresión)

Colector de escape

Válvula

de'control

P7 f

1

Colector de admisión Válvulas de

aire secundario Bomba de

aire secundario

Figura 6.2: Esquema

6.1.11.

Emisiones

del circuito de aire secundario

del motor Audi 3.7 VS.

de CO

¿En qué tipo de motor son más críticas las emisiones de CO, en los MEP o en los MEC? Explíquense las principales causas que originan estas emisiones, así como qué maniobras se usan en la actualidad para reducirlas. Al igual que con las emisiones de hidrocarburos sin quemar, las emisiones de CO son características de los MEP, si bien en los MEC que trabajan con altas tasas de EGR empiezan éstas a cobrar una cierta importancia también. El CO es un producto de la combustión incompleta, y se produce principalmente cuando la mezcla es rica (tanto a nivel global como a nivel local). Fallos en la preparación de la mezcla o falta de homogeneidad en la misma son las causas principales de esta emisión. Las principales medidas que se toman actualmente para eliminar estas emisio-

nes son:

= Control electrónico del dosado, para garantizar un dosado

“de calidad”.

m El catalizador de 3 vías, que elimina casi la totalidad del CO producirse durante el proceso de combustión.

6.1.12.

Evolución

de las emisiones

de un MEP

que haya podido

con el dosado

Dibújese la evolución de las emisiones de HC, CO y NOx en un MEP en función del dosado relativo. Justifíquese de manera concisa la evolución

que tiene cada uno de estos contaminantes.

138

Cap.6 Emisiones contaminantes en MCIA

En la Figura 6.3 se presenta la evolución de las emisiones de HC, CO y NOx para un MEP en función del dosado relativo. Los comentarios que se pueden hacer

sobre cada una de las curvas son los siguientes:

HC, CO y NOx [ppm]

2000

1500 -

1000 -

500 -

14

Figura 6.3: Evolución cualitativa de las emisiones de HC, del dosado relativo.

CO y NOz en un MEP

en función

= CO: es producto de una combustión incompleta por exceso de combustible. En cuanto hay regiones de la mezcla en el que el dosado relativo supera la unidad se produce CO. Debido a que la mezcla no es perfectamente homogénea, la subida de esta emisión tiene lugar un poco antes de que el F; global sea la unidad. HC: los hidrocarburos sin quemar también son un producto de la combustión incompleta, y su origen puede ser el cortocircuito y/o el apagado de la llama cuando ésta llega a regiones inaccesibles por ella. De manera general, cuanto mayor es el dosado, mayor es la cantidad de combustible en cualquier porción de mezcla. Por tanto, cuanto mayor sea el dosado, el apagado de llama, que siempre deja sin quemar una porción más o menos constante de mezcla, dejará más combustible sin quemar. Esto explica porqué la emisión de HC disminuye a medida que se reduce el dosado. Pero por debajo de un cierto dosado el exceso de aire empieza a dificultar la propagación del frente de llama, de manera que quedan más porciones de mezcla sin quemar. Este conjunto de razones es el que explica porqué la emisión de HC disminuye a medida que se reduce el dosado y vuelve a incrementar cuando éste se reduce exc vamente. NOx: Se observa que hay una máxima emisión de NOx para un dosado relativo en torno al 0.9 ó 0.95. Los dos parámetros que favorecen la emisión de NOx son una elevada temperatura de combustión y la existencia de oxígeno residual. A

la derecha del máximo, la temperatura de combustión es elevada pero no hay

6.1 Cuestiones

139

exceso de oxígeno, con lo que la formación de NOx es mala. A la izquierda del máximo, en cambio, existe mucho oxígeno residual pero las temperaturas de combustión son cada vez más bajas, con lo que la formación de NOx tampoco es buena. Entre ambos extremos, en la región en la que el dosado es ligeramente pobre, se tiene a la vez oxígeno en exceso y elevada temperatura de combustión, lo cual es óptimo para producir una emisión máxima de NOx.

6.1.13.

Emisiones

de NOx

en un MEP

de inyección directa

Los MEP de inyección directa (como por ejemplo el GDI de Mitsubishi o el FSI de Volkswagen) permiten trabajar con dosados relativos muy inferiores a la unidad, lo que lleva a una mejora en el consumo a baja carga (ya que la mariposa ha de estar más abierta y se reducen considerablemente las pérdidas por bombeo). No obstante esto compromete mucho la efectividad del catalizador de 3 vías. Coméntese por qué, y qué solución tecnológica se

utiliza para remediar este problema.

El catalizador de 3 vías efectúa tanto la oxidación de los HC y del CO como la

reducción de los NOx. Para garantizar su efectividad en ambos procesos a la vez (la

oxidación y la reducción, que son radicalmente opuestos) es imperativo que el motor funcione con un dosado estequiométrico. En efecto, si F es menor que 1, el exceso de oxígeno permite la oxidación pero no la reducción, y si es mayor que 1, la falta de oxígeno favorece la reducción pero no la oxidación. Por tanto, en los motores de inyección directa de gasolina operando en modo de carga estratificada (dosado global pobre), el catalizador es capaz de oxidar los HC y el CO, mientras que es incapaz de reducir los NOx. La solución que se adopta es integrar, junto al catalizador de 3 vías, una trampa de NOx. Este elemento retiene los NOx en los momentos en los que

el catalizador no puede eliminarlos (cuando el dosado de funcionamiento sea pobre),

y los liberará cuando el motor esté funcionando en condiciones estequiométricas ligeramente ricas, puesto que entonces sí que será posible eliminarlos. La manera concreta de cómo funciona este elemento

dor de NOx)

o

(catalizador + acumula-

se detalla a continuación. Cuando el motor funciona con mezcla este-

quiométrica, el catalizador-acumulador de NOx trabaja como un catalizador de 3 vías convencional. Cuando el motor opera con dosado pobre el catalizador ya no puede

efectuar la conversión de los NOx, y es entonces cuando la trampa los almacena. Para

ello el conjunto catalizador-trampa, además de los 3 materiales preciosos (platino, rodio y paladio) contiene una cuarta capa de óxido de bario. Los NOx se oxidan en el estrato de platino, formando dióxido nítrico, y reaccionan con el óxido de bario, formando nitrato bárico. El esquema de este proceso de absorción se muestra en la Figura 6.4.

Una vez se agota la capacidad de acumulación de la trampa se efectúa un ciclo de regeneración, que consiste en hacer funcionar el motor con un dosado ligeramente

rico. La desacumulación se lleva a cabo por medio de las moléculas de CO, muy abundantes en los gases de escape correspondientes a una mezcla rica. En primer lugar se reduce el nitrato bárico a óxido de bario debido a su reacción con el CO.

Como producto de esta reacción se libera COs y NO. La presencia del rodio y del

140

Cap.6 Emisiones contaminantes en MCIA

Figura 6.4: Esquema

del proceso de absorción de los NOx

en la trampa de NOx.

platino hace que se reduzca el NO, produciendo No, y que el CO se oxide, produciendo CO». El esquema de este proceso se plasma en la Figura 6.5.

Nirato — ——» Onidode bárico (Ba(NO):) — an Figura 6.5: Esquema

á

l?¡atína'(m)

K Redío (Rh)

del proceso de desorbción de los NOx

en la trampa de NOxz.

Resumiendo, cuando el motor opera en condiciones pobres el catalizador de 3 vías es incapaz de eliminar los NOx. En esas condiciones éstos son acumulados

en la trampa de NOx.

Cuando se satura la capacidad de absorción de los NOx el

motor efectúa una estrategia instante de tiempo, en modo es intentar que el conductor confort del vehículo cuando

6.1.14.

Emisiones

de regeneración, que consiste en operar, durante un breve rico. El punto quizás más delicado de este procedimiento no perciba nada, es decir, que no se vea perjudicado el tenga lugar toda esta serie de acciones.

de humos

por avería

El dueño de un flamante BMW

se dirige al concesionario a presen-

tar una reclamación. Al parecer, cuando acelera repentinamente, el vehículo emite un humo escandalosamente negro durante unos segundos y después, a pesar

de seguir acelerando,

ya no.

Esto,

según

él, es casi

una

“ofensa”,

puesto que se ha gastado unos 48000 Eur en la adquisición del vehículo. El motor que equipa el vehículo:

6.1 Cuestiones

141

m ¿Es MEP o MEC? m ¿Es sobrealimentado o atmosférico? m ¿Qué elemento debe tener averiado y por qué? La emisión de humo

negro (hollín) es

característica de los MEC.

Los MEP

solamente emitirían hollín de manera significativa si su dosado relativo de operación fuera superior a 2. En este caso el sistema de inyección estaría completamente averiado, y no se explicaría porqué el motor emite humo solamente al inicio de la aceleración. Por tanto se trata de un MEC. Los motores atmosféricos Diesel trabajan con una cantidad de aire en cada ciclo sensiblemente constante. Por esta razón tampoco se justificaría que el motor emitiera humo al inicio de la aceleración y no después. En los motores sobrealimentados por turbina de escape, en cambio, al inicio de la aceleración hay una carencia de aire (pues el turbo tiene una cierta inercia para entrar en funcionamiento). En estos casos la cantidad de aire en cada ciclo es menor al inicio de la aceleración, y a medida que se desarrolla ésta la cantidad de aire se estabiliza en un valor mayor. En este caso sí que se puede entender que al inicio de la aceleración el dosado de funcionamiento

sea mayor (y, por tanto, que se emitan más humos) mientras que una vez superado

ese transitorio desaparezcan esas condiciones de dosado rico y, por tanto, los hamos. Como consecuencia de todo esto, el motor debe ser turbosobrealimentado.

Finalmente, el elemento que debe estar averiado es el limitador de humos (o boost control), que es quien controla el dosado durante la fase de aceleración, limitando la cantidad inyectada en función del aire disponible en el cilindro. Se podría también sospechar de una posible avería en la válvula de EGR, que no cerrara correctamente. Generalmente esta válvula se cierra en los transitorios de aceleración para evitar la formación de humos. Si estuviera sucia y no cerrara bien, posiblemente también podría causar una emisión de humos durante la aceleración, aunque también el conductor notaría una pérdida de prestaciones a plena carga (pues el motor tendría menos aire de lo habitual a plena carga). Si el propietario no se ha quejado de una pérdida de potencia posiblemente se debería descartar esta posibilidad en favor de la anterior.

6.1.15.

Filtro de partículas en los MEC

La normativa

anticontaminante

(tanto la actual como

la prevista pa-

ra el futuro inmediato) es cada vez más restrictiva en cuanto a la emisión

de partículas de hollín admisible en los vehículos equipados con motor Diesel. ¿Cuál es la manera que empieza a ser más habitual para eliminar casi por completo las emisiones de humos en los MEC? ¿Qué efectos negativos conlleva? Como ocurre con cualquier otra sustancia contaminante, las emisiones de hollín pueden ser disminuidas a través del uso de estrategias activas o pasivas. Dentro de las estrategias activas se encuentra la mejora de los sistemas de inyección, de manera que permitan presiones de inyección más altas, el diseño de la cámara de combustión tratando de evitar el impacto del chorro de combustible con las paredes de la cámara,

142

Cap.6 Emisiones contaminantes en MCIA

el uso de la inyección múltiple (es decir, de inyectar varios pulsos en un mismo ciclo), etc. Todas estas acciones reducen la formación de partículas de hollín, si bien no las

eliminan en su totalidad. Para la eliminación completa (o casi completa) de estas emi-

siones es necesario recurrir a soluciones pasivas. Entre los fabricantes de automóviles la solución pasiva que más está utilizándose es el filtro de partículas (denominado DPF, Diesel Particulate Filter).

Los filtros de partículas se clasifican en dos atendiendo a si se introduce un aditivo?7 o no en el combustible, existiendo sistemas con aditivo y sin aditivo. En la Figura 6.6 se pueden observar ambos sistemas. En la parte superior, (A), se tiene el filtro de partículas después del catalizador de oxidación, con lo que queda relativamente lejos del motor, y por tanto, de la alta temperatura. Por esta razón esta configuración requiere del uso de un aditivo para facilitar el proceso de oxidación de las partículas. En la parte inferior de la figura, (B), se tiene el filtro de partículas integrado en el catalizador de oxidación, de manera que el conjunto se encuentra más cerca del motor y por tanto las temperaturas son mayores. En este caso no es necesario el uso de aditivo en el combustible. —

Temperatura de los gases de

escape en esta zona,

a carga parcial

Catalizador

Filtro de partículas

de oxidación

620 *C

500 *C - Temperatura de los gases de escape en esta zona,

a carga parcial

Filtro de partículas con catalizador de oxidación integrado

620 “C

Figura 6.06: Dos variantes en la ubicación del filtro de partículas en motor. Arriba.- Sistema con aditivo, en el que el filtro de partículas está después del catalizador de oxidación. Abajo.- Sistema sin aditivo, en el que el filtro de partículas está integrado en el catalizador

de oxidación.

Seguidamente se describen los dos sistemas: 17El aditivo es una sustancia que se añade al combustible para reducir la temperatura de oxidación de las partículas de hollín.

6.1 Cuestiones Sistema con aditivo:

143 El filtro de partículas consta de un cuerpo cerámico de carbu-

ro de silicio con diseño alveolar, alojado en una carcasa de metal (ver Figura 6.7).

El cuerpo cerámico se encuentra dividido en múltiples canales microscópicos pa-

ralelos y cerrados alternadamente. Se utiliza el carburo de silicio debido a que

tiene una alta resistencia a efectos mecánicos, a su extraordinaria capacidad de resistir a cambios térmicos y a su elevada resistencia al desgaste.

Cuerpo cerámico alveolar

Figura 6.7: Detalle constructivo de un filtro de partículas usado en los sistemas con aditivo. Se observa

su ubicación

en la carcasa

metálica,

así como

los micro-canales

alternadamente

abiertos y cerrados.

El filtro se encarga de retener, por simple filtración, las partículas de hollín contenidas en los gases de escape. Los componentes gaseosos de los gases de escape, sin embargo, atraviesan las paredes porosas del filtro cerámico, saliendo hacia el exterior (a través del tubo de escape). A medida que circulan los gases por el filtro, éste se va colmatando, con lo que se hace necesario diseñar una estrategia de regeneración del filtro para evitar el riesgo de que, incluso, se pare el motor o reviente el colector de escape. Las partículas de hollín necesitan una temperatura de unos 650%C para ser oxidadas. Este nivel de temperatura en los gases de escape sólo se alcanza cuando el motor opera a plena carga. Evidentemente el motor tiene de ordinario puntos de funcionamiento alejados de la plena carga, con lo que son pocas las ocasiones en que se puede contar con una temperatura así de elevada en los gases de escape. Para solventar este problema se hacen dos cosas: en primer lugar, con el aditivo que se añade al combustible la temperatura de oxidación de las partículas se reduce a 500%C, lo que facilita el que se pueda dar la regeneración (autolimpieza) del filtro; y, en segundo lugar y si es necesario, se introduce una post-inyección tardía que eleva mucho la temperatura de los gases de escape, ayudando también a la regeneración. Los ciclos de regeneración del DPF se realizan en función del tipo de conducción

(que comporta una temperatura mayor o menor en los gases de escape), y no tarda más que unos minutos. Durante este tiempo se ha de garantizar, por ra-

zones de confort, que el conductor no note nada extraño. Para determinar si es necesaria o no la regeneración del DPF se precisa de un sensor de presión diferencial entre la entrada y la salida del filtro. Cuando la pérdida de carga supere

144

Cap.6 Emisiones contaminantes en MCIA un determinado nivel umbral es cuando se activará la estrategia de regeneración

del filtro.

Las desventajas del uso de este tipo de filtros se dan, especialmente, en el mantenimiento. En los filtros se depositan cenizas y restos del aditivo, los cuales van reduciendo la superficie útil de filtración. La vida útil del filtro, para un uso estándar del vehículo, es de 4 años, y la cantidad de aditivo (que también va embarcado en el vehículo) se calcula para esa misma duración. Esto constituye un problema añadido, ya que al reponer el filtro hay que reponer igualmente el aditivo. Otra desventaja de estos filtros es que no están diseñados para trayectos cortos en los que no se alcanza una temperatura elevada, pues en esas condiciones no se pueden oxidar las partículas. Así, si un vehículo sólo realiza trayectos cortos, su correspondiente filtro se colmatará antes. Para evitar esto, el control

del vehículo avisa al usuario de que necesita realizar un trayecto más largo para

elevar la temperatura de los gases de escape y oxidar las partículas que tiene acumuladas. Por otro lado, con este tipo de sistemas no se puede utilizar biodiesel, pues al utilizar post-inyecciones tardías puede ocurrir que el combustible inquemado entre en contacto con el aceite de motor al impactar en las paredes del cilindro. El gasoil estándar se suele separar del aceite por efecto de la evaporación durante el funcionamiento normal del motor. Sin embargo, el biodiesel, por su mayor temperatura de ebullición, no se puede evaporar por completo, dando lugar a una dilución del aceite que puede acabar perjudicando el motor. Sistema sin aditivo: En este caso el filtro de partículas posee talítico, de manera que en un único elemento se tiene el el catalizador de oxidación. La estructura de este filtro es anteriormente (sistema con aditivo), con la diferencia de buro de silicio está ahora recubierto con una combinación

un recubrimiento cafiltro de partículas y similar a la del visto que el cuerpo de carde óxido de aluminio

y óxido de cerio. Esta combinación constituye una capa rugosa que se utiliza

como sustrato para el catalizador. En efecto, esa capa se recubre con platino, que es el metal noble que hace de catalizador. La disposición del platino a lo

largo del filtro no es homogénea: en la parte anterior (la más cercana al motor)

se tiene mayor cantidad de platino que en la parte posterior. Esto es así por dos razones: por un lado, porque en condiciones de funcionamiento normal del motor la zona que se calienta antes del filtro es la anterior, y al poner más cantidad de platino en ésta se consigue una oxidación catalítica más rápida. Por otro lado, en la etapa de regeneración del filtro se alcanzan altas temperaturas en la parte posterior del mismo, ya que se queman de forma conjunta las partículas de hollín. Estas altas temperaturas podrían constituir un ataque a largo plazo para el platino, y por ello se pone menos cantidad en esta zona. Al igual que en el caso anterior, el filtro se debe regenerar cuando sea necesario. En este caso no se hace uso de aditivo alguno en el combustible, y caben dos tipos de regeneración: = Regeneración pasiva: las partículas de hollín se queman de forma continua

sin intervención por parte de la gestión del motor (post-inyección). El po-

6.1 Cuestiones

145

sicionamiento cercano del filtro permite que los gases de escape alcancen temperturas entre 300 y 500%C al hacer recorridos por vías rápidas, y ese nivel de temperaturas es suficiente para activar las reacciones de oxidación del hollín en el filtro-catalizador. m Regeneración activa: Se queman las partículas de hollín, produciendo CO2, a partir de una temperatura de los gases de escape entre 600 y 650%C, temperatura que se consigue gracias a la gestión del motor (uso de post-

inyecciones).

La principal desventaja de este sistema se da, como en el caso anterior, para

trayectos cortos en los que las temperaturas de los gases de escape no alcanzan valores suficientes para más rápida. Por ello, sistema, de control del durante unos minutos

oxidar el hollín, y por tanto se colmata el filtro de forma en esta situación, se advierte al conductor, a través del vehículo, que debe realizar una conducción prolongada para que se puedan oxidar las partículas.

Con este tipo de filtro tampoco se puede utilizar biodiesel, pero sí se consigue eliminar el uso del aditivo que precisaba el sistema anterior, con lo que se

simplifica el sistema'8.

6.1.16.

El cánister -filtro de carbón

activo

¿Cuál es la función del filtro de carbón activo que se utiliza en el sistema de alimentación de combustible en los MEP? Una de las propiedades más características de la gasolina es su elevada volati-

lidad, la cual es necesaria para favorecer la formación de la mezcla en el colector de

admisión (que se encuentra a baja temperatura y presión). Dada esta característica, cuando la gasolina se encuentra en el depósito tiene también tendencia a evaporarse. Si no se toman medidas adecuadas, es muy probable que parte del combustible salga hacia el exterior del depósito en forma de vapor, lo que constituye una fuente de contaminación (los HC sin quemar, independientemente de que procedan del escape o del depósito, están catalogados como una sustancia contaminante). La función del filtro de carbón activo, o cánister, precisamente consiste en retener esos vapores de combustible procedentes del depósito e impedir que se emitan a la atmósfera. Es por ello que este filtro se coloca justamente en el respiradero del depósito. La no utilización

de un sistema así (o el mal funcionamiento de este sistema) conduce al característico olor a gasolina al acercarse al correspondiente vehículo (ver cuestión 6.1.17 para más detalles). La configuración del sistema se puede observar en la Figura 6.8.

El funcionamiento del sistema es como sigue. Cuando el motor está parado, el cánister, ubicado en el respiradero del depósito de combustible, retiene los vapores de combustible, impidiendo que éstos sean emitidos a la atmósfera. Cuando se pone en marcha el motor es necesario eliminar los hidrocarburos retenidos en el cánister, para de esta manera dejar a éste preparado para futuros usos (si esto no se hiciera llegaría un momento en el que el filtro se saturaría y sería incapaz de retener más 1SEJ

sistema

anterior

debe

tener

recarga el depósito de combustible.

un

aparato

que

añada

aditivo

al combustible

cada

Este aparato ya no es necesario con el uso del DPF

vez

que

catalítico.

se

146

Cap.6 Emisiones contaminantes en MCIA

Unidad de

control de válvula de mariposa

Válvula para la

desaireación del deposito

Válvula de retención

Conducto de desaireación Filtro de carbón

activado

—|

Figura 6.8: Esquema del circuito de alimentación de combustible en un MEP. se aprecia el cánister —filtro de carbón activo.

En el esquema

hidrocarburos). Esta purga del filtro se realiza cuando existe depresión en el colector de admisión (puntos de operación de motor de baja y media carga). En estas condiciones se abre la válvula de desaireación (ver Figura 6.8), de manera que se invierte el flujo en el interior del filtro: se succiona aire del respiradero, el cual arrastra los hidrocarburos absorbidos en el filtro y los conduce al colector de admisión, de manera que son aprovechados para la combustión. Nótese que esta manera de proceder conlleva un doble beneficio: se evita la emisión de hidrocarburos sin quemar y los hidrocarburos retenidos son reaprovechados en la combustión.

6.1.17.

Problemas

de contaminación

en un MEP

Se dispone de un vehículo equipado con un motor de encendido provocado. A. Desde hace unos días, cuando el propietario se acerca al vehículo tras haberlo estacionado unas horas, siempre huele a gasolina, pero no exis-

te ninguna

fuga visible de combustible

líquido. ¿Qué elemento debe

haberse averiado? Coméntese la respuesta.

B. Si en la revisión del vehículo (I.T.V.), a pesar de que el sistema de

inyección funciona a la perfección, se detecta que todas las emisiones

6.1 Cuestiones

147

contaminantes están muy por encima de los valores normales, ¿qué elemento debe estar averiado? Justifíquese la respuesta. A.

Si nos aseguran que no hay ninguna fuga visible de combustible líquido, entonces el combustible se está perdiendo en forma gaseosa, y la única posible procedencia Es el depósito de combustible. Tal y como se comentó en la cuestión 6.1.16, existe un filtro de carbón activo (cánister), ubicado en el respiradero del depósito, que evita la liberación de vapores de combustible a la atmósfera. Si este elemento ha dejado de funcionar, o si alguna de las conducciones que conectan el depósito con el cánister está rota, entonces pueden liberarse los hidrocarburos sin quemar, y es por ello que huele a gasolina en las proximidades del vehículo. Por tanto el elemento averiado es el cánister o la conducción que conecta a éste con el depósito.

B.

Por lo que comenta el enunciado, el sistema de inyección funciona correctamente, con lo que el dosado de funcionamiento es el que debe ser (por lo general será F,. = 1, impuesto por el catalizador de 3 vías). Si todas las emisiones contaminantes son mayores que las esperadas, el origen del problema debe ser el mal funcionamiento del catalizador de 3 vías, que es el elemento encargado de

“limpiar”

los gases de escape antes de descargarlos a la atmósfera.

funcionamiento del catalizador puede tener diversos orígenes:

Este mal

= Por envejecimiento: se va depositando suciedad en la superficie del catalizador, de manera que los gases de escape no pueden entrar en contacto con los metales catalizadores (platino, rodio y paladio). m Por envenenamiento, debido a algún derivado del plomo o a la combustión de una fracción de aceite lubricante. = Por “muerte súbita”, originada por un fallo de combustión en un ciclo, que produce la llegada de un gas frío y con excesivos hidrocarburos al catalizador, produciendo inicialmente un choque térmico (gases fríos) y

posteriormente una combustión muy violenta.

6.1.18.

Activación del catalizador de 3 vías (light-off)

¿Cuál es la temperatura de funcionamiento correcta para asegurar un buen funcionamiento del catalizador de 3 vías? ¿Qué se puede hacer para llegar a esa temperatura lo antes posible cuando se arranca el motor en frío? El catalizador de 3 vías trabaja de manera correcta a partir de los 250%C, aproximadamente. No obstante, el rango de temperaturas óptimas de funcionamiento, dentro del cual se realiza la máxima reducción de las sustancias contaminantes, se encuentra entre los 400 y 800%C. Para temperaturas superiores a los 1400”%C se funde el núcleo de cerámica y el catalizador se destruye. Cuando se arranca el motor en frío, obviamente el catalizador se halla a una temperatura muy baja y no trabaja adecuadamente (no elimina suficientemente las sustancias contaminantes).

Es interesante

provocar

un aumento

rápido de la tempe-

ratura en el catalizador para reducir lo más posible su tiempo de puesta en marcha

148

Cap.6 Emisiones contaminantes en MCIA

(esto es lo que se denomina light-off en la nomenclatura anglosajona). Una estrategia que se puede utilizar para conseguirlo ha sido ya comentada en la cuestión 6.1.10, y es el enriquecimiento de la mezcla y la posterior inyección de aire en el escape para

provocar una combustión a la entrada del catalizador. Esta estrategia se suele utilizar en motores de alta gama.

5

lo

Corriente de gases de escape

Figura 6.9: Esquema del circuito de by-pass del silenciador para reducir el tiempo de light-off

del catalizador de 3 vías (sistema utilizado por VW).

Otra manera de proceder, quizás más sencilla y barata, es la que se ilustra en la Figura 6.9. La idea que subyace detrás de este sistema es que los gases de escape son los que contienen la energía a utilizar para calentar el catalizador, y cuanto menos trayecto tengan que efectuar éstos para llegar al catalizador, menor será el tiempo de light-off de éste. Por esta razón el flujo de gases de escape tiene dos posibles caminos

para llegar al catalizador: el primero (a la derecha en la figura) es directo y de menor

sección, y el segundo (a la izquierda) es de mayor sección y pasa a través de un silenciador de escape, elemento en el cual los gases perderán energía térmica antes de

llegar al catalizador. Cuando el catalizador esté frío (tras el arranque en frío) o cuando

la temperatura de los gases de escape sea baja (en ralentí o baja carga) se cerrará la válvula indicada en la figura, de manera que se impedirá el paso del flujo de gases de escape a través del silenciador y éstos llegarán al catalizador de manera directa por el conducto de la derecha. En este caso los gases de escape conservarán más su

temperatura, con lo que se garantizará una mayor temperatura en el catalizador, y

por tanto un mejor funcionamiento o un más rápido calentamiento del mismo. Cuando el motor funcione a carga elevada es necesario mantener el nivel de emisión de ruido dentro del rango admisible, por lo que se abre la válvula y la mayor parte del flujo llega al catalizador a través del silenciador. En este caso, como el nivel inicial de temperatura de los gases es muy elevado, éstos llegan al catalizador aún con un nivel de temperatura adecuado para el buen funcionamiento de este elemento.

6.1 Cuestiones

6.1.19.

Diagnóstico

149

del motor

por los humos

de escape

A través de las características visibles de los gases de escape de un motor determinado es posible hacer un pequeño diagnóstico de su estado. De manera general hay tres tipos de humos que pueden ir asociados a anomalías de motor: el humo negro (o gris oscuro), el humo blanco y el humo blanco-

azulado (que suele ir acompañado de un olor a frítura). Coméntese cuál puede ser el origen de cada uno de esos tipos de humo. En referencia al hamo

negro o gris oscuro:

= En primer lugar cabe remarcar que esta situación es más característica de los MEC que de los MEP. En un MEC esto es síntoma de un exceso de combustible

(dosado demasiado elevado). El origen puede ser muy diverso: que no cierra bien

la válvula de EGR y, por tanto, falta aire cuando se opera a carga elevada; que el grupo turbocompresor no funciona correctamente y falta igualmente aire en el cilindro; que el sistema de inyección ha retrasado excesivamente el instante de inyección; que el inyector no cierra bien y deja salir combustible a muy baja velocidad al final del proceso de inyección, etc. En ciertas situaciones, como

por ejemplo en los transitorios de aceleración (al pisar a fondo el acelerador bruscamente, por ejemplo) la emisión de humos negros es una cosa totalmente normal por la que no hay que alarmarse.

m Esta situación también puede darse en los MEP. La razón más típica por la que puede ocurrir esto es el operar con un dosado muy superior al estequimétrico (F > 2) debido a, por ejemplo, una avería del sistema de inyección. Esto es, quizás, una situación muy

En referencia al humo Caben dos posibilidades:

poco frecuente.

blanco,

éste suele estar asociado

al vapor

de agua.

m En el caso de los MEP, cuando están funcionando en frío, es simplemente por condensación del agua producida durante la propia combustión. Esa condensación viene favorecida por dos factores: en primer lugar por la baja temperatura del tubo de escape, y en segundo lugar por la elevada concentración de agua en los gases de escape. Este último punto explica porqué no ocurre esto mismo en los MEC: el dosado de funcionamiento en éstos es siempre pobre, con lo que

los productos de la combustión

(COs y H,0)

están diluidos en aire y tienen

menos tendencia a condensar. Como es obvio, esta emisión de humo blanco no está asociada a ninguna anomalía en el motor. m Cuando se deteriora la junta culata del motor (independientemente de si se trata

de un MEP 0o un MEC), es posible que el agua de refrigeración pase al cilindro

y sea expulsada por el escape en forma de vapor de agua. En este caso esta emisión de humo blanco iría asociada a una avería grave en el motor. Finalmente, en lo que respecta al hamo blanco-azulado que va acompañado de un olor a fritura, viene originado por la combustión de aceite lubricante. Las

150

Cap.6 Emisiones contaminantes en MCIA

causas pueden ser diversas: mal rascado de las paredes del cilindro (por deterioro de los segementos o por desgaste en el cilindro —motores viejos, por ejemplo-), fuga de aceite en las guías de las válvulas de escape, fuga de aceite en los cojinetes del turbogrupo (tanto del compresor como, sobretodo, de la turbina), etc.

6.2.

Problemas

6.2.1.

Verificación

de cumplimiento

de norma

En un motor que equipa un vehículo industrial se utilizan dos estrategias para el control del EGR. Para ambas estrategias se han medido las emisiones de NOx en los 13 modos de operación que exige la norma, las cuales se muestran en la Tabla 6.1. En la Figura 6.10 se muestran esquemáticamente los 13 modos de operación, indicándose el peso que tienen a la hora de computar las emisiones totales. Se pide decir con cuál de las estrategias se cumple con la normativa EURO IV para este contaminante, la cual impone

un límite de 3.5 9/kWh. Modo

| NOx estrategia 1 | NOx estrategia 2

(9/kWh]

(9/kWh]

1, 7, 13

4

3

2

1.9

22

3

2.1

29

4

2.6

31

5

3.5

3.6

6

4.1

3.9

8

5.1

5.0

9

4.2

4.8

10

31

3.6

11

2.3

2.8

12

2.1

2.6

Tabla 6.1: Emisiones

de NOz medidas

en motor con cada una de las estrategias.

Para saber si una determinada estrategia de control de EGR permite superar la norma o no, es preciso computar la media de las medidas de NOx en cada modo de operación, teniendo en cuenta el peso que posee cada uno de ellos en la media final. El cálculo a realizar es el siguiente:

6.2 Problemas

151

|X

1

A:

1/3

(8.2)

8.1 Cuestiones

171

donde A es la relación de semejanza geométrica. La potencia efectiva se puede expresar,

en función de parámetros conocidos, de la siguiente manera:

]N—'E:pme'Vq—xn'1:pmc

S2 n 5i-=—= 7

2900

1500

=1.933

(8.17)

La potencia que corresponde a ese motor en esas condiciones, sabiendo que es de 4 cilindros, es:

Neo=Ne1- ? - 2 =155.64 [W]

(8.18)

1

Finalmente, para hallar el precio de la electricidad generada, se procede de la siguiente manera:

0.8 [Eur]

1/7

1000 (1)

- 1[m3]

1(m3)

770 [kg]

— 1[kg)

1000 |g]

— 249 (g9]

1 [kWh]

= 0.2587 [Eur/kWh] — (8.19)

donde se ha asumido un rendimiento eléctrico del 100%

(los kWh

mecánicos

del

motor equivalen a los kWh eléctricos del generador) y que el consumo específico se mantiene en motores semejantes. En realidad, como ya se comentó en 8.1.7, al aumentar el tamaño del motor el rendimiento se debe mejorar, con lo que el coste del kWh sería un poco menor que el calculado anteriormente.

8.2.3.

Problema

3

Honda desea construir un motor de elevadas prestaciones para el nuevo Prelude. Dados los elevados niveles de potencia que actualmente están sacando los motores de la competencia, y con el deseo de sorprender un poco a

8.2 Problemas

179

los potenciales clientes, se han fijado obtener 200 kW

(272 CV) utilizando

la tecnología ya usada en los motores de motocicleta, en particular de la Honda CBR 600 F4i, cuyas características son las siguientes:

Diámetro: 67 mm. Carrera: 42.5 mm. Par máximo: 65 N - m a 10500 rpm. Potencia máxima: 81 kW

a 12500 rpm.

Por problemas de coste, se proponen hacer un motor de 6 cilindros en V, que representa un buen compromiso entre buenas prestaciones y tamaño de motor razonable. Se pide, utilizando la teoría de la semejanza:

) b) c)

Determinar la relación de semejanza entre ambos motores (considérese

que 1 es el motor de referencia y 2 el motor nuevo). Determinar la cilindrada del motor 2. Estimar régimen

diente).

las prestaciones del nuevo motor: potencia máxima (valor y correspondiente) y par máximo (valor y régimen correspon-

Calcular los parámetros normalizados en condiciones de potencia máxi-

ma: Cm, potencia específica (por unidad de área de pistones) efectiva y pme,

efectuando

un comentario sobre ellos.

Los datos conocidos del nuevo motor son el número de cilindros y la potencia

objetivo. Imponiendo el valor de la potencia geométrica de semejanza:

Ne7 _2 Ne1

A

se puede

81-6

determinar

la relación

=1.283

(8.20)

donde se ha tenido en cuenta que 21 es 4 (se puede deducir a partir de imponer una cilindrada de unos 600 cm* a un motor del que se conoce D y $).

b) Una vez conocida la relación geométrica de semejanza ya se pude determinar la cilindrada del motor. Vr

3

=2 W1

22

2

>

Wro=1.899-103 [m]

El resultado es bastante sorprendente, pues se están consiguiendo 200 kW tan sólo 1.9 litros de cilindrada!

(8.21) ¡con

Cap.8 Teoría de la semejanza en MCIA

180

c) Las prestaciones del nuevo motor en cuanto a potencia máxima son un dato de entrada (200 kW). El régimen correspondiente, imponiendo la misma C ambos motores en el punto de potencia máxima, será:

2-S-Mm En

cuanto

semejantes.

=2:-S9-ny

al par,

éste

S

>

MN9=M: ÍSl = %l = 9743 Irpm]

(8.22)

2

depende

exclusivamente

de la cilindrada

para

en motores

Por tanto:

M 2= M 1-

É

- 3 =2059 [N -m]

(8.23)

Y sabiendo que el régimen al que tiene lugar tiene la misma c,, que en el mismo punto para el motor de referencia, el régimen correspondiente es de 8184 rpm. Resumiendo, las prestaciones del nuevo motor son: * M

máx.

= 205.9 N -m a 8184 rpm.

e N

máx. = 200 kW

a 9743 rpm.

Los datos que se piden se pueden motor

2, puesto

que para

ambos

calcular bien para el motor son iguales

(los parámetros

1, bien para el normalizados

en

motores semejantes son iguales). Calculándolos en el punto de potencia máxima, se tiene:

e pme en N

e Ne/ (2 e C

máx.: 12.97 bar.

Ap) máx.: 5744 kW/m?.

MÁáx.: 17.71 m/s.

Se observa que los valores son muy elevados. La pme, por ejemplo, es muy alta para tratarse de un punto de máxima potencia en un motor atmosférico. Muy

probablemente esto se deba a que el sintonizado del colector es bueno, hipótesis que se puede apoyar en el hecho de que el par máximo tenga lugar a un régimen de giro muy próximo ya al de potencia máxima??. Por otro lado la Cm Es bastante elevada, y gracias a ambas cosas (elevada pme y cm) la potencia específica es también muy alta. Indudablemente se trata de un motor de elevadas prestaciones, que seguramente conseguirá sorprender a los potenciales usuarios.

..

2? Por lo general el motor está optimizado en el punto de par máximo.

el motor original, a 10500 cerca uno

del otro se puede

rpm

y el régimen

decir que el motor

régimen de potencia máxima,

de potencia máxima no está muy

Si el par máximo está, en

está en 12500

rpm,

alejado del funcionamiento

y de ahí se desprende que la pme pueda, ser tan elevada.

al estar tan

óptimo

en el

8.2 Problemas

8.2.4.

181

Problema

4

Honda desea construir un motor de elevadas prestaciones para el nuevo Integra R2. Por estrategia de empresa se ha fijado una cilindrada máxima de 2.4 1. Como se desea que el motor sea de carácter sport, se permite subir el

régimen de giro de potencia máxima hasta 8000 rpm como máximo. Como

punto de partida se toma el motor 2.0 actual, cuyas características son las siguientes:

Diámetro: 86 mm. Carrera: 86 mm. Par máximo:

192 N - m a 6000 rpm.

Potencia máxima: Utilizando

147 kW

la teoría

de

a 7400 rpm.

la semejanza,

moviendo

todos

los parámetros

que se estimen oportunos, se pide buscar un motor semejante al de partida que cumpla con todos los requisitos de los que se ha hablado anteriormente, tratando de maximizar la potencia. Para la solución a la que se llegue:

)

Determinar la relación de semejanza entre el motor nuevo (n” 2) y el

de partida (n? 1).

Determinar el número de cilindros. Estimar régimen

diente).

las prestaciones del nuevo motor: potencia máxima (valor y correspondiente) y par máximo (valor y régimen correspon-

Calcular los parámetros normalizados en condiciones de potencia máxima: Cm, potencia específica efectiva y pme, efectuando un comentario sobre ellos. La resolución al problema propuesto es por tanteo. En primer lugar conviene tener presente cuál es el objetivo perseguido, que consiste en incrementar lo máximo posible la potencia, y ello con dos restricciones: una máxima cilindrada de 2.4 1. y un régimen de giro de potencia máxima que no puede exceder las 8000 rpm. Cuanto mayor sea la cilindrada, mayor será la potencia obtenida, con

lo que interesa utilizar la cilindrada máxima

permitida. Por otro lado, cuanto

mayor sea el número de cilindros para una cilindrada dada, mayor es la potencia que se puede obtener. No obstante, cuanto más cilindros, más pequeños son éstos y mayor es el régimen de giro, con lo que habrá que ceñirse al régimen máximo que se indica en el enunciado.

182

Cap.8 Teoría de la semejanza en MCIA El número de cilindros es un grado primera instancia los cálculos para trará una tabla con el resto de casos es 2.4 1, teniendo en cuenta que Vr

N

de libertad que se tiene. Se presentan en un caso de 4 cilindros y después se mosprobados. Si la cilindrada del nuevo motor = z - Vp, la relación de semejanza será”*:

D Di

V2 T1

a 2

= 1.063

(8.24)

El régimen de giro de potencia máxima será, teniendo en cuenta que éste decrece proporcionalmente con el tamaño del motor: n

=

1

:—= X

an

6961.6.6 [ [rpm ]

(8.25) 25

observando que se halla dentro del rango permitido en el enunciado. La potencia que se obtiene es:

Ne 2=No1:

ra

22 =166.1 [kW]

(8.26)

El par motor es proporcional a la cilindrada en motores semejantes, con lo que se obtiene:

V

Mc 2=Me1- %

= 230.6 [N -m]

(8.27)

Y el régimen correspondiente, utilizando la ecuación 8.25, es 5644.5 rpm. A ciencia cierta, si se aumenta el número de cilindros, aumentará la potencia efectiva. En la Tabla 8.3 se muestran los resultados para 4, 6 y 8 cilindros (se toman solamente valores pares porque se está asumiendo que un motor de más de 4 cilindros ya se ha de hacer en V). Se puede observar que el motor de 6 cilindros es el que desarrolla más potencia cumpliendo con todos los requisitos prefijados. Esta es la solución que se va a adoptar. d)

Los parámetros normalizados se pueden calcular para cualquiera de los motores (pues son iguales en motores semejantes). Los valores que se obtienen son: m pme:

11.93 bar.

m Ne/(2- A,) máx.: 6326.6 KW/m?. m Cm Máx.: 21.21 m/s. El valor de pme es bastante elevado para tratarse del punto de potencia máxima en un motor atmosférico. El valor de la c,, es muy elevado, demostrando el carácter deportivo del motor. Por último, ambas cosas explican el porqué se obtiene un valor de potencia específica tan elevado. Los tres parámetros, en su conjunto, muestran que se trata de un motor de carácter muy deportivo. 23Se ha tenido en cuenta

que

el motor

de partida

tiene 4 cilindros.

Ello se puede

de la cilindrada total, teniendo en cuenta el diámetro y la carrera del motor.

deducir

a partir

8.2 Problemas

183

20VTEC 86

91.42

| 79.86

|

S

[mm]

86

91.42

| 79.86

| 72.56

Vr

[m*] | 0.001998 | 0.0024 | 0.0024 | 0.0024

-

4

[kW]

147

n de Ne máx. | Irpm]

7400

Mc máx.

[N -m]

n de Ne máx. | Irpm]

N

-

Tabla 8.3: Características cilindros elegido.

Problema

de MotoGP

| z=8

[mm]

Ne máx.

BMW,

| 2=6

D

z

8.2.5.

| z=4

como

del motor

4

6

166.1

190.1

72.56

8

209.3

6961.6 | 7969.1 | 8771.1

192

230.6

6000

| 230.6

| 230.6

5644.5 | 6461.4 | 7111.7

1

1.063 | 0.9286 | 0.8437

de referencia

y del nuevo

motor

según

el número

de

5 constructor de motocicletas,

en la temporada

próxima.

quiere entrar en el mundo

Para el diseño del primer motor pro-

totipo, los ingenieros confían en que el uso de la tecnología que ya tienen

desarrollada para el motor del M3 será más que suficiente para preparar su “máquina”. Se pide hacer unos cálculos preliminares, utilizando la teoría de la semejanza, para comprobar si realmente el motor que se puede desarro-

llar tendrá prestaciones suficientes o no. Como referencia se ha de tener en

cuenta que un motor de MotoGP tiene limitada la cilindrada a 990 cm* y que trata de maximizar la potencia efectiva. En caso de que el motor no tuviera suficientes prestaciones se deberían sugerir algunas directrices para mejorar el diseño del motor. Datos: Motor

BMW

M3

Diámetro: 86.4 mm. Carrera: 91 mm. Número de cilindros: 6. m Par máximo: 348 N - m a 3250 rpm.

Potencia máxima: 236 kW a 7400 rpm.

184

Cap.8 Teoría de la semejanza en MCIA

Motor

MotoGP

m Número de cilindros: 5. m Potencia máxima:

-160 kW.

Si el objetivo principal es maximizar la potencia, cuanto mayor sea la cilindrada,

mayor será la potencia, con lo que interesa que ésta sea la máxima permitida por el reglamento. Por otro lado, cuanto mayor sea el número de cilindros, en principio mayor es la potencia que se puede esperar obtener. No obstante, en los motores actualmente utilizados para esta aplicación, el número de cilindros suele estar en torno a 5. Por tanto no tiene absolutamente ningún sentido sobrepasar los 6 cilindros, por ejemplo, en el motor que se diseñe. Para un determinado número de cilindros seleccionado, la cilindrada impuesta

fijará la relación de semejanza: W2 — Wi será:

_2 =. z

y

>

=

V2 Wi1

2

8.28

(828)

Una vez definida A ya se puede determinar el resto de parámetros. La potencia

Ne9=Ne1- íí ? 1

(8.29)

Y el régimen correspondiente, teniendo en cuenta que la velocidad media del

pistón es el parámetro que se conserva, será: ny

1 =N — 21

8.30 (8.30)

Con todo esto se puede llegar a los datos que se muestran en la Tabla 8.4. En el mejor de los casos (6 cilindros), la potencia es del orden de un 30 % menor que en el resto de motores actualmente existentes, con lo que el futuro de este motor es catastrófico. Para mejorar el motor, el principal arreglo que hay que hacer salta a la vista: se trata de diseñar el motor supercuadrado y no alargado como lo es actualmente. En efecto, tal y como se comentó en la cuestión 1.1.9, el motor del M3, por el hecho de ser un 6 cilindros en línea, casi no cabe en el compartimento motor, y es preciso hacerlo alargado para mantener la cilindrada. Eso no es, en absoluto, idóneo para un motor deportivo. Al hacer el motor de tipo supercuadrado (D mayor que $) lo que se consigue es aumentar, para una misma cilindrada, el área total de los pistones.

Como la potencia específica (Ne/ (2 - Ap)) es un parámetro comparable entre motores

diferentes, se comprueba que, incrementa también la potencia constante). Esta pista es clave esta modificación, no obstante, el motor ya no estará hecho “a

a medida que aumenta el área total de los pistones, efectiva (pues el cociente entre ambos es más o menos para mejorar el motor. Finalmente se hace notar que implica abandonar el concepto de la semejanza, pues escala” con respecto al de referencia.

8.2 Problemas

185

M3

Z=

2=5

2=6

D

[mm]

| 86.4 |

66.9

62.1

58.4

S

[mm]

91

70.4

65.4

61.5

z

4

6

4

5

6

Vr

[em3]

| 3201

990

990

990

Ne máx.

[EW]

| 236

94.3

101.6

107.9

n de Ne máx. | Irpm] | 7400 | 9559.3 | 10297.5 | 10942.7 A

H

1

0.7741 | 0.7186 | 0.6763

Tabla 8.4: Características del motor del M3 y del nuevo motor prototipo para MotoGP según el número de cilindros elegido.

8.2.6.

Problema

6

Renault quiere fabricar un nuevo vehículo deportivo, el Megane Maxi. Uno de los ingenieros de este grupo propone utilizar la tecnología de los motores de F1 para diseñar el motor de este nuevo vehículo, para de esta manera sorprender a los clientes amantes de “grandes emociones” . Los datos que se conocen del motor actual de F1 son los siguientes (por razones de

confidencialidad se trata de valores aproximados): m Cilindrada: 3 1. m Carrera: 48 mm. = Número de cilindros: 10 en V. m Potencia máxima:

840

CV

a 18500 rpm.

m Par máximo: +330 N - m a 16000 rpm. Los condicionantes del nuevo motor son los siguientes: m El par máximo no puede superar los 165 cas de la caja de cambios.

N -m por limitaciones mecáni-

m Por problemas de tamaño y coste, el máximo mitido es de 6.

número de cilindros per-

Utilizando los conocimientos de semejanza de motores, se pide efectuar una predicción de:

Cap.8 Teoría de la semejanza en MCIA

186

La cilindrada que ha de tener el nuevo motor. La potencia máxima y su régimen de giro correspondiente. La máxima velocidad media de pistón y la potencia específica efectiva máxima,

comentando

el resultado obtenido.

. La cilindrada viene limitada por el par máximo, puesto que en motores semejantes éste depende exclusivamente de la cilindrada. Teniendo en cuenta, por tanto, el par máximo límite que ha de tener el nuevo motor se puede determinar su cilindrada:

Me 2

Vra=W1:

Me1

=15 [1]

(8.31)

la cual, a priori, parece ser un poco pequeña. A partir de la cilindrada se puede determinar la relación de semejanza, y con

ella se podrá estimar la potencia máxima. Wi1

—

W2

donde

_2

= —

2

A = S1/5S5, y se ha tomado

3

A

=>

un número

A=1.063

8.32

(8:32)

de cilindros igual a 6, el máximo

permitido. Esto es así ya que, cuanto mayor sea el número de cilindros, mayor será la potencia del nuevo motor. Esta se determina de la siguiente manera: To=— Ne2=Nc1:

2 l1 — 446.3 [CV] E

(8.33)

cifra que es realmente escalofriante. El régimen de giro correspondiente se determinará teniendo en cuenta que la velocidad media de pistón es igual entre motores semejantes:

Cm =2:S1 -

=2:S:n9-

=>

nN =N1:

= 19659.2 [rpm]

(8.34)

Tanto la c,, como la potencia específica máxima pueden ser calculadas para cualquiera de los dos motores, pues ambos parámetros son iguales en motores semejantes. Se obtienen estos valores:

m Cm (a régimen de N. máx.): 29.6 m/s. m Ne/ (2- Ap) máx.: 98784 KW/m?. Ambos valores son extremadamente elevados. Las c,,, de los motores de gasolina del mercado rara vez llegan a los 20 m/s, lo que marca el elevadísimo carácter deportivo del motor que se ha diseñado, así como su bajo nivel de durabilidad. Por otro lado, la potencia específica efectiva máxima de un motor de gasolina “normal” suele estar en torno a los 4000 kW/m?, mientras que el motor que se ha diseñado duplica este valor, demostrando nuevamente su carácter deportivo.

8.2 Problemas

8.2.7.

187

Problema

7

Se tiene un motor de partida (motor 1), cuyo mapa de funcionamiento

se adjunta en la Figura 8.2, con las siguientes características: m 4 cilindros. m D=5=86

mm.

Par máximo: 270.3 N - m a 3700 rpm. Potencia máxima:

18

1e

m

NAZ

ea

-N-N

133.5 kW

a 5600 rpm.

NA

¿ l

“

IN

QXXÁ

N

IIIIAN

2al %

4= 2

1000

2000

Figura 8.2: Mapa

3000

4000

régimen (rpm)

de consumo

5000

6000

específico del motor del problema 8.2.7.

Se desea realizar un motor semejante a este motor que cumpla con los siguientes requisitos: m Ha de girar exactamente a 3000 rpm para accionar un generador eléctrico de un par de polos. m Se desea que ese régimen de giro sea justamente el régimen de par máximo, y que a ese régimen el motor sea capaz de proporcionar un par de hasta 750 N -m.

Cap.8 Teoría de la semejanza en MCIA

188

Se pide:

a) b)

Buscar los siguientes Me máx.

parámetros

de este motor:

S, z, Vr,

Ne

máx.

y

A ese mismo régimen pero a 73.5% de carga, estimar el precio del kWh generado suponiendo que el rendimiento eléctrico es del 95%. (Nota: la densidad del combustible es de 760 kg/m* y su precio de

0.95 Eur/1).

a) El primer paso indispensable es analizar los datos que proporciona el enunciado. Por un lado el tipo de aplicación (accionamiento de un generador eléctrico)

impone un régimen de giro que rigurosamente ha de ser 3000 rpm. Este requerimiento ya fija la relación de semejanza geométrica. En efecto, al imponer que la velocidad media del pistón es la misma para ambos motores, se encuentra:

2.S1-m=2:-S-m

>

=2-1 n

S1

aA

>

a-081

(8.35)

La carrera del nuevo motor será, por tanto, de 101.1 mm. El siguiente requisito es el par, que debe poder llegar hasta los 750 N - m, como mínimo. Tomando este valor límite se puede determinar el número de cilindros del nuevo motor. Para ello simplemente se ha de tener en cuenta que el par es proporcional a la cilindrada en motores semejantes:

MA

5

Me2

4597

(8.36)

donde se ha aplicado la ecuación al punto de par máximo. Analizando el resultado, el número de cilindros ha de ser 6 para cumplir con el requisito prefijado. Para este valor, el par máximo del nuevo motor será de 760.6 N-m. La cilindrada

correspondiente es: V

%

=1.

T2

-

>

.

(8.37)

No2=3046 [kW]

(8.38)

Wo=5623:103 ]

Finalmente, la potencia del nuevo motor será:

N

Nº'; - í—; N

>

Ne

El primer paso consiste en ubicar el punto en el mapa. En el régimen de par

máximo (3700 rpm para el motor 1, 3000 rpm para el motor 2), la pne máxima es de 17 bar. Al 73.5% de carga le corresponde una pme de 12.5 bar. A ese punto en el mapa le corresponde un consumo específico de 260 9/kWh. A partir de ese valor se puede hallar el precio del kWh generado:

260 [g]

1 [kg]

1000 (1) — 1 [m*]

1 (kKWhmec]

— 0.95 [Eur]

RWhmec] - 1000 [9] 1 [m3] * 760 [kg] - 0.95 EWhetec] — = 0.342 [

Eur

kWh……]

1[1

(8.39)

8.2 Problemas

189

donde se han distinguido los kWh (producidos por el generador).

8.2.8.

Problema

ec (producidos por el motor) y los kW eec

8

Renault F1 quiere entrar en el mundo de MotoGP. Los ingenieros quieren utilizar la misma tecnología utilizada actualmente en el vehículo de Fernando Alonso para diseñar la futura “máquina” que tentativamente pilo-

tará Valentino Rossi (su contrato está aún en negociación). Ellos desean saber qué potencia podrán conseguir con esta maniobra. aproximadas del motor de F1 actual son las siguientes:

Las características

m l0 cilindros.

= S$ = 50 mm.

m V7 = 3000 em. m Potencia máxima: 630 kW

a 18700 rpm.

Los requisitos que debe cumplir el nuevo motor son los siguientes: m La cilindrada está limitada a 990 cm”.

m Por problemas del sistema de distribución, el régimen de giro máximo no puede superar las 20000 rpm.

m Por problemas de espacio en la moto, el motor no puede superar los 6

cilindros (obviamente en V).

Utilizando la teoría de la semejanza se pide determinar, haciendo los cálculos que se estimen oportunos, los siguientes parámetros del nuevo motor: S, z, Vr,

Ne

máx. y su régimen

correspondiente.

que el objetivo es maximizar la potencia.

Se ha de tener en cuenta

En primer lugar es importante recordar que cuanto mayor es el número

de

cilindros de un motor, mayor es la potencia que éste puede desarrollar. Por tanto, en principio sería interesante utilizar 6 cilindros (el máximo permitido). No obstante es preciso ceñirse a los requerimientos impuestos por el enunciado. El primero de ellos es la cilindrada máxima. Dado que también se cumple que, para un número de cilindros dado, cuanto mayor es la cilindrada mayor será la potencia, interesa adoptar la máxima permitida. El segundo requisito es el régimen de giro. En principio, cuanto mayor sea el régimen de giro, mayor será la potencia que tendrá el motor a diseñar

(pues Ne = pme - Vr

n -7, y tanto pme como Vr e í son constantes). Imponiendo

el régimen de giro límite permitido se puede determinar geométrica que, en principio, tendrá el nuevo motor:

la relación

de semejanza

190

Cap.8 Teoría de la semejanza en MCIA

251 S1 -1 -u =2- SNy 9 - n:

=

n

1 m - 2—

A = 1.0695 0695

ñ4 (8.40)

Si ahora se impone la cilindrada del nuevo motor (990 cm), se puede determinar el número de cilindros:

==

>

2=4.037

(8.41)

Ahora, para seleccionar el número de cilindros, se ha de hacer un razonamiento cuidadoso: si se toma el número entero inmediatamente inferior al que se ha determinado en la ecuación 8.41, el motor deberá ser un poco más grande (A menor) para mantener la cilindrada total. Al ser más grande, su régimen de giro máximo será menor, con lo que se cumplirá con el requisito impuesto al régimen de giro. Por tanto el número de cilindros necesario para cumplir con el requerimiento de régimen de giro será 4. A partir de ello se puede determinar la nueva relación de semejanza geométrica

(A = 1.066), y con ello la carrera del nuevo motor: 46.9 mm. será:

==

>

La potencia máxima

Ne2=221.7 [kW]

(8.42)

a un régimen de 19938.4 rpm, resultado que es bastante impresionante. .. Para finalizar se muestra en la Tabla 8.5 el resultado que se obtendría para diversos valores del número de cilindros. Se puede comprobar que el caso en el que se maximiza la potencia respetando el requisito del régimen de giro es justamente el de 4 cilindros. Caso

A

Ne máx.

| n de N

máx.

C

kW]

["Pm]

2=2 | 0.8463

175.9

15825.1

2=3 | 0.9687

201.4

18115.2

2=4

| 1.0662

221.7

19938.4

2=5

| 1.1486

238.8

21478.0

2—=6

| 1.2205

253.7

22823.8

Tabla 8.5: Características del nuevo motor en función del número de cilindros. Se observa que el de 4 cilindros es el que maximiza la potencia respetando el requisito del régimen de giro.

8.2 Problemas

8.2.9.

191

Problema Honda

9

desea lanzar el Civic Sport. Para el diseño del motor se desea

utilizar la misma tecnología utilizada en sus motocicletas, CBR 600F4i, cuyas características se dan a continuación:

en concreto en la

m 4 cilindros. m D=

67 mm.

S5 = 42.5 mm. Par máximo: 65 N - m a 10500 rpm. Potencia máxima: 81 kW

a 12500 rpm.

Se desea, entonces, diseñar un motor semejante al que equipa la CBR 600F4i que cumpla, además, con los siguientes requisitos: m Se ha de maximizar la potencia efectiva. m Por requerimientos de espacio en el compartimento del motor, la longitud del motor está limitada a 570 mm. Esta longitud se calcula a través del diámetro del pistón y del espacio entre cilindros, que es de 10 mm. Por ejemplo,

para un motor de 4 cilindros en línea, con un diámetro de

90 mm, la longitud del motor sería 4 - (90 + 10) = 400 mm.

m Por limitaciones en el proceso de fabricación, no se pueden utilizar bloques motor con cilindros en V.

m Por

limitaciones

en

la caja

de cambios,

el par

motor

está

limitado

a

218 N .m. Se pide,

en

primer

motor de acuerdo con determinar todos

lugar,

determinar

los requerimientos

los parámetros

del nuevo

la cilindrada

impuestos. motor:

del

nuevo

Y, en segundo

lugar,

z, Vr,

máxima D,

N,

régimen correspondiente, comentando el resultado que se obtenga.

máx.

y su

Analizando los requerimientos impuestos, es sobretodo la limitación en el par motor la que va a definir la cilindrada máxima del motor. En efecto, en motores semejantes, al tener la misma pme, el par motor viene definido por la cilindrada, como se muestra a continuación: Me

2 — pme-

Me 1

Wri

pme-Vr2

(8.43)

192

Cap.8 Teoría de la semejanza en MCIA

de donde se puede deducir que Vr_máz = 218/65-599.36 = 2010.2 [em?]. (Para efectuar esta operación se ha encontrado previamente, a partir de sus datos geométricos, la

cilindrada del motor de partida). Ahora,

la dinámica para determinar

las características del nuevo motor

maximice la potencia efectiva) es la siguiente:

(que

1. Imponer un número de cilindros. 2. Con la cilindrada máxima, calcular la relación de semejanza. 3. Hallar el diámetro, y con ello la longitud del motor. Si ésta excede el límite impuesto por el enunciado, entonces se debe ajustar el diámetro del pistón para que el motor tenga la longitud máxima permitida (con esto la cilindrada

será menor que la máxima permitida).

4. Determinar la potencia máxima del motor en ese caso. Repitiendo el procedimiento anteriormente citado para diferentes números de cilindros se ha de determinar el caso mejor, el de máxima potencia efectiva. Los resultados tras la aplicación de esta metodología se muestran en la Tabla 8.6. z

Vr

A

D

Ne máx.

| (mm) |

(kW]

[Pm)

[mm]

2 | 2010.2 | 1.886 | 126.4 |

144.05

6628.0

272.7

3

| 2010.2

| 1.648

| 110.4

164.89

7587.2

361.1

4

| 2010.2

| 1.497 | 100.3

181.49

8350.8

441.2

2010.2 | 1.390 | 93.1

195.50

8995.6

515.5

6 | 2010.2 | 1.308 | 87.6

207.75

9559.3

585.7

6 | 1835.7 | 1.269 | 85.0

195.55

9852.9

570.0

El | lem?] | E

5|

| n de N, máx. | Longitud

Tabla 8.6: Diferentes configuraciones del nuevo motor en función del número de cilindros. Se hace notar que el primer caso con 6 cilindros no es válido porque se excede la longitud máxima del motor.

Se hace notar que el caso de 6 cilindros no es una solución válida reduce convenientemente la cilindrada. Si se compara el resultado obtenido 5 cilindros, se observa que las potencias máximas son prácticamente iguales casos. ¿Cuál de los dos casos es más interesante? Los siguientes puntos de pueden ayudar en la elección:

si no se para 6 y en ambos reflexión

= Con 6 cilindros el equilibrado del motor será mejor. = Con 6

cilindros, al tener el motor

principio, más bajo.

una menor

cilindrada, el consumo

será, en

8.2 Problemas

193

= Con 5 cilindros el motor será menos costoso (pues tendrá un menor número de

piezas).

= Teóricamente

el caso con 5 cilindros tendrá unas pérdidas mecánicas

menores

(por tener menos elementos), con lo que posiblemente la potencia efectiva real

sea mayor que para el caso de 6 cilindros?*.

Según cuáles sean las prioridades a la hora de elegir las características del motor interesará retener una u otra configuración.

8.2.10.

Problema

10

El constructor japonés Mazda desea empezar a fabricar una motocicleta

al estilo de las que ya comercializan otras marcas japonesas. Para no partir de cero en el diseño del motor que equipará esta motocicleta, los ingenieros deciden partir de la base del motor del Mazda MX3, cuyas características se

detallan a continuación: m 6 cilindros.

m Diámetro: 75 mm. m Carrera: 69.6 mm. m Potencia máxima: 97 kW

a 6800 rpm.

Para darle a la motocicleta un aire “sport”, se desea que el régimen de giro de potencia máxima sea 12500 rpm. Por otro lado, la cilindrada será, como máximo, 600 cm?, y el objetivo perseguido es maximizar la potencia efectiva. Teniendo en cuenta todo ello se pide: a)

Utilizando la teoría de la semejanza,

determinar el número de cilindros

y la cilindrada del motor, así como la potencia efectiva máxima. MNota: al resolver este apartado hay que quedarse en el plano teórico, sin alarmarse si el motor sale de dimensiones excesivas. b) ¿Qué

resultado se obtendría

con

un

motor

más

clásico de 4 cilindros

semejante al motor de origen? Determinar la potencia efectiva máxima y su régimen correspondiente, así como la carrera y el diámetro del motor.

La

teoría de la semejanza

por un lado,

y la pmi,

por

se basa en una serie de simplificaciones.

otro,

son iguales

en motores

semejantes.

Una de ellas es que la pme,

Ello implica

que

el rendimiento

mecánico es el mismo. En la realidad e: ro que no es lo mismo un motor de 5 cilindros que uno de 6 desde el punto de vista de las pérdidas mecánicas, debido al mayor número de elementos en movimiento

en este último

caso.

Esta es la razón

por

la que se afirma

5 cilindros, a la larga, tenga un poco más de potencia que el de 6.

que

posiblemente

el motor

de

Cap.8 Teoría de la semejanza en MCIA

194

c) Comparar

los resultados con el motor de la Honda

CBR

600F4i,

cuyas

características se dan a continuación: m 4 cilindros. = D =67 mm.

m S= 42.5 mm. m Potencia máxima: 81 kW a 12500 rpm. Nota: para este último apartado se aconseja calcular los parámetros normalizados de ambos motores para efectuar mejor la comparación. Coméntese el resultado que se obtiene, dando alguna pista a los ingenieros de Mazda sobre cuáles son las modificaciones que podrían hacer a su motor para que éste fuese más competitivo. a) Si se tiene en cuenta el régimen de giro al que se desea obtener la potencia máxima, se puede determinar la relación de semejanza del nuevo motor. Para ello se impondrá una misma velocidad media de pistón en esas condiciones.

Tomando 1 como el motor original y 2 como el nuevo, se tiene:

2-Si-m

=2:S

ny

>

A=-==—-=0.54

(8.44)

Con este valor se puede determinar el número de cilindros en base a la cilindrada que se desea para el motor:

V

600 em?.

,

T2-2,

Wi1

a

3

+

De la ecuación se puede deducir que el número que las características del motor son:

=1212

(8.45)

de cilindros es 12, de manera

m 29 = 12.

=S

= 37.9 [mm].

= Vr = 594 [em3]. = Ne máx. = 57.4 [kW] a 12500 [rpm]. Obviamente se puede decir que el motor que se obtiene es excesivamente grande para la aplicación (especialmente mirando el número de cilindros que sale). No obstante el enunciado ya indica que el resultado se ha de quedar simplemente a nivel teórico, independientemente de su viabilidad práctica. b)

Si el motor semejante tuviera como únicos requisitos el tener 4 cilindros y 600 em?, a partir de la cilindrada se podría obtener la relación de semejanza:

8.2 Problemas

195

W2 W1

_2 a

=X

3

>

A=0.782

8.46

(8.46)

y a partir de ésta se derivarían los demás parámetros:

m S2 = 54.8 [mm]. m Ne máx. = 40.07 [kW] a 8638 [rpm]. C) Si se comparan los resultados anteriores con el motor de referencia que proporciona el enunciado se observa que las prestaciones del motor diseñado son muy

limitadas: con 4 cilindros, por ejemplo, la potencia efectiva máxima que se consigue es la mitad de la correspondiente al motor de referencia. Los parámetros normalizados para ambos motores se especifican en la Tabla 8.7.

Caso

Cm

pme

| Ne/ (2

[m/s] | [bar]

Ap) máx.

[kW/m*]

Moto Mazda | 15.78 | 9.28

3659.4

CBR 600F4i | 17.71 | 12.97

5743.6

Tabla 8.7: Parámetros normalizados

del motor Mazda y del motor de referencia.

A la vista de estos parámetros se observa que el motor de Mazda está claramente por debajo del motor Honda en lo que respecta a todos los parámetros normalizados que evalúan las prestaciones del motor. Los ingenieros de Mazda

se deberían esmerar en incrementar la cm(pues aún tienen margen) y en elevar

la pme

a elevado régimen de giro (en ambos

casos podría ayudar para ello el

sintonizar mejor el colector de admisión a elevado régimen de giro). Por último,

para que la potencia efectiva sea mayor, interesa que el área total de los pistones sea elevada, con lo que es conveniente que el motor sea más supercuadrado de

lo que es actualmente (pues también se puede observar que es menos supercuadrado

que el motor

de referencia).

Problema

11

Siguiendo estas directrices el nuevo

seguramente sería más competitivo...

8.2.11.

motor

Un constructor de motores de altas prestaciones ha desarrollado un motor de 6 cilindros de 3.0 1 de cilindrada total, el cual posee una potencia de 200 kW. Tras las primeras pruebas con el motor se han detectado proble-

mas de exceso de temperatura en las válvulas de escape, originadas por una

evacuación

de calor insuficiente, y el constructor desea desarrollar un motor

semejante a éste pero que ceda mayor calor al refrigerante, de manera que se reduzca el riesgo de deterioro de las válvulas de escape. Se prevé que un 3 % más de evacuación de calor es suficiente para asegurar su objetivo.

Cap.8 Teoría de la semejanza en MCIA

196

a)

b)

¿Qué se le podría aconsejar al constructor para llevar a cabo su objetivo si además se desea mantener la potencia del motor? ¿Qué cilindrada tendrá la nueva versión del motor y cuál sería su potencia por unidad de cilindrada? En primer lugar conviene reflexionar un poco sobre el problema con el que se está enfrentando el constructor. El objetivo que se persigue es aumentar la cesión de calor al refrigerante (para disminuir la temperatura final de los gases de escape). Según la teoría de la semejanza, cuanto mayor es el tamaño de un motor, más adiabático es, con lo que en esta aplicación interesa reducir el tamanño del cilindro para asegurar así una mayor evacuación de calor. Suponiendo que el motor 1 es el motor original de 6 cilindros y que el motor 2 es el nuevo que se desea diseñar, la relación de semejanza geométrica, definida como A = D2/D; ha de ser inferior a la unidad para ser coherentes con lo que se ha descrito anteriormente. Además, por un lado se ha de imponer que la potencia efectiva de ambos motores es la misma y, por otro lado, que se desea aumentar en un 3 % (como mínimo) la evacuación de calor al refrigerante. Ambas imposiciones se traducen en las siguientes ecuaciones:

(847) > 1.03 De la ecuación 8.48 se desprende ción 8.47 se deduce

Sabiendo

(8.48)

que A < 0.888. Y substituyendo

que 29 > 7.6. Por tanto el nuevo motor

que el nuevo

motor

tendrá 8

tendrá 8 cilindros, si se impone

en la ecuacilindros.

la igualdad de

la potencia efectiva máxima (ecuación 8.47) se deduce que A = 0.866. El ratio entre potencias cedidas al refrigerante por unidad de área (ecuación 8.48) es de 1.0366, y por tanto un 3.66 % mayor en el nuevo motor, con el requisito impuesto.

con lo que se cumple

En lo que a la cilindrada respecta, la semejanza indica lo siguiente:

W?-2.13 Wi1

a

0866

(8.49)

de manera que Vr 3 = 2.6 1. Finalmente, la potencia por unidad de cilindrada

en el motor 1 es de 200/3 = 67 kW/!, mientras que en el motor 2 es de 200/2.6

= 77 kW/I, con lo que ha aumentado considerablemente. El nuevo motor, por tanto, será de un carácter más deportivo, además de poseer menos problemas térmicos. Los mayores inconvenientes que tendría son su tamaño (pues 8 cilindros abultan más que 6 aunque cada cilindro sea un poco menor de tamaño) y un mayor coste de fabricación, debido al mayor número de piezas que posee.

8.2 Problemas

8.2.12.

197

Problema

12

Se tiene un motor de 4 cilindros, características principales:

de 4 tiempos,

con

las siguientes

m Diámetro de pistón: 83 mm. m Carrera del pistón: 92 mm. m Su mapa de consumo se representa en la Figura 8.3. 20

N_B OO

o

>

N

=. D

o

Presión media efectiva (bar)

18

1000

- 300 —

% 1500

2000

2500

3000

i500

3500

350'77¡¡'0-_'__

4000

4500

Régimen de giro (rpm) Figura 8.3: Mapa

de consumo

específico del motor del problema 8.2.12.

Se desea diseñar un motor semejante a éste, teniendo en cuenta siguientes peculiaridades:

las

1. El motor se quiere utilizar para mover un generador eléctrico de 2 pares de polos, de manera que éste debe girar a 1500 rpm.

2. La potencia nominal del motor será de 310 kW para de esta manera producir 300 kW eléctricos (obviamente el rendimiento del generador

eléctrico no es del 100 %).

3. Se desea que trabaje lo más cerca posible del rendimiento máximo.

Cap.8 Teoría de la semejanza en MCIA

198

Para ello se pide:

a)

Teniendo en cuenta los requerimientos de régimen de giro, encontrar la relación de semejanza geométrica entre el motor 2 (el que se está di-

señando) y el motor 1 (el original), A = D:/D:.

Teniendo en cuenta el requerimiento de potencia, determinar el número de cilindros del nuevo motor y su cilindrada total. Para el punto nominal, determinar el coste de producción de la energía

eléctrica generada (en Eur/kWh) 0.7 Eur/l.

si el precio del combustible es de

¿Cuál es la máxima sobrecarga que permitirá el motor (en kW y en %)? Hay que tener en cuenta que el régimen de giro, por imposición de la frecuencia de la corriente generada, siempre ha de ser el mismo.

Nota: La densidad del combustible es de 840 kg/m. Según indica con claridad el enunciado, se desea que, en el punto de funcionamiento nominal, el motor 2 opere en máximo rendimiento. Por tanto, el punto nominal al que hace referencia el enunciado y del cual se da toda la información, ha de corresponderse con el polo económico del motor. El polo económico del motor 1 se halla en -2300 rpm y -17.5 bar. Como el motor 2 debe girar forzosamente a 1500 rpm, esta imposición fija ya (dentro de unos márgenes, como se verá más adelante) la relación de semejanza:

N-2DiDy -1mm - 2300 1500

5331338

5 (8.50)

b) La potencia que debe dar el motor es 310 kW. El número de cilindros se busca de la siguiente manera:

N

A2

(8.51)

Ne 1 se puede hallar a partir de los datos que se tienen ya del motor 1 (para ello se ha de buscar la cilindrada —a partir de D y S- y tener en cuenta la pme y el régimen de giro del punto de operación): Ne 1 = 66.78 kW. A partir de este valor se tiene un número de cilindros del motor 2 que es 7.9. En principio

se redondea al número entero más cercano, el 8 (más adelante se mostrará una manera más rigurosa de hacer esta selección). Con este valor, la cilindrada total

es de 14.36 1.

Como el número de cilindros tomado difiere ligeramente del calculado teóricamente (por razones obvias), se ha de recalcular la pme que tendrá el motor 2 para proporcionar el nivel de potencia deseado: 310 kW.

8.2 Problemas

199

Ne2

pme = ————

Vr - no -1

=17.275 [bar]

(8.52)

Se puede comprobar que el punto sigue estando cerca del polo económico, como se deseaba. Una manera más rigurosa y exhaustiva de resolver lo que se ha mostrado hasta este punto es: = Elegir un número de cilindros cercano al que se ha calculado ya (7, 8 6 9). = Variar ligeramente el régimen de giro al que operará el motor en torno al valor del régimen correspondiente al polo económico. m Buscar la nueva relación de semejanza?”, y con ello determinar la cilindrada total del motor. = Determinar la pme a la que ha de operar el motor para tener los 310 kW requeridos. Al hacer esto se obtiene lo que se muestra en la Figura 8.4. Se comprueba que el punto que se ha determinado antes (el punto del medio que está sobre la

línea del medio) es de los más cercanos al polo económico de entre todas las

_D N_2 o

Presión media efectiva (bar)

D . N_d O o

D (=)

posibilidades, con lo que se puede considerar que se ha encontrado una solución óptima.

300 1807 — 500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

Régimen de giro (rpm)

Figura 8.4: Mapa de consumo específico del motor del problema 8.2.12. Se marcan los puntos de operación nominales de diversas configuraciones del nuevo motor para 7, 8 y 9 cilindros. 25 Obviamente, de semejanza,

al variar el régimen de giro que se toma como referencia variará también la relación

puesto

que

el régimen

del

nuevo

motor

ha de ser, forzosamente,

1500

rpm.

la relación de semejanza no tiene por qué ser fija, como se había aludido anteriormente.

Por

esto

Cap.8 Teoría de la semejanza en MCIA

200

c) Para resolver este apartado se ha de tener en cuenta que, si bien el motor

desarrolla 310 kW, la electricidad producida es solamente 300 kW. Por otro lado, el consumo específico en el punto de operación es de 202 9/kWh. El cálculo a realizar es el siguiente:

202 [9]

1 [kg)

1 [m]

1000 (1)

310 [kKWhmec]

Whmec] - 1000 [9] 840 [kg] * 1 [m3] * 300 [KWherec] — =0.174 [

Eur

0.7 [Eur]

1[7

(8.53)

le…]

A régimen constante (impuesto por el generador) el motor podrá incrementar la potencia entregada aumentando la pme hasta alcanzar su valor máximo a ese

régimen de giro. Mirando en el mapa se puede comprobar que ese valor es de 19.8 bar. La potencia que entrega el motor 2 a ese régimen y con esa pme es de 355.3 kW (en términos eléctricos esto se corresponde, por simple regla de tres

y asumiendo un rendimiento eléctrico constante, con 343.8 kW). La sobrecarga que esto representa es: 43.8

Sobrecarga = w

—

=14.6%

(8.54)

Capítulo 9 Mejora

de prestaciones en MCIA

Contenido 9.1.

Cuestiones.

201

9.1.1.

El dilema potencia / par . . ......... . ........

201

9.1.2.

Elección de curvas características (I) . ...........

203

9.1.3.

Parámetros que afectan a la potencia efectiva

204

9.1.4.

Reducción de la inercia de los elementos móviles

9.1.5.

9.2.

. .....oÑo.erresreeorere re aerro

. ...... .....

206

Sistema de distribución para motores de elevadas presta-

ciones

9.1.6.

Ángulo de V para un motor de F1

9.1.7.

Efecto de las curvas características en el comportamiento del vehículo . ... ...

210

9.1.8.

Elección de curvas características (II)

...........

212

. . ....o.oodrrrere ea eore re aec

213

Problemas 9.2.1.

Comparación de un MEP

9.2.2.

Diseño de base de un motor de F1

9.1.

Cuestiones

9.1.1.

El dilema potencia / par

y un MEC

para competición

. .

. ............

213 218

Por lo general un gran grupo de gente opina que para tener buenas prestaciones en un vehículo el aspecto clave es el par motor, mientras que

otro gran grupo opina que es más bien la potencia del motor. ¿Cuál de los dos grupos tiene razón?

El par y la potencia son dos magnitudes sí a partir de la siguiente expresión: = Me w

físicas que están relacionadas entre

202

Cap.9 Mejora de prestaciones en MCIA

donde N es la potencia efectiva, M es el par efectivo y w es la velocidad angular. En términos lineales la potencia se puede escribir de la siguiente manera:

Ne = F -vel

(9.2)

donde F es una fuerza y vel es la velocidad a la que se mueve dicha fuerza. Para entender cuál es el parámetro del motor que mejor define las prestaciones del vehículo (el par o la potencia), se va a tomar como ejemplo una bicicleta a la que se le va a aco-

plar un motor. Se dispone de dos motores diferentes para realizar este acoplamiento: un motor 1 que tiene un par motor muy elevado pero que gira despacio, y un motor

2 que tiene un par pequeño pero que gira muy deprisa. Se cumple, no obstante, que ambos motores tienen la misma potencia efectiva máxima

( Mc

1 -1

= Me

2- n2)

y el

mismo peso. Para que la bicicleta alcance una determinada velocidad hace falta una cierta potencia

(Ne

=

Fres - vel, donde

Fe

es la fuerza resistente

que

se opone

al

movimiento de la bicicleta). Como el peso de los motores es el mismo, F-es es igual en ambas aplicaciones, de manera que en ambos casos la bicicleta desarrollará la misma velocidad máxima, puesto que ambos motores tienen la misma potencia máxima. ¿Cómo puede ser esto, sabiendo que el par motor es tan distinto en ambos casos?

Sencillamente de la siguiente manera: en el caso en el que el motor tiene mucho par

se utilizará una relación de plato grande y piñón pequeño, de manera que con poca velocidad de giro se alcanzará una velocidad elevada. Y en el caso en el que el motor tiene poco par se utilizará, en cambio, una relación de plato pequeño y piñón grande,

de manera que hay que hacer poca fuerza para mover la bicicleta; como la velocidad de giro ahora es elevada, finalmente la velocidad de la bicicleta es la misma que en el

caso anterior.

A la luz del ejemplo anterior queda claro que el par motor es un parámetro

engañoso, puesto que la relación de transmisión entre motor y rueda hace variar la fuerza motora aplicada sobre la rueda. Se puede concluir que la potencia, que es un parámetro energético, es más adecuada para analizar las prestaciones de un vehículo que el par motor, que es un parámetro dinámico, el cual da una información muy parcial. Por tanto la velocidad máxima de un vehículo viene definida por la potencia

máxima que entregue el motor. ¿Qué ocurre entonces con el “reprise”, que es el otro

parámetro que define las prestaciones de un vehículo?

Según la segunda ley de Newton, F = Myenículo - 4 (donde Myenículo ES la Masa del vehículo y a la aceleración que produce la fuerza resultante F). Desarrollando esta expresión en función de la fuerza que hace el motor en las ruedas y de la fuerza resistente que se opone al movimiento del vehículo, se tiene:

Fm — Fres = Muehículo * Q Tal y como gañosos.

se ha visto anteriormente,

(9.3)

los términos de fuerza (o par) son en-

Interesa, por tanto, transformar la ecuación 9.3 de manera que quede expre-

sada en términos de potencia. Para ello simplemente es necesario multiplicar lados por la velocidad del vehículo, vel:

(Fm — Fres) - vel = (Nm — Nr) = My :a -vel

a ambos

(9.4)

9.1 Cuestiones

203

La ecuación 9.4 indica que, a vel constante, cuanto mayor sea la diferencia entre la potencia del motor y la resistente, mayor será la aceleración del vehículo (y,

por tanto, mayor será el “reprise”). Esto quiere decir que cuanto más elevada sea la evolución de la potencia disponible en rueda, mejores serán las prestaciones del vehículo en cuanto a aceleración. En la cuestión 9.1.2 se presenta un ejemplo práctico de aplicación de esta idea.

9.1.2.

Elección de curvas características (I) Se tienen dos motores de las siguientes características:

= MEP

de 2000 em*,

16V con 150 CV

m MEC

de 1900 cm*, TDI

con

a 6500 rpm.

150 CV

a 4200 rpm.

En la Figura 9.1 se muestra la curva de par motor de ambos motores. Suponiendo que ambos motores tienen la misma inercia y masa (no es del todo cierto, pero no está lejos de serlo), que se utilizan para propulsar el mismo vehículo y que el rendimiento de la transmisión (caja de cambios + diferencial) es del 100%, se pide justificar con cuál de los dos motores se tendrá una mayor velocidad máxima en el vehículo y con cuál una mayor aceleración, justificando en ambos

r 300 -

E zEn S 200 — 5 oS -

2

r1

7

7

340 N.m —

casos la respuesta.

-

“-

.

o

250.7N.m 186 N.m

162N.m

5

o

u

0 Figura 9.1: Curva

I

2000

1

|

4000

Régimen [r.p.m.]

de par motor para los dos motores

u

|

1

6000 de la cuestión 9.1.2.

Para contestar las dos preguntas formuladas es necesario tener claros los conceptos vistos en la cuestión 9.1.1. En primer lugar, la velocidad máxima que puede alcanzar un vehículo dado depende de la potencia máxima del motor que lo propulsa. En este caso la velocidad máxima será la misma en ambos casos, puesto que ambos

204

Cap.9 Mejora de prestaciones en MCIA

motores tienen exactamente la misma potencia y el peso total del vehículo es el mismo

(por tanto la fuerza resistente que actúa contra el vehículo es igual en ambos casos). Para discernir cuál es el motor que proporcionará mayor aceleración ( “reprise”)

es preciso analizar la evolución

de la potencia

de motor en rueda en función de la

velocidad del vehículo (ver cuestión 9.1.1). Conviene hacer hincapié en la conveniencia

de representar la potencia en función de la velocidad del vehículo y no del régimen del motor. Nótese que este último no será, en general, comparable entre motorizaciones distintas (especialmente en este caso en el que se compara un motor diesel y uno de

gasolina), mientras que la primera (la velocidad del vehículo) sí lo es. El procedimiento

para pasar de régimen motor a velocidad de vehículo se puede efectuar como sigue:

m Se va a considerar la velocidad del vehículo en la marcha más larga. = Como en ambos casos la velocidad máxima es la misma, se considerará que ésta es de 230 km/h (el resultado es independiente del valor tomado; lo único que importa es que sea el mismo

para ambos

casos, para poder compararlos).

m Se considerará también que la relación de transmisión es la óptima para cada caso, es decir, que la velocidad máxima se alcanza justo cuando la potencia del motor es la máxima. = Teniendo en cuenta el punto anterior, en la velocidad máxima el régimen del motor será el de potencia máxima. Esto establece la relación de transmisión que se está utilizando en cada caso, y permite relacionar cualquier régimen del motor con la correspondiente velocidad del vehículo (por ejemplo, para el MEP se tiene que 6500 rpm se corresponden a 230 km/h; ahora, por simple regla de tres, se puede ya determinar la velocidad que correpondería a cualquier otro

régimen de giro).

El resultado de aplicar la metodología anteriormente expuesta se puede ver en la Figura 9.2. Se observa que con el motor MEC la potencia disponible en rueda está siempre claramente por encima de la correspondiente al motor MEP, con lo que

el “reprise” será mayor cuando se use el motor Diesel.

9.1.3.

Parámetros

que afectan a la potencia efectiva

Deducir la ecuación teórica que relaciona la potencia efectiva con los parámetros de los que ésta depende. A partir de ella, discutir qué acciones se pueden llevar a cabo para incrementar la potencia de un motor. De manera general, la potencia efectiva es función de la cantidad aportado por la combustión y del rendimiento efectivo del motor:

Ne = Ne -j - He Ahora

se irán efectuando

diversas transformaciones

de calor

(9-5) sobre esta expresión,

de

manera que se vaya construyendo una función que incluya términos más intuitivos

9.1 Cuestiones

205

Potencia en rueda [CV]

160 —

E

0

S

40

-*

,

80

4

ME

120

160

Velocidad vehículo [km/h]

*

d

y

200

240

Figura 9.2: Curva de potencia en rueda para el mismo vehículo con los dos diferentes motores.

y directos. Por un lado, el rendimiento mecánico y rendimiento indicado:

efectivo se puede

desglosar en rendimiento

Ne = Nm * M

del

(9.6)

Por otro lado, el caudal másico de combustible se puede expresar en función caudal másico de aire y del dosado al que opera el motor:

p = ha - F =a

Fe- F

(9.7)

A su vez, el caudal másico de aire se puede expresar en función del rendimiento

volumétrico y del caudal másico de referencia, de manera que se tiene:

Ta = Nuol * Paire - VT N Reagrupando todos guiente expresión final:

los términos

anteriormente

i

(9.8) desglosados

Ne = Tm * Ni * Mwol * Paire - V7 - -i- Fy - Fe- He

se obtiene

la si-

(9.9)

A partir de esta expresión, las vías que existen para incrementar la potencia de

un

motor

son:

= Incrementar el régimen de giro, n. Para ello tendrá interés reducir la inercia de

los elementos móviles del tren alternativo (ver cuestión 9.1.4), así como seleccionar un sistema de distribución adecuado (ver cuestión 9.1.5).

206

Cap.9 Mejora de prestaciones en MCIA Mejorar

el rendimiento

mecánico,

")m, y el volumétrico,

1)vo1- Especialmente

se

prestará atención a que éstos no decaigan demasiado a elevado régimen de giro. En particular, un buen rendimiento volumétrico requerirá buenas secciones de paso en los sistemas de admisión y escape, así como unos colectores sintonizados a elevado régimen de giro. Mejorar el rendimiento indicado, 7);. Esto se puede llevar a cabo incrementando

la relación de compresión

(esta acción viene favorecida si se utiliza un com-

bustible de elevado poder anti-detonante) y optimizando tanto el diagrama de distribución como el avance del encendido. Incrementar

la densidad

del aire, Paire. Para ello sería ideal utilizar la sobreali-

mentación. Nótese que, a priori, las posibilidades de aumento de potencia que ofrece esta vía de acción son práct amente ilimitadas”*. 26 .. Incrementar la cilindrada, Vr. Al igual que el anterior parámetro, en principio tampoco hay límite a la hora de incrementar este parámetro. No obstante en los reglamentos de la mayoría de competiciones se suele limitar el valor máximo que éste puede tener. Utilizar un motor de 2T en vez de 4T. Nótese que al efectuar este cambio el parámetro ¿ pasa de 0.5 a 1, de manera que, teóricamente, se duplica la potencia. Esto explica por qué en motociclismo, en aquellas categorías en las

que la cilindrada está limitada, se recurre a motores de dos tiempos.

Incrementar el dosado relativo, 5,. No obstante esta acción es buena hasta que se llega a F,. - 1 en Diesel 0 a F, = 1.15 en gasolina, pues ir más allá se traduce

simplemente en incrementar el combustible no quemado (decrecería, por tanto,

el rendimiento indicado).

Seleccionar un combustible que maximice el producto F, - Hc.

9.1.4.

Reducción

de la inercia de los elementos

Enumerar y comentar

móviles

las acciones principales que se pueden

llevar a

cabo para reducir la inercia de giro de un motor que se desea preparar para la competición.

La serie de acciones para reducir la inercia de giro de un motor que se desea preparar para la competición es, de manera ordenada, la siguiente: m Reducir la inercia del pistón. Para ello se pueden rebajar partes inútiles en el mismo, como es, por ejemplo, la parte de la falda del pistón que se encuentra justo bajo los apoyos del bulón. Esta parte de la falda no es vital para el guiado del pistón, con lo que puede ser eliminada sin riesgo alguno. Por otra parte, en la parte interior del pistón también se puede eliminar material. Hay que tener presente que el pistón se suele fabricar por colada, y en la parte interior no se 26Todo

el resto de parámetros

ilimitadamente.

tienen valores acotados

mientras que éste, en principio, puede crecer

9.1 Cuestiones

207

hace ningún tipo de mecanizado,

con lo que la cantidad de material tiende a

ser excesiva. Parte de este material puede ser eliminado sin poner en riesgo la funcionalidad del pistón.

= Reducir la inercia de la biela. En determinados rincones la biela posee material “extra”, que también puede ser eliminado sin comprometer su funcionamiento correcto.

= Las dos acciones anteriores permiten reducir la inercia del cigiieñal. En efecto, al haberse reducido la masa del tren alternativo, se puede reducir también la masa de los contrapesos del cigieñal. Además, en la parte opuesta a los contrapesos, por encima de las muñequillas del cigiieñal, hay un material que no cumple ninguna misión estructural, sino que está ahí porque al fabricar el ciguieñal queda así. Eliminando ese material sobrante se pueden reducir aún más los contrapesos, y por tanto la inercia del cigiieñal. = Un último aspecto es el del volante de inercia. La misión de este volante es conseguir que el giro del motor sea suave (reducir la irregularidad —o las oscilaciones— del régimen de giro). Dado que en motores de competición el aspecto “confort” es totalmente secundario, se puede reducir la masa del volante de inercia para reducir así la inercia del conjunto de elementos móviles del motor.

9.1.5.

Sistema de distribución taciones

para motores

de elevadas

pres-

Uno de los sistemas clave que pueden limitar el régimen de giro de los

motores de competición es el sistema de distribución. Realícese una disertación para ir deduciendo cuál es el sistema más conveniente a utilizar en motores que operan a elevado régimen de giro.

Un sistema de distribución está formado por una serie de elementos que controlan la apertura y el cierre de las válvulas. Tradicionalmente el sistema fuerza mecánicamente la apertura de las válvulas, y el cierre queda garantizado por la fuerza de un resorte. Esto quiere decir que la fuerza de apertura es, en principio, todo lo grande que se quiera, mientras que la de cierre es la que pueda proporcionar el resorte que efectúa el retorno del conjunto a su posición cerrada. Normalmente son las limitaciones en la fuerza de cierre las que restringen el régimen de giro máximo de un motor de gasolina de elevadas prestaciones, llegándose a lo que se denomina “pasarse de

vueltas”

(ver más detalles en 5.1.2). Para desplazar este límite hacia un régimen de

giro más elevado se pueden llevar a cabo las siguientes acciones: m Reducir al máximo

la longitud de la cadena cinemática de la distribución, pa-

ra de esta manera reducir su inercia y, por tanto, la fuerza necesaria para su

accionamiento. Como ejemplo de esta vía de acción se presentan en la Figura 9.3 dos tipos de sistema de distribución: a la izquierda el tradicional sistema de árbol de levas lateral, cuya cadena cinemática está compuesta por el empujador, la varilla y el balancín, y a la derecha un sistema de árbol de levas en

cabeza (OHC, Over Head Camshaft), donde la cadena cinemática está reducida

208

Cap.9 Mejora de prestaciones en MCIA

Figura 9.3: Diferentes configuraciones de la cadena cinemática del sistema de distribución. Izquierda.- Sistema de árvol de levas lateral. Derecha.- Sistema de árbol de levas en cabeza de ataque directo.

a su mínima expresión (en concreto este sistema se denomina de ataque directo, existiendo simplemente un taqué entre leva y válvula). Obviamente, el sistema

de ataque directo permite un mayor régimen de giro que el sistema de árbol de levas lateral.

= En los motores de altísimas prestaciones (por ejemplo, los de F1) se utilizan los sistemas de distribución neumáticos. En estos sistemas se sustituye el tradicional resorte (que garantiza el cierre de la válvula) por un pequeño sistema cilindropistón en el que se encierra un gas (por lo general nitrógeno a presión) que es el que garantizará la fuerza de retorno de la válvula. Esto tiene una doble finalidad: por un lado, se trata de reducir aún más la inercia del conjunto al eliminar el muelle (que para tener suficiente rigidez empieza a ser bastante grueso y, por tanto, pesado) y, por otro lado, se evitan las posibles roturas del

muelle. En la Figura 9.4 se puede ver un esquema de este sistema. En él se puede

observar cómo se reduce aún más la inercia de los elementos en movimiento.

m Ducati utiliza un sistema de distribución denominado desmodrómico, en el que el cierre de la válvula se garantiza por una leva. De esta manera la fuerza de cierre de la válvula nuevamente puede ser tan grande como se desee, al igual que lo es la fuerza de apertura. En la Figura 9.5 puede verse un esquema de este tipo de sistema de distribución. Por lo general el diseño y la puesta a punto de un sistema de este tipo es muy complejo.

9.1.6.

Ángulo de V para un motor de F1

¿Con qué criterio se define el ángulo de V de un motor de F1? Coméntense los pros y contras de tomar un ángulo más o menos grande.

9.1 Cuestiones

209

Levantamiento Junta de

-| estanqueidad

Figura 9.4: Esquema de un sistema de distribución neumático típicamente utilizado en los motores de F1.

Figura 9.5: Izquierda.- Sistema de distribución tradicional. Derecha.-

ción desmodrómico.

Sistema de distribu-

En un bólido de F1 el motor cumple una misión muy importante aparte de la pura misión de proporcionar la potencia para mover el vehículo: la de colaborar en la rigidez estructural del vehículo. En efecto, en un F1 el motor es parte del chasis, de manera que, por ejemplo, el eje trasero se apoya casi totalmente en él. Teniendo en cuenta este hecho se puede decir que hay 4 aspectos principales a tener en cuenta para definir el ángulo de la V del motor en esta aplicación: 1. La rigidez del motor, que aconseja evitar los ángulos muy pequeños (tendiendo

a 09) y los muy grandes (tendiendo a 180”).

2. El bajar lo más posible el centro de gravedad del vehículo, lo que aconseja ángulos de V grandes. 3. La compacidad del motor, para facilitar su implantación en el vehículo, lo que

aconseja ángulos de V pequeños.

4. El equilibrado del motor es ideal para un ángulo de V determinado. Para garantizar el mismo ángulo de giro entre las diferentes explosiones en un motor V10 el ángulo de V a utilizar es 729.

210

Cap.9 Mejora de prestaciones en MCIA

Se puede comprobar que cada aspecto aconseja un ángulo de V diferente, con lo que el valor final es el resultado de un complejo compromiso. En los motores V10 el ángulo oscila entre los 65 y 75”.

Figura 9.6: Comparación

Derecha.-

V 5.

de 2 motores en V con ángulo de V diferente. Izquierda.-

V 90.

Para apoyar las afirmaciones introducidas anteriormente, en la Figura 9.6 se puede observar cuál es el efecto del ángulo de V al comparar dos casos con un ángulo de 909 y 52 respectivamente. Se ve claramente cómo al reducir el ángulo de V el motor es más compacto pero con un centro de gravedad más alto, mientras que al aumentar la V baja el centro de gravedad pero el motor se hace más voluminoso. El aspecto de la rigidez es más difícil de ser observado de manera visual.

9.1.7.

Efecto de las curvas características en el comportamiento del vehículo

En la Figura 9.7 se muestran las curvas características de par y potencia correspondientes a dos motores de elevadas prestaciones de características muy distintas: del motor de la Honda CBR 600F y del motor TDI 150 CV de Volkswagen. Hacer un comentario sobre las consecuencias que tiene la forma de dichas curvas sobre el comportamiento del vehículo. A la vista de las curvas características de ambos motores salta a la vista la gran diferencia entre ellas. En referencia al motor VW TDI 150 CV se puede decir lo siguiente: = El par máximo tiene lugar en torno a las 1800 rpm, y la potencia máxima hacia las 4000 rpm. Normalmente el rango útil de utilización del motor es justamente entre estos dos puntos característicos. Se puede decir, entonces, que el rango útil de uso del motor es muy amplio (más del 50 % del rango de régimen posible

del motor).

9.1 Cuestiones

211

1,Par

Potencia— 120

]

Par [N-m]

Potencia [kW] e

60 —

re L 60

a

b 40 —

—a0

' 20 -

vW TDI

[ u m m m u m m 0

1000

Figura 9.7: Izquierda.-

s

s

2000 3000 4000 Régimen [rpm]

l

—20 CBR 600F

C

5000

o

Curvas de par y potencia para dos motores TDI 150 CV. Derecha.- CBR 600F.

4000 8000 Régimen [rpm]

de

carácter

12000

deportivo

distintos:

= En la mayor parte del rango de régimen de giro el par es decreciente conforme aumenta el régimen de giro. Esto le da mucha elasticidad al motor, puesto que en

una marcha larga, si la fuerza resistente fuera creciendo (por ejemplo, al llegar

a una subida), el motor cada vez tiene mayor fuerza, y el vehículo tolerará esa

marcha larga (no será preciso reducir de marcha). Por esta razón la conducción del vehículo es muy cómoda,

muy a menudo. = En

cuanto

al “reprise”,

puesto que no será necesario

éste será muy

elevado número de relaciones de cambio.

En referencia al motor Honda son los siguientes:

bueno

sin necesidad

cambiar de marcha de recurrir

a un

CBR 600F, los comentarios que se pueden hacer

= El par máximo tiene lugar en torno a las 10500 rpm, y la potencia máxima hacia las 12500 rpm. Esto implica que el rango útil de utilización es muy pequeño

(apenas el 20%

de la totalidad del rango): el motor siempre deberá girar a

elevado régimen de giro para poder disfrutar de buenas prestaciones.

= El motor es muy poco elástico y demandará continuamente variar la relación de la caja de cambios. En este sentido la conducción será poco cómoda, si bien muy

al estilo de lo que tradicionalmente se conoce como

“conducción deportiv

m Para conseguir un “reprise” adecuado será necesario apurar mucho las marchas, siendo aconsejable contar con un elevado número de ellas.

212

Cap.9 Mejora de prestaciones en MCIA Se puede concluir que la forma de las curvas características realmente define,

en gran medida, el estilo de conducción que será necesario utilizar en el vehículo. De

hecho, el análisis de estas curvas es un requerimiento indispensable para decidirse en la elección de un motor u otro a la hora de adquirir un vehículo cuando se pretende encontrar en él un determinado tipo de conducción.

9.1.8.

Elección de curvas características (I)

En un equipo de Rallye que compite a nivel regional, dos ingenieros tienen una discusión en referencia a qué es lo más adecuado en cuanto a curva característica del motor que equipa el vehículo de carreras. De un mismo

motor se tienen dos versiones diferentes, cuyas curvas de par se muestran en

la Figura 9.8. De ambas curvas, uno de los ingenieros apuesta por la primera (curva 1), ya que es la que proporciona una mayor potencia máxima y requiere menor peso y complejidad del motor (pues se ahorran algunos elementos). En

cambio el otro ingeniero ve más conveniente la segunda (curva 2), a pesar de que hay que introducir algunos elementos adicionales en el motor. Se pide:

250—z 200 200 -= =5 450-T

-

—

ze

- =

—

É 100 -

5

A

50 º

0

T

Figura 9.8: Curvas

I

2000

T

l

4000

T

l

6000

Régimen [r.p.m.]

T

I

8000

de par de las dos versiones de un mismo

1

motor.

m ¿Cuál es la curva más conveniente? Justifíquese la respuesta. m ¿Cómo puede haberse conseguido el paso de la curva 1 a la 2? Coméntese la respuesta. La curva 1 tiene el par máximo en un régimen más alto, y par está por encima del par ofrecido por la curva 2, con lo que la será mayor para la versión 1 del motor. Por esta razón se puede locidad máxima del vehículo será con toda seguridad mayor en el versión 1 del motor.

a partir de ahí el potencia máxima afirmar que la vecaso de utilizar la

9.2 Problemas

213

No obstante en competición no sólo importa la potencia y velocidad máxima, sino que también es importante el “reprise”. En este caso lo que interesa es que la potencia no decaiga demasiado cuando el régimen sea menor que el de potencia máxima. Desde esta perspectiva la curva 2 es claramente mejor, puesto que el par motor no dista mucho del que ofrece la curva 1 en la zona de máxima potencia y su

valor máximo se mantiene prácticamente constante para un gran rango de regímenes de giro?”. Esto favorecerá mucho la aceleración del vehículo. En la Figura 9.9 se puede observar la curva de potencia para ambas versiones del motor, y se puede comprobar que realmente la versión 2 tiene una potencia considerablemente mayor en los regímenes por debajo de la potencia máxima.

1

Do

Potencia [kW]

> o 1

200 -

º

T

0

I

2000

+

l

4000

T

I

6000

Régimen [r.p.m.]

T

l

1

8000

Figura 9.9: Curvas de potencia para las dos versiones del mismo

motor.

Este tipo de comportamiento se consigue con los sistemas de distribución y admisión variables. En efecto, con estos sistemas se consigue que el diagrama de distribución y el sintonizado de colectores, respectivamente, se adapten a los distintos regímenes de giro, permitiendo una optimización del par motor en varios regímenes de giro diferentes.

9.2. 9.2.1.

Problemas Comparación

de un MEP

Se tienen dos motores uno de ellos Diesel y otro ambos tienen una cilindrada divergente) que restringe el

utilizados en de gasolina. de 2 litros y flujo de aire

y un MEC

para competición

el campeonato de superturismos, Por imposiciones del reglamento, una brida (0 tobera convergentea un máximo de 878.4 kg/h. El

*7La comparación de estos dos motores es más sencilla de lo que se vio en la cuestión 9.1.2, pues

el rango de regímenes de giro es el mismo en ambos motores. En caso de que no fuera así se tendría que haber recurrido al concepto de potencia en rueda, representando ésta en función de la velocidad

del vehículo, como se hizo en esa otra cuestión.

214

Cap.9 Mejora de prestaciones en MCIA

reglamento también impone que los motores sean de cuatro tiempos. En la Figura 9.10 se muestran las curvas de par para ambos motores, y en la

Tabla 9.1 se dan los valores del par para algunos regímenes de giro”*. Se pide lo siguiente:

a) Hallar la potencia máxima de ambos motores, indicando el régimen al que ésta tiene lugar.

b) ¿Qué parámetro podría ser útil calcular para saber si se trata de motores atmosféricos o sobrealimentados? Se pide calcular dicho parámetro en el punto de potencia máxima de ambos motores y, en función de ello, comentar si se trata de motores sobrealimentados o atmosféricos.

c) Sabiendo que el rendimiento volumétrico, referido a las condiciones de

admisión, en el punto de máxima potencia es de 0.95 para el Diesel y 0.85 para el gasolina, determínese la presión en el colector de admisión para ambos motores en esas condiciones. (Nota: supóngase que la

temperatura en el colector de admisión, en ambos casos, es de 50%C). Fa 600 —

-

-

Ea

+

E =

á

“

E — Gasolina === Diesel

11

,

-

A

[

;"

z

200

g

b

-

(1)

=a

2000

E

de

4000

.A

6000

1.

Régimen [r.p.m.]

8000

Figura 9.10: Curvas de par motor para cada uno de los motores mencionados en el enunciado.

d) Si se sabe que el dosado

relativo es de 0.98 y 1.15,

respectivamente,

hállese el consumo específico y el rendimiento del motor casos en esas condiciones.

para ambos

e) Si en potencia máxima el vehículo desarrolla una velocidad de 280 km/h en ambos casos, determínese el consumo en litros a los 100 km

28 Por razones de confidencialidad los datos son solamente aproximados.

para

9.2 Problemas

215

Diesel n [rpm]

Tabla 9.1:

Gasolina

| Mc [N -m] | n Irpm] | Me [N -m]

1000

400

2000

200

1500

600

3000

240

2000

680

4000

260

2500

680

5000

270

3000

630

7000

270

3300

600

7500

260

3500

575

8000

250

3700

480

8300

220

Valores de par motor a diferentes regímenes

de giro para ambos motores.

cada caso. ¿Qué sugiere el resultado? ¿Puede tener alguna ventaja un motor respecto al otro? f) Suponiendo que ambos motores pesan lo mismo y tienen la misma inercia de giro, y que el rendimiento de la caja de cambios es igual para ambos casos, ¿con cuál de los motores será mayor el “reprise” del vehículo? Justifíquese convenientemente la respuesta. Datos

adicionales: Considérese que para ambos combustibles el po-

der calorífico es de 42.8 MJ/kg y el dosado estequiométrico es 1/14.5. La

densidad del gasoil es de 840 kg/m y la de la gasolina es de 770 kg/m>.

a) Para hallar el punto de potencia máxima, puesto que se dispone de los valores de par en función del régimen de giro, se buscará la potencia en los diferentes regímenes de giro hasta encontrar el valor máximo. Obviamente conviene empezar a calcular desde el régimen más elevado hacia atrás, puesto que la potencia máxima se debe hallar en un régimen de giro elevado. Se obtiene lo siguiente: m Motor Diesel: 210.7 kW

a 3500 rpm.

= Motor gasolina: 209.4 kW a 8000 rpm. b)

El primer parámetro que se puede venir a la mente para comprobar si el motor es sobrealimentado o atmosférico es el rendimiento volumétrico. El cálculo de este parámetro, no obstante, implicaría conocer datos que no da el enunciado (como por ejemplo el consumo específico, a partir del cual se puede determinar el caudal másico de combustible y, teniendo en cuenta el dosado, se podría

determinar el caudal másico de aire). Una alternativa es utilizar el valor de la

presión media efectiva, ya que existen valores típicos de la misma

según el tipo

216

Cap.9 Mejora de prestaciones en MCIA de motor del que se trate. Este parámetro se puede determinar de la siguiente manera:

pme =

VT

(9.10)

-n-i

obteniéndose los siguientes valores: 36.13 bar y 15.71 bar para el Diesel y el gasolina, respectivamente. Estos valores son elevados, lo que muestra que ambos motores son sobrealimentados. Se puede afirmar, además, que el grado de sobrealimentación del motor Diesel es francamente muy elevado, pues tiene una pme más de 3 veces superior a lo normal en un motor atmosférico, mientras que en el de gasolina no lo es tanto. Puesto que en ambos casos el motor está operando a potencia máxima y existe un elemento en el vehículo que restringe el caudal másico de aire que se introduce en el motor, el caudal másico de aire será el máximo en ambos casos para estas condiciones de operación. Por otro lado, la expresión del rendimiento volumétrico establece: Nuol

59

=

uz

--

Mref

=

—

Pref

a

—

- VT -n-i

(9.11)

Aplicando esta expresión para el rendimiento volumétrico referido a las condicio-

nes de admisión (cuyos valores son dados en el enunciado), se puede determinar la densidad del aire en el colector de admisión (pref): 4.403 kg/m* y 2.153

kg/m?

para el Diesel y el gasolina, respectivamente.

Finalmente, a partir de la densidad en el colector de admisión y conocida la temperatura en el mismo, se puede determinar la presión en el colector de admisión por simple aplicación de la ecuación de estado:

Padm = Pregf - Raire - Tadm

(9.12)

de donde se obtiene: 4.082 bar y 1.996 bar para el motor Diesel y el gasolina, respectivamente. El resultado concuerda perfectamente con los comentarios introducidos en el apartado anterior, pues se observa que ambos motores están

sobrealimentados y que el motor Diesel lo está mucho (presión 4 veces superior a la atmosférica).

Conocido el caudal másico de aire y el dosado se puede determinar másico de combustible: Mf

= Ma - Fe -F

el caudal

(9.13)

A partir de este parámetro y teniendo en cuenta la potencia desarrollada por el

motor en esas condiciones se puede determinar el consumo específico de com-

bustible:

e = 1

(9.14)

9.2 Problemas

217

Finalmente,

a partir del consumo

específico efectivo de combustible

determinar el rendimiento efectivo del motor:

—7

NH

-E1

se puede

(9.15)

Se obtienen los siguientes valores:

m Motor Diesel: 9e7 = 281.7 9/kWh y 1) = 29.9%. m Motor gasolina: ger = 332.6 9/EWNh y e = 25.3%. e) El cálculo a realizar es el siguiente:

"- kg)

1(m*)

[s]

1000(1 3600(s)

plkg)

1|m3]

1[h]

1)

— 280 [km]

0 ml

(9:6)

de donde se obtienen unos consumos de 25.24 1/100 km y 32.31 1/100 km para

el motor Diesel y el gasolina, respectivamente. Se ve claramente que el consumo es significativamente menor en el Diesel, lo que conlleva una ventaja clara: el vehículo podrá, o bien repostar menos veces, o bien embarcar menos peso de combustible, con el beneficio que ello supone.

o o 1 L

— ==

Gasolina Diesel

l

l

m

o

D

Potencia en rueda [kW]

240

(1)

T

[!

Figura 9.11: Curvas

T

100

T

T

200

Velocidad [km/h]

T

300

de potencia en rueda para ambos motores.

f) El aspecto del “reprise” se ha de analizar comparando la curva de potencia en rueda en ambos casos (la manera de expresar las curvas de potencia, que originalmente están en función del régimen, en función de la velocidad del vehículo se ha explicado en detalle en la cuestión 9.1.2). En la Figura 9.11 se comparan ambas?*. Se observa con claridad que el motor Diesel tiene más potencia 29 Para

realizar el gráfico se ha impuesto, tal y como

en el punto de potencia máxima para ambos casos.

indica el enunciado,

una velocidad de 280 km/h

218

Cap.9 Mejora de prestaciones en MCIA en rueda en casi todo el rango de utilización del motor, lo que muestra que se

tendrá una mejor aceleración cuando el vehículo vaya equipado con el motor

Diesel. En la práctica se ha de tener en cuenta que el peso de ambos motores no es el mismo (suele ser más ligero el motor de gasolina) y la inercia de giro

tampoco lo es (igualmente suele tener menos inercia el motor de gasolina). Esto

hace que, a la hora de la verdad, sea muy difícil saber exactamente en qué caso

se obtendrá un mayor “reprise”.

9.2.2.

Diseño Se desea

de base de un motor

diseñar,

partiendo

de cero,

de F1 el motor

de un

F1 en

lo que se

refiere a sus magnitudes geométricas fundamentales: n de cilindros, carrera

y diámetro.

Los criterios a respetar son los siguientes (en base al reglamento de F1

vigente hasta el año 2005):

m La cilindrada está limitada a 3000 cm>. m Se ha de maximizar la potencia efectiva. m No está permitido el uso de la sobrealimentación. Se pide hacer una disertación para determinar los parámetros geométricos fundamentales del motor. Hay dos maneras de enfocar la resolución a este problema. a) En esta primera vía se parte de la ecuación que relaciona la potencia efectiva con

la

pme:

Ne

= pme - Vr-n-i

(9.17)

El reglamento indica que la cilindrada no puede sobrepasar los 3000 cm*, con lo que ese término, que conviene que sea lo mayor posible para maximizar Ne, está limitado. Por otro lado la pme está también limitada al no estar permitida

la sobrealimentación. Habrá que trabajar lo más posible para maximizarla (con

un sintonizado de los colectores de admisión y escape, minimizando las pérdidas por fricción, etc.), pero su valor siempre estará acotado al tratarse de un motor atmosférico.

Queda claro, por tanto, que el único parámetro con el que se cuenta para conseguir más o menos potencia es el régimen de giro, que interesa que sea lo más elevado posible. A nivel práctico, si se garantizan secciones de paso en los conductos de admisión suficientemente elevados para que no decaiga el rendimiento volumétrico a elevado régimen de giro, el límite de éste viene impuesto por el sistema de distribución, y más en concreto por la rapidez de cierre de

9.2 Problemas

219

las válvulas

(para evitar el flotamiento de las mismas, el “pasarse de vueltas”

ver cuestión 9.1.55). En el mundo de la F1 está generalizado el uso de la distribución neumática (los tradicionales muelles de válvulas son substituidos por

un pequeño sistema cilindro-pistón que contiene gas a presión, normalmente nitrógeno), que permite regímenes de giro de hasta unas 17000 rpm (atención: este valor depende fuertemente del tamaño de la válvula —más en concreto de su peso-, pero 17000 rpm es lo que se obtiene cuando se consideran los tamaños

de válvula más o menos estándares en la F1)%.

Llegados a este punto ya está claro que el motor tendrá 3000 cm* y que trabajará a un régimen de giro máximo de unas 17000 rpm. La siguiente restricción a tener en cuenta es la velocidad media de pistón, Cm. Si esta magnitud es demasiado elevada la lubricación del pistón será imposible. Por otro lado la c,, da una idea de la longevidad del motor. Los motores que tienen mucha durabilidad tienen una cm, moderada

(de unos

13 m/s).

Un motor

de un vehículo deportivo

tiene una c,, de unos 20 m/s. En el caso de los motores de F1, la idea es poder aguantar la carrera completa (del orden de unas horas), y se utiliza una c de unos 28 m/s. Este es el valor que finalmente se tomará para este caso. Sabiendo

que cm = 25

-n, imponiendo

n y Cm, Se puede deducir la carrera del

pistón: 50 mm. Se hace notar que es un valor muy pequeño, motores de competición.

típico en todos los

Queda por determinar, finalmente, el número de cilindros y el diámetro del pistón. Ambos parámetros están relacionados por la ecuación que define la ci-

lindrada total: Vr = 2-7 - D?/4-5. Para determinar estos dos parámetros (2 y

D) se han de contrastar las distintas posibilidades.

Uno de los parámetros que

interesará vigilar es la relación S/D. Por adelantado se puede decir que intere-

sará un motor supercuadrado, pues de esta manera habrá espacio suficiente en la culata para utilizar unas secciones grandes de entrada y salida de gases, para de esta manera asegurar un buen llenado y vaciado del motor a elevado régimen de giro. Los diferentes casos se muestran en la Tabla 9.2.

Número de cilindros

D

S/D

H

mm] |

6

112.8

| 0.44

8

97.7

| 0.51

10

87.4

| 0.57

12

79.8

| 0.63

14

73.9 | 0.68

Tabla 9.2: Diámetros de pistón y relación carrera/diámetro para distintos números de cilindros. 30Estos

arriba...

datos son del año

1997.

En la actualidad esta frontera se ha desplazado

un poco más

hacia

220

Cap.9 Mejora de prestaciones en MCIA Se hace notar que se han tomado solamente números de cilindros pares. La razón es lógica, ya que la configuración más razonable es tomar cilindros en V.

Esto es para lograr tener un motor más compacto (cabrá mejor en el vehículo),

además de más rígido, puesto que en un F1 el motor tiene también una misión

estructural (ver cuestión 9.1.6).

Para efectuar la elección de la configuración de motor de entre las posibilidades presentadas en la Tabla 9.2 hay que tomar en consideración los siguientes aspectos:

= Un

valor de S/D

muy

pequeño

implica una cámara

de combustión

con

muchas pérdidas de calor (relación superficie/volumen muy elevada), lo

cual resultaría poco eficiente desde el punto de vista energético. =

Conforme S/D aumenta se pierde sección en la culata para ubicar las válvulas, con lo que se dificulta la renovación de la carga a elevado régimen de giro.

= Al aumentar el número de cilindros se incrementa la dificultad para instalar el motor en el vehículo, aumenta la complejidad del motor (reduciéndose, por tanto, la fiabilidad) y se incrementan las pérdidas por fricción, dado el mayor número de elementos móviles y partes frotantes. El mejor compromiso de todas estas consideraciones es muy difícil de obtener sobre el papel, e incluso en la práctica. Por lo general la elección se centra entre el V8, el V10 y el V12. De manera irónica, una vez decía un ingeniero del equipo Jordan-Peugeot: “Si yo fuera del equipo Ferrari simplemente construiría un motor VS, otro V10 y otro V12, los probaría todos y me quedaría con el mejor. Pero como soy de Jordan-Peugeot lo único que puedo hacer es mirar lo que hace Ferrari y hacer yo lo mismo que hacen ellos”. Se tiene comprobado que el motor V10 constituye el mejor compromiso dado el estado actual de la técnica y el tamaño de los bólidos actuales*!. Otra manera de enfocar la resolución del problema es utilizando el concepto de potencia específica. A partir de la ecuación 9.17 y sabiendo que Vr =5 2- Ap (2 - Ay es la suma de las áreas de todos los pistones), se llega a: Ne

— pme

Z'Á¡,?

2

* Cmi

(9.18)

En esta ecuación se ve la dependencia de la potencia específica. Se puede ver que ésta depende exclusivamente de parámetros “normalizados”, los cuales son comparables sea cual sea la naturaleza y el tamaño del motor. Si de esta ecuación se despeja la potencia efectiva se observa que maximizar esta última pasa por maximizar la pme (que ya se ha visto que está limitada en motores atmosféricos), el 2- Ap

y Cm.

Maximizar

c

incrementando n. Incrementar que Vr está limitado, implica

se puede

hacer

31Se vuelve a remarcar que todos estos datos corresponden

no despreciable en la actualidad.

tanto

incrementando

S

como

z - A, en el contexto de este problema, en el reducir S. Por tanto de las dos vías posibles al año

1997, los cuales varían de manera

9.2 Problemas

221

de incrementar

c,, solamente

la de incrementar

n tiene interés.

Finalmente

se

llega a la misma conclusión que ya se había llegado anteriormente: S ha de ser

pequeña y n elevado. En

lo que

mismas

a número

de cilindros

pautas que se han indicado

se refiere se han anteriormente.

de seguir exactamente

las