Expocicion de Diseño de Motor Diesel Turbo Intercooler

Motores de combustión interna

UNIVERSIDAD NACIONAL DE SAN ANTONIO ABAD DEL CUSCO FACULTAD DE INGENIERIA ELECTRICA, INGENIERIA MECANICA, INGENERIA ELECTRONICA E INGENIERIA DE MINAS. CARRERA PROFESIONAL DE INGENIERIA MECANICA

.

DISEÑO DE UN MOTOR DIESEL TURBO INTER-COOLER DOCENTE

:

Ing. ALFONSO HUAMAN VALENCIA

CURSO

:

MOTORES DE COMBUSTION INTERNA

ALUMNO CODIGO

: :

CHUQUITAYPE QUISPE EDWIN 081513

CUSCO – PERU 2015



Índice. 1.Introducción 2.Parámetros iniciales 3.composición del hidrocarburo . 3.1. Generalidades de la combustión. 3.1. Coeficiente de exceso de aire. 3.2.Usos del coeficiente de aire.

3.3.Combustión incompleta y productos de la combustión 4.Proceso de admisión……………………………………………………………13 4.1Presión en el cilindro en el proceso de admisión……………………14 4.2Gases residuales y coeficiente de gases residuales………………..15 4.3Temperatura de admisión………………………………………………………16 4.4Coeficiente de llenado o rendimiento volumétrico…………………..16 5.Proceso de compresión…………………………………………………………17 6.Proceso de combustión…………………………………………………………19 7.Calculo de la presión máxima al final de la combustión visible…….23 8.Proceso de expansión……………………………………………….................23 9Parámetros indicados y parámetros efectivos………………………………..24 9.1Parámetros indicados……………………………………………………25 9.2Parámetros efectivos………………………………………………........25 9.3Dimensiones principales del motor…………………………………………….26


Anexos………………………………………………………………………………...26 Conclusiones…………………………………………………………………………27 Bibliografía……………………………………………………………………………27

1.INTRODUCCIÓN El diseño del motor Diésel turbo-intercooler con una potencia nominal de 310HP, velocidad nominal de 2800RPM y relación de compresión de 16,5 este diseño esta hecho en condiciones atmosféricas de la región cusco, en estos cálculos se muestra los procesos de admisión, compresión, combustión y expansión. También se definirá las dimensiones principales del motor (cilindrada, carrera, diámetro del pistón, consumo de combustible, eficiencias y otros parámetros).


DISEÑO DE UN MOTOR DIESEL TURBO INTER-COOLER

2.-LOS PARÁMETROS INICIALES POTENCIA:

230.95

Kw

VELOCIDAD

2800

Rpm

RELACION COMPRESION

16,5

310HP

2.1Procedimiento a seguir.          

Primero veremos la composición del hidrocarburo. algunas generalidades del proceso de combustión. Cálculos en el proceso de admisión. Calculo de las temperaturas de admisión. Cálculos en el proceso de compresión. Cálculos en el proceso de combustión. Cálculos en el proceso de expansión. Octavo el proceso de escape. Calculo de los parámetros indicados y parámetros efectivos. Y finalmente calcularemos las principales dimensiones del motor.

3.COMPOSICION GRAVIMETRICA DEL COMBUSTIBLE DIESEL(PETROLEO) CARBONO =

0.87

HIDROGENO =

0.126

OXIGENO =

0.004

Hu=42.5Mj/Kg


 Composición gravimétrica del petróleo(diésel): C = 0.87 H = 0.126 O = 0.004  Poder calorífico: Hu = 42.5Mj/Kg. 3.1. GENERALIDADES DE LA COMBUSTION: Para motores diésel: ∝> 1 Las mezclas pobres ( entonces existe exceso de

)

oxigeno ∝=(1,4−1.25) 3.2COEFICIENTE DE EXCESO DE AIRE

1.3

∝=¿

Asumido

1.-la cantidad de aire teórica necesaria para la combustión de 1kg de combustible se halla mediante la ecuación: l o=

1 8 C+ 8 H−Oc 0.23 3

l o=

1 8 ∗0.87+ 8∗0.126−0.004 =14.45217391 Kg 0.23 3

(

)

(

)

y mediante la otra ecuación: Lo=

1 C H Oc + − 0.21 12 4 32

(

) L0

comb /kg aire


0.494642857 kmol aire/kg comb Lo =

1 0,87 0.126 0.004❑ + − =¿ 0.21 12 4 32

(

)

Coeficiente de exceso de aire:

(El coeficiente de exceso de aire en el caso de un motor petrolero (diésel) para la máxima carga el coeficiente de exceso de aire debe ser mayor que la unidad)la curva superior del grafico

representa a la variación de

α

usa carburador

Masa molecular aparente de aire

en los motores diésel el cual no


μa =

l0 μ =¿ 29.2173913 L0 = a

3.3. COMBUSTION COMPLETA Y PRODUCTOS DE LA COMBUSTION En motores diésel: CULCULO

DE

LA

CANTIDAD

TOTAL

DE

MEZCLA

DEL

CARBURANTE CARBURANTE M 1=∝∗L0 =(1.3)(0.4946)=0.6430 Kmol

M CO2 

C  K mol   12

Mco 2=

0.87 =0.0725 12

0.063 0.0311625

M O =0.21 ( ∝−1 ) L0 =¿ 2

M N =0.79 ∝ L0=¿ 2

0.50799821 4

M 2  M co2  M H 2O  M O2  M N 2 (

∝≥ 1

)

por

tanto

el

combustible

totalmentey los productos de M2 son:

arde


M 2=0.0725+0.063+0.03116 +0.507998=0.67466 Kmol

Si ∝=1

no existe oxigeno

M 20=

C H + +0.79 L0=0.526267857 Kmol 12 2

con oxigeno cero

M 2  LO    1  0.14839 Kmol

Con oxigeno cero por que el oxigeno ha sido consumido en esta estequiometria entonces M 2=M 20+¿ Si evaluamos esta expresión lo aremos mediante el coeficiente de la fracción volumétrica de los productos de la combustión:

ro 

M 20  M2 Calculo del coeficiente de la fracción volumétrica de los productos

de combustion r 0=

M 20 =0.78004817 M2

Coeficiente de la fraccion volumétrica del exceso de aire


r 

  1 LO M2



0.21995183

r  ro  1 Si cumple

Cabe mencionar que si realizamos los cálculos de los productos dela combustión en kg entonces G1 es =G2:

G1=G2=

11 C +9 H +0.23 ( α −1 ) l 0 +0.77 α l 0 =19.78782609 3

Coeficiente de variación molecular teórico

M2  0   0.67466 / 0.643  1.04918 M1


4.-PARAMENTROS DEL PROCESO DE ADMISIÓN: A.-Presión en el cilindro en el proceso de admisión. Para nuestro caso el motor Inter-cooler si (

k 

π k >2

)

Pk Po

Grado de elevación de presiones: k Si, adquiere valores superiores a 2.0-2.5 se justifica plenamente el hecho de introducir un inter enfriador de aire (inter-cooler) después del compresor y antes Tk de ingresar al cilindro, porque se evidencia un incremento elevado de el interenfriador puede enfriar hasta 70°k

k Tomamos:

=2.6; como el grado de elevación de presiones es mayor que 2.5,

entonces necesita inter-cooler



0=¿ 288 K T¿

y presión de Po = 0.068MPa

Densidad de la carga fresca


ρo=

Po 0.068∗106 kg ∗106= =0.82268 3 Ra T o 287∗288 m

La presión al final de la admisión se calcula con la siguiente fórmula:

Pa   Pk  Pref

 f  p

Bar

Pref Donde:

caída de presión en el enfriador es igual a 0.04 bar

fp : Factor que considera las pérdidas de presión en el múltiple de

fp admisión y adquiere valores de 0.85 a 1.05, donde tomaremos

Pa   Pk  Pref  f p  1.768  0.04 0.99 =

=0.99

=1.72bar

4.1.CANTIDAD DE GASES RESIDUALES Y COEFICIENTE DE GASES RESIDUALES.

En el proceso de escape no se logra desalojar por completo del cilindro los productos de combustión, ocupado estos ciertos volúmenes a Pr y Tr. En el proceso de admisión los gases residuales, se expanden y, mezclándose con la carga fresca que ingresa, hace disminuir el llenado del cilindro.  4.2.Coeficiente de gases residuales M γ r= r M1


To+ ∆ T ∗Pr Tr γ r= ϵ P a−Pr

Donde: ∆T

To

: Temperatura atmosférica e igual a 288 K

: Temperatura de calentamiento de la carga varía para los DIESEL

0….15K; Asumiremos

∆ T =15 K

Tr: temperatura de los gases residuales en grados K. este valor se tiene que asumir por el momento y varía para los motores diesel 700 y 900K. T r =750 K Asumiremos .

Pr: presión de los gases residuales en MPa. También se debe asumir Pr = (1,1…..1,25) Po. Entonces asemos que Pr=1.25∗0.068=0.085 MPa .. Y finalmente remplazando valores a la ecuación tenemos: COEFICIENTE DE LOS GASES RESIDUALES To+ ∆ T 288+ 15 ∗Pr ∗1.25 Tr 750 γ r= = =0.012464 ϵ P a−Pr 16.5∗0.172−1.25

 

288 1   

2.6

1.4 1 1.4

0.78

   1  º K     403.903 K TK  TO  1    K     

 1

EMPERATURAS EN LA ADMISION



K 1 K K

4.3.T


K : Eficiencia adiabática del compresor 0.7-0.8; asumiremos K: índice adiabático del compresor 1.4

K

=0.78

Pa  Ps  Pa Ts  Tk  Tref PS  PK  Pref

 =403.903 70 =333.903°K  =0.1768 0.0029411 = 0.173858Mpa

Ts : Temperatura de la carga fresca a la salida del enfriador

PS : Presiones de la carga fresca a la salida del enfriador

Pref

: Perdidas hidráulicas en el enfriador (0.01-0.05) Kg/cm2, Pref Asumiremos =0.04 Kg/cm2=0.02941995bar

Tref

: Enfriamiento de la carga en el inter enfriador que puede llegar hasta 70K

Ahora bien la temperatura al final de la admisión: Ta= ¿ ❑

333.903+15+(0.012464)(750) =353.84123 ° K 1+0.012464

4.4.COEFICIENTE DE LLENADO O RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO

ηv

(

ηv

):

=Califica la calidad de admisión y sobre todo saber si la capacidad del

cilindro fue saturada con carga fresca en su totalidad


Para motores sobre alimentados carga

φ1=0.90−0.98

ASUMIMOS coeficiente de

φ1=0.93

 v  1

 Pa Ts * *  0.913487   1 Ps Ta * (1   r )

0.93∗16.5 ∗0.172119 16.5−1 ∗333.903 0.173858 ηv = =0.91348 353.84123∗( 1+ 0.012464 ) Para motores sobrealimentados el rango del coeficiente de llenado es: 0.9

Objetivo: buscar un valor fijo del exponente politrópico de expansión

η1

en el

cual no exista intercambio de calor con las paredes del cilindro. Para lo cual se utilizara las formulas dadas. Teniendo cuidado con el rango dado para motores Diesel sobrealimentados. 1.32<η1 <1.38

El cual tomaremos un valor para

η1

=1.32

Estrategia: para determinar la temperatura y presión al final de la compresión se supone que este proceso es politropico y se halla con las ecuaciones:

Pc =Pa ϵ n =(0.172119) 16 .51.32 =6.96478Mpa 1

T c =T a ϵ n −1−273 = (353.84123) ( 16 .51.32−1 )-273 =594.7673K° 1

Cálculos ya realizados anteriormente:  Coeficiente de fracción volumétrica de los productos de combustión:

r 0=

M 20 =0.78004817 M2

 coeficiente de fracción volumétrica del exceso de aire:

r 

  1 LO

0.21995183

M2




r  ro  1 Si cumple Para petroleros:

q1

a 1+γ r∗r ¿ ¿ = ; ¿ ¿

q 2=

γ r∗r 0 1+ γ r ; para motores con α

¿ 1 diesel

q1

a 1+ γ r∗r ¿ ¿ = ¿ ¿

q 2=

=

1+0.012464∗0.21995 =¿ 0.9903966 1+0.012464

γ r∗r 0 0.012464∗0.7800481 = =¿ 0.0096033 1+ γ r 1+ 0.012464

Q1+q2=1 Finalmente:

q1 ( U C −U a ) +q 2 ( U } rsub {C} - {U a ) −

Determinamos: Para:

U ”a

y

R ( t −t )=0 n1−1 c a

Ua

T a=367.6772903 K q 1=0.991502023 y q2=0.008497977

transformamos a °C:

T a=353.84123−273=80.841

INTERPOLANDO LOS VALORES DE LA TABLA 2 OBTENEMOS:Ua (KJ/Kmol) 80.84123256 °C Ta =

°C

INTERPOLANDO DE LA TABLA 4 OBTENEMOS U"a(KJ/Kmol) (para aceite diesel)

Motores de combustión interna 1

Ta (°C )

Ua

Ta (°C )

U"a

100

2015

100

2252

80.84123256

Ua

80.84123256

U"a

200

4195

200

4580

Ua= 1597.33887Mj/kmol

U"a = 1805.983894Mj/kmol

energia interna de los gases

HALLAMOS Uc y U"c

energia interna de los productos de la combustion

Tc =

INTERPOLANDO LOS VALORES DE LA TABLA 2 OBTENEMOS Uc Tc (°C ) Uc 900 20708 594.76734 14 Uc 800 18171 12964.24745Mj/k Uc = mol

Remplazando en la ecuación:

594.76734 14 °C INTERPOLANDO LOS VALORES DE LA TABLA 4 OBTENEMOS U"c Tc (°C ) U"c 800 20390 594.76734 14 U"c 900 23237 14547.02621Mj/k U"c = mol


U } rsub {C} -1301 right ) - {R} over {{n} rsub {1} -1} left ({t} rsub {c} - {t} rsub {a} right ) =B ¿ q1 ( U C −U a ) +q 2 ¿

q1 ( U C −U a ) +q 2 ( U } rsub {C} - {U a ) −

R ( t −t )=0 n1−1 c a

Además:Constante universal de los gases: R=¿ 8.314J/mol K

Para obtener el valor de B interpolamos los con valores asumidos de n1 n1 = 1.32

PARA

R= 8.314

Tc =

594.7673414 °C

Ta =

80.84123256 °C

B= -1972.337783

n1 = 1.38

Para :

Tc=

INTERPOLANDO CON LOS VALORES DE LA TABLA 2 OBTENEMOS Uc: Tc (°C ) Uc 900 20708 Uc 753.7207471 1000 23983 Uc = 15917.35447

REEMPLAZANDO EN LA ECUACION: Para :

n1 = 1.38 Uc= 15917.35447 U"c= 18766.70603 B= -376.5201346

753.7207471 °C

INTERPOLANDO CON LOS VALORES DE LA TABLA 4, SE OBTIENE U"c Tc (°C ) U"c 900 23237 U"c 753.7207471 1000 26293 U"c = 18766.70603


Se tienen 2 valores de B, interpolamos para hallar el verdadero valor de n1: B n1 -1972.337783 1.32 0 n1 n1 = 1.39415651 VERDADERO -376.5201346 1.38

Finalmente ahora calcularemos la presión y la temperatura Pc =Pa ϵ n =(0.172119)16.51.394156 =8.574155Mpa 1

T c =T a ϵ

n1 −1

1.394156−1 = (353.84123) ( 16 .5 ) =2068.2863k=1795.28°c

6.PROCESO DE COMBUSTIÓN. Nuestro objetivo en el análisis de la combustión es encontrar los valores de Tz y Pz máximas en que empezara la combustión. Para el cálculo de los parámetros de combustión se hace un balance de energías, y luego de algunas transformaciones se llega a la siguiente ecuación. La ecuacion en terminos de q1 y q2 es la siguiente para motores Diesel:  zHu  q1U c  q 2U c''  RTc   r U z r  U z'' ro  RT z M 1 1   r 





ó ´´

ε z∗H u U +γ ∗U c + c r +8.314 T c =μr (U ´z´ + 8.314 T z ) M 1 (1+ γ r ) 1+ γ r En este caso utilizaremos el criterio de Jovaj M.S para el cálculo de las energías '' Uc U ' ' c  U z U z internas como , , y Tz que son desconocidos. , ,




Pz Pc Es el grado de elevación de la presión durante la combustión y se

asume (1.4-3) entonces se asume 2.5

z

: Coeficiente de aprovechamiento de calor 0.65 <

z

< 0.85; Tomamos

z

=

0.8

Además: Constante universal de los gases: R=¿ 8.314J/mol K 5.1. DADO QUE YA HEMOS CALCULADO ALGUNOS DE LOS COEFICIENTES SE TIENE:

M1 = 0.6925Kmol/Kg Hu = 42500 KJ/Kg γ r=¿ 0.012464

 z  0.8

(se asume) Tc=1068.2863k=795.2863°c

Coeficiente real de variación molecular M 2 +γ r M 1 μo + γ r μr = = =¿ 1.0485753 ya que M 1 ( 1+γ r ) 1+γ r

μo=¿ 1.0491

Energia Intena del aire y de los productos de la combustion Uc y U"c:

Tc (°C ) =

1068.286306 °K

HALLANDO Uc DE LA TABLA 2:

=

795.2863058 °C HALLANDO U"c DE LA TABLA 4:

Tc (°C )

Uc

Tc (°C )

U"c

1000

23983

1000

26293

Uc

795.2863058 900 U"c=

23237

795.2863058 900 Uc=

20708 17278.62652

U"c 20036.94951


COEFICIENTE DE APROVECHAMIENTO DE CALOR

0.8

Poder calorifico del combustible Hu: Hu = 42500 kJ/Kg

HALLANDO A DE LA ECUACION:

A=

92383.64826

 Primera aproximación asumimos que Tz=1973°C=1700K De las tablas 2 Y 4 tenemos: U ' ' z=( U z ) '' α =1∗r 0 +U z∗r 2 α =¿ Tz = Uz = U"z =

1700 42203 48358

°C

=

1973 K

ENTONCES HALLAMOS EL VALOR DE B CON LA ECUACION:

B=

66487.76773

Observamos que B < A por lo tanto asumimos un nuevo valor de

Tz = Uz =

2200 56354

U"z =

64979

B=

°C

=

Tz:

2473 °K

87705.39435

Tz se encuentra entre 1700 Y 2200; entonces interpolando se tiene:

B 87705.39435 92383.64826 66487.76773

Tz (°C ) 2200

Tz (°C ) 1700

Tz = 2310.244515 °C Tz = 2583.244515 °K

Verdadero


El coeficiente de expansión preliminar es:



r * Tz 1.0491 * 2310,2445   1.0142323  * Tc 1.4 * 795.2863

La presión máxima de combustión:

 Donde:

Pz Pc

 Pz= Pc=(2.5)( 8.57419)=21.4354Mpa

P (¿¿ z) real=0.8∗21.4354=17.1483 Mpa ¿

8.PROCESO DE EXPANSIÓN: Estrategia: para el cálculo del exponente poli trópico de expansión se usara el mismo método de las aproximaciones siguiendo la siguiente ecuación:

  b   z  Hu R Tz  Tb    r U z  U b   r0 U z"  U "b  M1 0   r  n2 1 O A

 b   z  Hu M1  0   r 

B

R Tz  Tb   r U z  U b   r0 U z"!  U "b n2  1





BALANCE DE ENERGIA ENTRE z-b:

ESPECIFICAN DO :


Objetivo: nuestro objetivo principal es determinar el valor fijo del coeficiente de expansión y así poder hallar la presión y temperatura de expansión: Tb  Tz *

1



Pb  Pz *

n 2 1

b

y

1  n2

Donde:

varia para motores Diesel de  b  0.82 0.82a 0.92elegimos  z  0 .8 fue asumido en cálculos anteriores. GRADO DE EXPANSIÓN POSTERIOR

= 16.26846109 EXPONENTE POLITROPICO DE EXPANSION

1.18

COEFICIENTE DE APROVECHAMIENTO DE CALOR

0.82

Luego podemos determinar el valor de A puesto que estos valores ya la conocemos: A

  b   z  Hu (0.82  0.8) * 42500   1245.100184kj / kmol M 1   0   r  0.6430(1.0491  0.012464) HALLAMOS Uz y U"z PARA Tz VERDADERO

interpolando de la tabla 2 para Uz:

Tz (°C )

Uz

2200

56354

2310.244515

Uz

2100

53507

Uz = 59492.66134


Hallamos Tb

Tb  Tz *

1



n 2 1

 2310.24 *

1  1290.5909C  1563.595 K 16.2684 1.81

CON Tb HALLAMOS Ub y U"b: hallando Ub de la tabla 2:

hallando U"b de la tabla 4:

Tb (°C )

Ub

0

0

T

1290.59096 Ub INTERPOLANDO DE LA TABLA 4 PARA 1300 31238 U"z: Tz (°C ) Ub = U''31011.908 z

1290.59096

2200 64979 U''z 2310.244515 2100 61546 HALLANDOUB"zDE = LA ECUACION: 68763.6942

1300

B= 14687.65983

COMO B ES DIFERENTE DE A SE ASUME UN NUEVO

n2 :

n2 = 1.28

CALCULAMOS UN NUEVO Tb: Tb  Tz *

1



n 2 1

 2310.24 *

1  910.010C  1183.010 K 16.2684 1.281

CALCULANDO NUEVOS VALORES DE Ub y U"b: hallando Ub de la tabla 2:

hallando U"b de la tabla 4:

Tb (°C )

Ub

0 910.010239 1200

0

Ub

28554 Ub = 21653.69364

CALCULAMOS EL NUEVO VALOR DE B:

Tb (°C )

U''b

0 910.010239 1200 U"b =

0

U''b 32406 24574.8265

B= 1215.239263


INTERPOLANDO VALORES PARA HALLAR EL VERDADERO n2: °K CALCULANDO n2: B 14687.65983 1245.100184 -1215.239263

n2 1.18

n2

n2 =

1.264528988

VERDADERO

1.28

La temperatura al final de expansión es: 1 1 Tb  Tz * n 21  2310.0 *  1230.568 K  16.2684 1.2645081

(Rango es 1000K <

Tb

<

1250K) La presión al final de la expansión es: 1 1 Pb  Pz * n 2  156.234587 bar *  0.63 MPA  16.2684 1.26450

9.PARÁMETROS INDICADOS Y PARÁMETROS EFECTIVOS: Los parámetros indicados caracterizan la perfección del ciclo a realizar en cuanto al aprovechamiento del calor, caracterizan la calidad de organización de los procesos; en cambio los parámetros efectivos consideran, además de los indicados, el grado de perfección mecánica del motor. Le = Li – Lm Ne = Ni – Nm Le – trabajo efectivo Li – trabajo indicado Lm – trabajo por pérdidas mecánicas Ne – potencia efectiva Ni – potencia indicada Nm – potencia que se gasta en las perdidas mecánicas 9.1. PARÁMETROS INDICADOS.

 Presión media indicada calculada del diagrama indicado para un motor Diesel es: n1    Pi  cal  Pa       1    1  n12 1   1  1  n11 1    1  n2  1      n1  1 


 Pi  cal

16.51.3645  2.5 1 1 1     0.17211 2,51.01423  1    1  1 1.227660241  1.3645  16.5  1  1.26445  1  16.2684 16.5  1.3645  1 

 18.4811bar  1.84811 MPa Teniendo ya calculada los valores de los coeficientes para la presión media indicada, para reemplazarlos.

 Presión media indicada real tomando en cuenta el rendimiento del φi =0.94 redondea miento del diagrama para :

coeficiente de redondeo

0.94

Pi=φ i ( Pi )cal =0.94∗¿ 1.73722 3 MPa 1.73722595 1 MPA 2 (para motores de cuatro tiempos) 4 Nro de cilindros

Pi =

LUEGO

τ =¿ i

¿  El consumo especifico indicado de combustible: gi=3600

ηv ρ o 3600∗0.913487∗0.068 = =¿ 153.6722 kg /kw∗hr P i α l o 1.737223∗1.3∗14.452174

 Rendimiento indicado del ciclo (cuando

gi

se expresa en

g kW . h

y el poder calorífico en MJ/kg) ηi =

3600 3600 = =¿ 0.5512 gi H u 153.6722∗42.5

7.2. PARÁMETROS EFECTIVOS:

Parámetros principales del ciclo. La fracción de la presión indicada que se gasta al vencer la fricción y accionar los mecanismos auxiliares se determina recurriendo a los coeficientes experimentales:


Pm  0.1( A  BVp ) P0  Mpa  Donde

vp

es la velocidad media del pistón (m/s); asumimos la velocidad

media del pistón de

v p =9 m/ s

.

Valores de los coeficientes A=0.105 y B=0.012 para motores Diesel: Pm=0.1(0.105+0.012∗9)0.068=0.00376 MPa  La presión media efectiva del ciclo será: Pe =Pi−Pm =¿

1.733460111Mpa

 El rendimiento mecánico: ηm =

Pe =¿ 0.997832268 Pi

 Consumo efectivo de combustible: ge =

gi =¿ 153.0060609 gr /kw∗¿ hr ηm

 El rendimiento efectivo del ciclo: ηe =ηi ηm =¿ 0.550016551

 Consumo horario de combustible:


N e =310 hp=230.95 kw . Gc =ge N e 10−3=154.00606∗230.95∗10−3=29.904

kg hr

 Consumo horario de aire: Ga=∝∗l 0∗Gc =1.3∗14.4521∗29.904=505.4707 kg /hr

 Potencia efectiva

N e =N i

[ ] Pe Pi

174.6954843 Kw

=

9.3.DIMENSIONES PRINCIPALES DE MOTOR . La cilindrada total del motor: iV h =

30 N e τ ( lts ) τ =4 Pe n

iV h =

30∗230.95∗4 =¿ 2.8487 lt 2.839125273∗2500

(Para motores de 4T)

8.2. Volumen de trabajo de un cilindro:

V h=

2.8487 6 =¿ 0.7121 lts 4

La relación S/D = j la supondremos igual a j=1.2

Motores de combustión interna RELACION S/D>1 PARA MOTORES LENTOS

V h=

π 2 π 3 D S= D j 4 4

Entonces calculamos el diámetro del pistón.

Diametro del cilindro 3 4Vh D= =¿ 91.08382 mm πj

√

Carrera del piston V S= h =¿ π 2 109.3 mm D 4

,

el nuevo valor de Vh es

712187.3555 mm^3

9.4 La velocidad media del pistón será: 3

V p=

Sn 109.3∗10 ∗28 00 = =¿ 10.20138 m/s 30 30

Redondeando Vp=10.2 m/s 10.Conclusiones: El análisis de cada uno de los procesos y el cálculo de estos permiten determinar los parámetros de diseño del ciclo, la potencia del motor, así como la presión de los gases en el espacio útil del cilindro en función del ángulo de rotación del cigüeñal. Sin embargo algunos de los parámetros fueron asumidos puesto que no se tiene información especificada pero siempre respetando el rango de dichos parámetros y tomando valores medios para no afectar a sus demás relaciones. Existen motores diesel tanto de 4 tiempos (los más usuales en vehículos terrestres por carretera) como de 2 tiempos (grandes motores marinos y de tracción ferroviaria). La principal ventaja de los motores diesel, comparados con los motores a gasolina, es su bajo consumo de combustible Diesel es más pesado y más grasa en comparación con la gasolina, y tiene un punto de ebullición más alto que el del agua. And diesel engines are attracting


greater attention due to higher efficiency and cost effectiveness. Y los motores diesel están atrayendo una mayor atención debido a una mayor eficiencia y rentabilidad. En automoción, las desventajas iníciales de estos motores (principalmente precio, costos de mantenimiento y prestaciones) se están reduciendo debido a mejoras como la inyección electrónica y el turbocompresor. El motor diesel emite gases tóxicos en menor escala debido a que la densidad del combustible diesel en bajo. 11.Bibliografía:  MOTORES DE AUTOMOVIL; MS JOVAJ Editorial MIR.  DISEÑO DE MOTORES DE COMBUSTION INTERNA; Ing. Arturo Macedo Silva.  MOTORES DE COMBUSTION INTERNA; HOMERO ALVARADO VARA

Expocicion de Diseño de Motor Diesel Turbo Intercooler

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