UNIVERSIDAD DE ORIENTE NÚCLEO DE ANZOÁTEGUI ESCUELA DE INGENIERÍA Y CIENCIAS APLICADAS DEPARTAMENTO DE MECÁNICA
LABORATORIO DE INGENIERÍA MECÁNICA III
MOTOR DIESEL
REALIZADO POR:
REVISADO POR:
Br. Arnaldo Martínez, C.I.: 19.939.196
Prof.: Johnny Martínez
Br. Henry Ríos, C.I.: 20.390.450 Sección 02
Puerto La Cruz, Febrero de 2014
RESUMEN Se realizó un estudio del comportamiento de un motor diesel al variar la carga aplicada por medio de un freno electromagnético conectado a este con el objetivo de determinar las curvas de funcionamiento. Se encendió el equipo por medio de una palanca de acción manual. Inicialmente se operó el motor sin freno o carga para identificar el rendimiento máximo del equipo, posteriormente, se varió la carga del freno con 10, 14, 18 y 22 A. Se tomó el tiempo de consumo de una cantidad específica de combustible para cada una de las cargas aplicadas incluyendo el de operación sin freno (carga 1). Se consideró la temperatura del agua de entrada y salida del radiador de acuerdo al tiempo y carga aplicada, al igual que la temperatura de los gases de escape para cada caso. Entre los resultados se tiene que, la potencia producida es directamente proporcional a la carga aplicada, teniendo como valor máximo 2,057676 KW, el rendimiento aumenta a medida que se eleva la carga del freno de igual forma que el consumo de combustible por hora (2,886792 Kg/h para la carga 5 = consumo máximo).
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2
RESUMEN Se realizó un estudio del comportamiento de un motor diesel al variar la carga aplicada por medio de un freno electromagnético conectado a este con el objetivo de determinar las curvas de funcionamiento. Se encendió el equipo por medio de una palanca de acción manual. Inicialmente se operó el motor sin freno o carga para identificar el rendimiento máximo del equipo, posteriormente, se varió la carga del freno con 10, 14, 18 y 22 A. Se tomó el tiempo de consumo de una cantidad específica de combustible para cada una de las cargas aplicadas incluyendo el de operación sin freno (carga 1). Se consideró la temperatura del agua de entrada y salida del radiador de acuerdo al tiempo y carga aplicada, al igual que la temperatura de los gases de escape para cada caso. Entre los resultados se tiene que, la potencia producida es directamente proporcional a la carga aplicada, teniendo como valor máximo 2,057676 KW, el rendimiento aumenta a medida que se eleva la carga del freno de igual forma que el consumo de combustible por hora (2,886792 Kg/h para la carga 5 = consumo máximo).
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CONTENIDO Resumen...................................................................... ............................................................................................... ............................. ii Contenido .................................................. ............................................................................ ............................................ .................. iii I.
Introducción ................................................. ........................................................................... .................................... .......... 4
II. Objetivos .................................................. ........................................................................... ...................................... ............. 10 III. Materiales y equipos utilizados ................................................. .................................................... ... 11 IV. Procedimiento experimental ................................................ ......................................................... ......... 13 V. Resultados ............................................... ......................................................................... ...................................... ............ 14 VI. Análisis de resultados ..................................... .............................................................. ............................. .... 20 VII. Conclusiones y recomendaciones ............................................... ............................................... 24 Bibliografía ................................................ .......................................................................... ........................................... ................. 26 Apéndices............................................................... ......................................................................................... .............................. .... 27 Apéndice A ......................................................... .................................................................................. .................................. ......... 27 Apéndice B ............................................................. ....................................................................................... .............................. .... 30 Apéndice C ........................................ .................................................................. .................................................. ........................ 51
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I. 1.1.
INTRODUCCIÓN
Motor Diesel Los motores diésel empleados en automoción funcionan casi todos con el de ciclo de cuatro tiempos. Difieren de los de gasolina en la forma en que se realizan la alimentación y la combustión. Durante la admisión, el cilindro se llena solo de aire, y como su relación de compresión es superior a la de los motores de gasolina, la presión de compresión eleva la temperatura del aire lo suficiente para encender el combustible introducido en la cámara por un inyector. El aire penetra en el cilindro después de pasar por el filtro y por el colector de admisión, a través de la válvula; pero a diferencia del motor de gasolina, no se encuentra con la reducción de paso que supone la mariposa del carburador, por lo que el llenado del cilindro es satisfactorio cualquiera que sea el régimen de giro del motor. La variación de carga del motor depende exclusivamente de la cantidad de combustible inyectado. En el motor de explosión, la gasolina de dosifica y se mezcla con el aire en el carburador; después, a su paso por el colector, y aun dentro del mismo cilindro, durante el tiempo de compresión, se evaporiza y se mezcla íntimamente con el aire [1].
1.2.
Ciclo Diesel El ciclo diésel es el ciclo ideal para las maquinas reciprocantes ECOM. El motor ECOM, por primera vez propuesto por Rudolph Diesel en la década de 1890, es muy similar al motor ECH; la diferencia principal está en el método de inicio de la combustión. En los motores de encendido por chispa (conocidos también como motores de gasolina), la mezcla de aire y combustible se comprime hasta una temperatura inferior a la temperatura de autoencendido del combustible y el proceso de combustión se inicia al encender una bujía. En los motores ECOM (también conocidos como motores diesel) el aire se comprime hasta una temperatura que es superior a la temperatura de autoencendido del
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combustible, y la combustión inicia al contacto, cuando el combustible se inyecta dentro de este aire caliente. Por lo tanto, en los motores diésel la bujía y el carburador son sustituidos por un inyector de combustible (ver figura 1.1) [2].
Figura 1.1. En los motores diésel la bujía es reemplazada por un inyector in yector de combustible, y sólo se comprime el aire durante el proceso de compresión [2].
El ciclo ideal que se utiliza como modelo del motor de ignición por compresión es el ciclo por compresión, mostrado en la figura 1.2. El ciclo comienza con el émbolo en el PMI (punto muerto inferior), estado 1; el aire se comprime isoentrópicamente hasta el estado 2 en el PMS (punto muerto superior); se suministra calor a presión constante (representando la inyección y combustión del combustible) hasta que se alcanza el estado 3; se produce una expansión isoentrópica hasta el estado 4 en el PMI; el ciclo se completa con la cesión de calor a volumen constante hasta que se devuelva el aire al estado inicial. Observese que la carrera de potencia incluye el proceso de suministro de calor y el proceso de expansión [3].
5
Figura 1.2. Diagrama de presión en función del volumen especifico (a) y temperatura en función de la entropía (b) para el ciclo diésel [2].
1.3.
Rendimiento térmico El rendimiento térmico del ciclo se expresa como [3]:
ℎ = = 1
(1.1)
Donde: Wneto = trabajo neto del ciclo en KJ, KJ/Kg o W en el SI. Qent = Calor de entrada en KJ, KJ/Kg o W. Qsal = Calor de salida del ciclo en KJ, KJ/Kg o W.
1.4.
Calor de entrada y salida en el ciclo Diesel Para los procesos a volumen constante y a presión constante se tiene [3]:
= ̇ ∗ ∗4 1 (1.2)
6
= ̇ ∗ ∗3 2 (1.3) Donde: Qsal = calor de salida del ciclo en KJ, KJ/Kg o W en el SI. Qent = calor de entrada del ciclo en KJ, KJ/Kg o W. = flujo másico del fluido de trabajo en Kg/s. Cv y Cp = calores específicos a volumen constante y presión constante respectivamente en KJ/Kg. K. T1, T2, T3 y T4 = temperaturas para cada estado del ciclo diésel. Características constructivas del motor diésel
̇
1.5.
La constitución de los motores diésel es análoga a la de los motores de gasolina. En la figura 1.3 se muestra, en sección, un motor diésel Ford de 1.8 L de cilindrada turboalimentado, que desarrolla una potencia de 75 cv a 4500 rpm. En ella se pueden apreciar la situación del árbol de levas en la culata, el mando de la distribución por correa dentada, los colectores, las válvulas, los émbolos, etc. Todo ello tiene la misma configuración que los motores de gasolina. También se ve el turbocompresor que no es un accesorio exclusivo de estos motores ya que también se emplea en los motores sobrealimentados de gasolina.
Figura 1.3. Motor Ford 1,8 Turbo Diésel de 75 cv [1].
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En la figura 1.4 muestra un embolo y sus segmentos con detalles de las secciones de la garganta y del recubrimiento de molibdeno en los aros de compresión. Por otro lado, la superficie de la cabeza del embolo, que forma parte de la cámara de compresión, puede adoptar diversas formas, llegando, en algunos casos, a que la cámara queda totalmente integrada en ella [1].
Figura 1.4. Pistón para motor diésel [1].
1.6.
Relación de compresión La relación de compresión en un ciclo viene representada por el volumen máximo alcanzado entre el volumen mínimo [2]:
1 = 1 = á = í 2 2 Donde:
V1 y V2 = volúmenes del estado 1 y 2 respectivamente en m 3 para el SI. 8
v1 y v2 = volúmenes específicos del estado 1 y 2 respectivamente en m3/Kg.
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II. 2.1.
OBJETIVOS
Objetivo General
2.1.1. El estudiante al finalizar la practica debe saber determinar las curvas de funcionamiento del motor Diesel (manteniendo la velocidad constante y variando la carga) y realizar un balance térmico de la unidad.
2.2.
Objetivos Específicos
2.2.1. Dar ejemplos y explicar ejemplos de aplicación industrial o comercial del motor Diesel. 2.2.2. Explicar el principio de funcionamiento de un motor Diesel. 2.2.3. Mencionar las ventajas que tiene el motor Diesel sobre otros motores de combustión interna. 2.2.4. Conocer y explicar cómo influyen los distintos parámetros propios del motor en sus curvas características. 2.2.5. Elaborar un procedimiento para la evaluación experimental de los parámetros característicos del motor. 2.2.6. Conocer y operar el equipo experimental del motor Diesel del laboratorio.
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III.
3.1.
MATERIALES, EQUIPOS Y SUSTANCIAS UTILIZADAS.
Sustancias 3.1.1. Combustible gas-oil:
Densidad: 0,85 (kg/L)
3.1.2. Agua:
3.2.
Densidad: 0,997 (kg/L)
Equipos 3.2.1. Banco de prueba conformado por: 3.2.1.1. Motor Diesel:
Marca: Electromotoren Werke Kaiser. Potencia: 15 HP. Revoluciones: 1200 rpm.
3.2.1.2. Alternador Eléctrico:
Marca: Electromotoren Werke Kaiser. Potencia: 0,35 Kw. Voltaje: 40 V.
3.2.1.3. 3 Transformadores Monofásicos:
Marca: Ruhstrat. Corriente: 0,5 - 6,0 amp. Voltaje: 240 V.
3.2.1.4. Caudalímetro:
Capacidad: 8 GPM.
11
Apreciación: ± 0,25 GPM.
3.2.1.5. 3 Amperímetros:
Capacidad: 40 amp. Apreciación: ± 2 amp.
3.2.1.6 Termómetros:
Marca: BRANNAN
Capacidad: 100 °C. Apreciación: ± 1 °C.
3.2.1.7. Termopar:
Capacidad: 1000 °C. Apreciación: ± 20 °C.
3.2.1.8 2 depósitos de combustible
3.3.
Capacidad: 200ml. Apreciacion: 100ml
Materiales 3.3.1 Cronometro de celular:
Marca: Sony. Apreciación: ± 0,01 seg.
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IV.
PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL
4.1
Se abrió la válvula de admisión de combustible del motor Diesel.
4.2
Se abrió la válvula de escape y se realizó el giro de la manivela para encender el motor.
4.3
Se esperó unos minutos hasta que el sistema se estabilizara para leer los termómetros sin fluctuaciones en las medidas.
4.4
Se ajustó el valor de la corriente en 0 amp y 120 volt para el transformador trifásico.
4.5
Se inició el conteo de tiempo con el cronometro cuando el combustible paso por la primera marca de bureta calibrada.
4.6
Se midió el tiempo que tardó el motor en consumir 100ml de combustible.
4.7
Inmediatamente al terminar de consumir los 100ml, se midieron los valores de temperatura de entrada y salida del agua y temperatura de los gases de escape.
4.8
Se varió la carga mediante la configuración del sistema de carga y freno para corrientes de 10, 14, 18 y 22 amperes repitiendo los pasos desde (4.5) hasta el (4.7) para las distintas cargas respectivas.
4.9
Se abrió la válvula de descarga, cortando el paso de combustible para que dejara de funcionar el motor completamente.
13
V.
RESULTADOS
Tabla 5.1. Potencias producidas, consumos de combustible agua y calor, rendimientos y porcentaje de carga.
Consumo horario combustible (Kg/h) Potencia producida por el grupo (Kw) Rata calorífica del combustible (Kw) Consumo horario específico de calor Consumo horario específico de combustible (Kg/Kw.h) Consumo horario específico de agua (Kg/Kw.h) Consumo horario específico efectivo de combustible (Kg/h.kW) Potencia efectiva (kW) Rendimiento global (%) Rendimiento del motor (%) Potencia al freno (kJ) Porcentaje de carga (%)
Carga 1 2,18571
Carga 2 2,21739
Carga 3 2,428571
Carga 4 2,684210
Carga 5 2,886792
0
0,93530
1,309430
1,683553
2,057676
25,7439
26,117
28,60433
31,61531
34,00137
27,9234
21,84486
18,77892
16,52416
2,37076
1,854677
1,594372
1,402938
358,92
358,92
358,92
358,92
358,92
0
1,97484
1,544946
1,382873
1,216834
0
1,12281
1,571945
1,941038
2,372379
0
0,03581
0,045777
0,053251
0,060517
0
0,04299
0,054954
0,061395
0,069773
0
1,12281
1,571945
1,941038
2,372379
0
38,1097
53,35365
68,59756
83,84146
14
Potencia al freno vs Porcentaje de carga (%) 2,5 2 1,5 1 0,5 0 0
20
40
60
80
100
Figura 5.1 Grafica del comportamiento de la potencia al freno con respecto al porcentaje de carga
Consumo horario especifico de Combustible vs Porcentaje de Carga 2,5 2 1,5 1 0,5 0 0
20
40
60
80
100
Figura 5.2 Grafica del comportamiento del consumo horario de combustible con respecto al porcentaje de carga
15
Rendimiento del motor vs Porcentaje de carga (%) 0,08 0,07 0,06 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 0 0
20
40
60
80
100
Figura 5.3 Grafica del comportamiento del rendimiento del motor con respecto al porcentaje de carga
Comparacion de parametros 3 Potencia al freno 2,5 2 Rendimiento del motor
1,5 1
Consumo horario especifico de combustible
0,5 0 0
20
40
60
80
100
Figura 5.4 Grafica de comparativa de potencia al freno, rendimiento d el motor y consumo horario especifico de combustible con respecto a la potencia producida
16
Consumo horario especifico de calor vs Potencia producida 3 2,5 2 1,5 1 0,5 0 0
0,5
1
1,5
2
2,5
Figura 5.5 Grafica del comportamiento del consumo horario especifico de calor con respecto a la potencia producida
Consumo de combustible vs Potencia Producida 3,5 3 2,5 2 1,5 1 0,5 0 0
0,5
1
1,5
2
2,5
Figura 5.6 Grafica del comportamiento del consumo horario de combustible con respecto a la potencia producida
17
Rendimiento Global vs Potencia producida 2,5 2 1,5 1 0,5 0 0
0,5
1
1,5
2
2,5
-0,5
Figura 5.7 Grafica del comportamiento del rendimiento global del grupo con respecto a la potencia producida
Comparacion de parametros 30 Consumo de combustible
25 20
Rendimiento global
15 10
Consumo horario especifico de calor
5 0 0
1
2
3
Figura 5.8 Grafica de comparativa de consumo de com bustible, rendimiento global y consumo horario especifico de calor con respecto a la potencia producida
18
Figura 5.9 Balance térmico de la unidad
19
VI.
ANÁLISIS DE RESULTADOS
En la tabla 5.1, se muestran todos los parámetros y su variación con respecto a la aplicación del freno electromagnético. Al observar la potencia producida por el grupo, se tiene que este parámetro depende de las variables manipulables del sistema como es el voltaje y el amperaje, y de acuerdo a que una vez que se hace la lectura de estos valores todo el equipo y sus elementos trabajan en conjunto, la eficiencia de la correa y del alternador forman parte de la potencia producida por el grupo. Para la carga 1 se tiene que es cero porque no interviene el freno en ningún sentido; a medida que la carga aumenta, se tiene que, la potencia del grupo aumenta dado a que esta es proporcional a la diferencia de potencial y la intensidad de corriente de trabajo. La rata calorífica tiene tendencia a aumentar por motivo del consumo de combustible. El motor diesel tiende a consumir el combustible en menos tiempo cuando no tiene carga, característica observada en los vehículos, comparando el rendimiento del combustible cuando se realiza un viaje con tan solo el piloto con respecto a cuándo el vehículo está completamente cargado (pasajeros, equipaje, maletas, etc.). En cuanto al rendimiento del motor, se tiene que este depende de la potencia efectiva, la cual no considera las pérdidas por la eficiencia de la correa y del alternador, por lo que el rendimiento del motor siempre será mayor que el global. Al observar la figura 5.1 se resume que, la tendencia de la gráfica es consecuencia de que se comparan dos términos dependientes uno del otro, el aumento de la carga produce una potencia al freno y viceversa. De la figura 5.2 se tiene que, al mencionar el consumo horario especifico, la potencia del grupo forma parte de este consumo de combustible, al inicio de la gráfica se denota que al no haber presencia del freno, no hay potencia efectiva ni potencia de grupo, por lo que no es posible medir el parámetro en estudio; de la carga 2 a la 5 se tiene que el consumo es de tendencia a disminuir de acuerdo a que cuando aumenta la carga, aumenta la potencia de freno y esta última es inversamente proporcional al consumo de combustible. En la figura 5.3 se muestra que el rendimiento del motor de acuerdo al porcentaje de carga; de la carga 2 a la 5, se muestra este comportamiento 20
ascendente por motivo de que el rendimiento del motor es directamente proporcional a la potencia efectiva, y esta última depende de forma directa de la diferencia de potencial e intensidad aplicada en el freno. El rendimiento del motor se pone a prueba para cuando se aplica una carga. En la figura 5.4 se comparan los términos antes mencionados y representados en la figura 5.1, 5.2 y 5.3. En la figura 5.5, el consumo horario específico de calor es otra variable que depende de la potencia efectiva, a pesar que el calor tenga tendencia a aumentar; el término específico lo hace dependiente de la potencia, la cual es inversamente proporcional. De la figura 5.6 se tiene que el consumo aumenta de acuerdo a la potencia producida dado a que para producirla se necesita de más combustible. Los motores requieren de mayor cantidad de combustible a medida que se les exige desempeño, otra forma de referirlo es por medio de la transformación de energía, si existe alta demanda de energía es necesario administrar mayor cantidad de energía no transformada para el sistema. Para la figura 5.7, se detalla que el rendimiento global, es una variable que va en función de la potencia del grupo, la cual es directamente proporcional a la potencia producida, por lo cual resulta el comportamiento de la figura en estudio. La figura 5.8 es un resumen de las 3 mencionadas anteriormente, la cual permite dar a conocer el comportamiento de los parámetros de consumo de combustible, rendimiento global y consumo horario especifico de calor con respecto a la potencia producida. En la figura 5.9 se detalla que, la única energía que entra en el volumen de control, para este caso el motor y todo el conjunto, es la proporcionada por el combustible, el trabajo producido es sacado del sistema por medio de la aplicación del freno electromagnético, por el escape se liberan los gases de la combustión, el agua pierde energía al pasar por el radiador y las pérdidas a causa del ambiente provienen del calor del motor que sede al ambiente cuando este se encuentra en plena operación.
Br. Henry Jesús Ríos H. C.I.: 20.390.450 21
ANÁLISIS DE RESULTADOS 6.1. La tabla 5.1 muestra cuantitativamente los resultados obtenidos en la práctica, entre estos se puede observar que para la misma carga, la potencia al freno es de 1,1228 KJ la cual mayor que la potencia producida por el grupo 0,9353 KW, esto se debe a las pérdidas que se generan tanto en la correa como en el alternador. La potencia al freno representa la potencia disponible en el eje del motor y por esto es la misma que la potencia efectiva. 6.2. En la gráfica de la figura 5.1 y 5.3 se observa como el incremento de la potencia al freno es directamente proporcional al porcentaje de la carga (Con 20% de la carga se tiene aproximadamente 0,5 KJ de potencia al freno y para 40% de carga se tiene aproximadamente 1KJ de potencia al freno), así como el rendimiento del motor tiene un comportamiento casi lineal con respecto a la carga. 6.3. La figura 5.1 refleja como el consumo horario específico de combustible fue incrementando directamente proporcional a la carga desde 0 hasta 40%, luego a medida que el porcentaje de carga fue incrementado desde 40 a aproximadamente 80 dicho consumo fue disminuyendo. 6.4. La gráfica mostrada en la figura 5.4 no es más que una superposición de las anteriores gráficas mostradas en las figuras 5.1, 5.2 y 5.3, con la intención de observar una comparación de los parámetros con respecto a la carga. 6.5. En la figura 5.5 se muestra como al principio el consumo horario específico de calor es mayor (27,9234) para una potencia efectiva producida de 1,1228 KW y a medida que esta va aumentando hasta 2,3723 KW el consumo horario específico de calor hace lo contrario disminuyendo hasta 16,5241, esto debido a que se necesita mucha energía proveniente del combustible lo que genera mayor producción de calor y al aumentar la carga este va disminuyendo. El combustible no proporciona tanta energía en forma de calor al sistema como al principio ya que a medida que aumenta la potencia esta energía se convierte en trabajo producido por el combustible. 6.6. El consumo de combustible aumenta de 2,1857 a 2,8868 a medida que se incrementa la carga, esto es debido a la exigencia de mayor potencia en el sistema como se puede observar en la figura 5.6. 22
6.7. En la figura 5.7 se observa que mientras mayor es la potencia producida por el motor mayor es la eficiencia global aunque la variación de este no es muy significativa (de 0.0358% a .06051%), este aumento de eficiencia es debido a la exigencia de trabajo hacia el motor que hace que la energía proveniente de la combustión del combustible se convierta en trabajo y no en calor.
6.8 La gráfica mostrada en la figura 5.8 al igual que la 5.4 no es más que otra superposición de las gráficas mostradas en las figuras 5.5, 5.6 y 5.7, con la misma intención de comparar los parámetros.
6.9 Finalmente la figura 5.5 muestra el balance térmico de la unidad, donde se observa que toda energía proviene del suministro de calor por combustión, y este es transformado en trabajo mediante la expansión del volumen de control y otras porciones de este son absorbidas por el agua de enfriamiento del motor y por los gases necesarios para el mismo proceso de combustión, los cuales son liberados como gases de escape.
Br.: Arnaldo Martínez C.I.:19.939.196
23
VII. 7.1.
Conclusiones
7.2.
CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES
El consumo de combustible incrementa a medida que se aplican las diferentes cargas del freno electromagnético. El rendimiento global es menor que el rendimiento efectivo dado a que este depende de la eficiencia de la correa y del alternador. El consumo horario específico de combustible depende de la potencia del grupo y por lo tanto, disminuye al incrementar la potencia producida. La potencia efectiva y global no dependen de la carga 1 dado a que no hay diferencia de potencial e intensidad de corriente aplicada al freno.
Recomendaciones
Se requiere de un mayor rango de cargas aplicadas al freno para realizar un estudio más completo del rendimiento de un motor. Contar con un motor de encendido por chispa al cual se le aplicaran las mismas cargas y así establecer diferencias entre el rendimiento. Realizar prácticas variando la velocidad del motor con una misma carga. Hacer un instructivo más completo de los elementos que conforman el sistema, tal que el alumno pueda operar el equipo.
Br. Henry Jesús Ríos H. C.I.: 20.390.450
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CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES 7.1. Se logró determinar las diferentes curvas de funcionamiento del motor Diesel y se realizó el balance térmico de dicho unidad. 7.2. Se explicó el principio de funcionamiento del motor Diesel explicando sus etapas. 7.3. Se nombraron las ventajas y desventajas del motor Diesel con respecto a otros motores de combustión interna. 7.4. Utilizando las fórmulas correspondientes se obtuvieron valores de los distintos parámetros del motor Diesel para poder conocer y explicar cómo influían estos. 7.5. Se conoció y se aprendió satisfactoriamente a operar el equipo experimental de motor Diesel. 7.6. Mientras mayor sea el requerimiento de potencia mayor será la cantidad de combustible necesaria. 7.6. Se podría añadir otro motor de combustión en el laboratorio para comparar experimentalmente los parámetros obtenidos. 7.7. Haciendo un mantenimiento para lograr un mejor funcionamiento, y optimizando los equipos de medición, se podrían obtener resultados más confiables.
Br.: Arnaldo Martínez C.I.:19.939.196 25
VIII.
BIBLIOGRAFÍA
1. Ceac. (2004) “Manual CEAC del automóvil” . Ediciones CEAC, España. 2. Cengel, Y. y Boles, M. (2009) “Termodinámica”. Sexta edición, Editorial McGraw-Hill, México. 3. Potter, M. y Somerton, C. (2004) “Termodinámica para ingenieros Schaum”. Editorial McGraw-Hill, México.
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APÉNDICES APÉNDICE A: MUESTRA DE CÁLCULOS
Cálculo de Consumo horario de combustible:
∗0,85⁄ ∗ 1 ∗ 3600 = 2,18571 ⁄ℎ = ∗ = 100140 1000 1ℎ Donde: V: volumen de combustible consumido [l] t: tiempo [h] ρ: densidad del gas -oil [kg/l]
Cálculo de Potencia producida por el grupo:
= (√ 3 ∗ ∗ ∗ cos∅ = √ 3 ∗ 10 ∗ 120 ∗ 0,45)/1000 = 0,93530 Donde: V: voltaje
[V]
I: intensidad de corriente [A]
Cálculo de Poder calorífico del gas-oil:
3000 = 4,186 ∗6600 + 3000 = 4,186 ∗ 6600 + 0,85 = 42401,71765
27
Cálculo de Rata calorífica de combustible:
∗ 1ℎ = 25,7439 = ∗ = 2,18571 ∗42401,71765 ℎ 3600
Cálculo de Consumo horario específico de calor:
26,117 = 27,923 = = 0,93530
Cálculo de Consumo horario específico de combustible:
2,21739/ℎ = 2,3708 = = .ℎ 0,93530
Cálculo de Consumo horario de agua:
∗ = 6 ∗ 0,997 ∗ 60 = 358,92 = 6 ℎ 1ℎ
Cálculo de Potencia efectiva:
= 1,12280 = ∗ = 0,93530 0,98 ∗ 0,85 Donde: ηc: eficiencia de la correa [adimensional] ηa: eficiencia del alternador
[adimensional]
Cálculo de Consumo horario específico efectivo de combustible:
2,21734 /ℎ = 1,97483 = = .ℎ 1,12280
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Cálculo de Rendimiento global del motor:
= 1,12280 = 0,04299 = 26,117
Cálculo de Rendimiento del grupo:
= 0,93530 = 0,035812 = 26,117
Cálculo de Potencia al freno: Por definición la potencia del grupo es igual a la potencia al freno, la cual es la que se proporciona mediante la corriente eléctrica.
Porcentaje de carga:
10 ∗ 100 = 38,10976% % = ∗100 = 26,24
29
APÉNDICE B: ASIGNACIÓN 1. Considere un ciclo diesel ideal con estándar de aire en donde el estado antes del proceso de compresión es de 95kPa, 290K y la relación de compresión es 20. Considere los calores específicos constantes a la temperatura ambiente. Determinar: (a) Los diagramas P-v y T-s, (b) La temperatura máxima que debe tener el ciclo para que la eficiencia térmica sea 60%, (c) La presión máxima del ciclo, (d) La salida de trabajo neto, (e) Los calores en el ciclo y (f) La presión media efectiva. a) Los diagramas correspondientes al ciclo Diesel se muestran a continuación en la figura B1 y B2:
Figura B1. Diagrama de temperatura en función de la entalpia para un ciclo Diesel.
30
Figura B2. Diagrama de Presión en función del volumen específico para un ciclo Diesel.
b) La temperatura máxima del ciclo para una eficiencia de 60 % requiere de ciertos parámetros previos para obtenerse. De acuerdo a la relación isotrópica para Cv y Cp constantes se tiene la ecuación B1:
2 = 1− 1 2
(B1)
Donde: V1/V2 = 20 K = 1,400 para el aire (Tabla Cengel) T1 = 290 K
Entonces T2 = 961,19 K Si P2 = P3, para la compresión isotrópica de 1-2 se tiene:
2 = 2− 1 1
(B2)
31
Donde: T2 = 961,19 K T1 = 290 K K = 1,400 (Tabla del Cengel) P1 = 95 KPa
Entonces P2 = 6297,42 KPa = P3 = Pmax. A través del siguiente procedimiento, el cual no es el usualmente aplicado dado los datos y características del problema, se determinó la temperatura máxima del ciclo (T3), T4 y el volumen especifico 3. A partir de la siguiente expresión se determinó v1:
= ∗∗ = = ∗ (B3) Donde:
R = 0,287 KJ/Kg. K (Tabla Cengel) T1 = 290 K P1 = 95 KPa
Entonces v1 = 0,876 m 3/Kg. A partir de una relación de gases ideales entre 2-3 se tiene lo siguiente:
2 ∗ 2 = 3∗ 3 → 2 = 3 2 3 2 3 (B4) A través de la expresión de la relación de compresión de r = V1/V2 se determinó el volumen específico 2 (v2):
1 = 20 2 32
(B5) Donde:
v1 = 0,876 m3/ Kg
Entonces v2 = 0,0438 m 3/Kg. Tomando en cuenta la expresión B4 y los datos calculados, se tiene lo siguiente expresión:
= , (B6) A partir de la expresión de la eficiencia térmica se tiene, de forma resumida, lo siguiente:
0,6 = ∗ 3 2 (B7) Y la ecuación:
= ∗ 3 2 ∗4 1 (B8) Se tiene la siguiente ecuación:
,∗ = , + , ∗ (B9) Y por último, para relacionar estas ecuaciones se tiene la siguiente ecuación de la relación de expansión insentrópica de 3-4:
= − (B10)
33
Donde: v1 = v4 = 0,876 m3/Kg K = 1,400 para el aire
Entonces, al combinar esas 3 expresiones en letra negrita (B6, B9 y B10) se tiene la siguiente expresión:
∗3 178,17 ∗ 0,9487 21944,97 = 8821,870,718 ∗3, ∗ 3 (B11) Con esta expresión, se calculó el volumen específico 3, y a partir de ese dato se calculó el resto de los variables señaladas en las 3 expresiones antes mostradas.
v3 = 0,1387 m3/Kg T3 = 3043,78 K T4 = 1456,03 K
c) La presión máxima del ciclo ya se calculó y es 6297,42 KPa. d) El trabajo neto seria el siguiente: Tomando en cuenta la expresión B7, se tiene lo siguiente:
0,6 = ∗ 3 2 Donde:
Cp = 1,005 KJ/Kg.K para el aire (Tabla del Cengel). T3 = 3043,78 K. T2 = 961,19 K.
Entonces Wneto = 1255,8 KJ/Kg e) Para determinar los calores se tiene los siguiente:
34
= ∗ 3 2 Y también:
= ∗ 4 1
(B12)
(B13)
Donde: T1 = 290 K. T2 = 961,19 K. T3 = 3043,78 K. T4 = 1456,03 K. Cv = 0,718 KJ/Kg. K y Cp = 1,005 KJ/Kg. K para el aire
Entonces Qsal = 937,21 KJ/Kg y Qent = 2093 KJ/Kg. f) La presión media efectiva para el ciclo es la siguiente:
= 1 2
(B14)
Donde: v1 = 0,876 m3/Kg. v2 = 0,0438 m3/Kg. Wneto = 1255,8 KJ/Kg.
Entonces la PME = 1509,01 KPa. 2. Las condiciones al comienzo de la comprensión en un ciclo Diesel estándar de aire son P1 = 200 kPa y T1 = 380 K. La relación de compresión es de 20 y la adición de calor por unidad de masa es de 9000kJ/kg. Suponga calores específicos variables con la temperatura. Determine: (a) La temperatura máxima (K), (b) la relación de corte de admisión, (c) El trabajo neto por unidad de masa (kJ/kg), (d) la eficiencia térmica, (e) La presión media efectiva (kPa), y (f) Grafique todas la variables calculadas anteriores (desde (a) hasta (e)) para relaciones de compresión desde 5 hasta 25. (Use las tablas del Cengel). a) Para determinar la temperatura máxima se tiene:
35
Tomando la relación de compresión con el volumen relativo correspondiente a cada volumen se tiene lo siguiente:
2 = 2 1 1 (B15) Donde:
V1/V2 = 20 Vr1 = 343,4 según tabla.
Entonces Vr2 = 17,17 Para la temperatura 2 se tiene lo siguiente: Tabla B1. Interpolación para determinar temperatura vr 17,886 17,17 16,946
T 1120 1140
A través de la interpolación de los valores señalados se tiene que T2 = 1135 K. A partir de esto, no se señalaran las interpolaciones realizadas para evitar el exceso de hojas. De acuerdo a la expresión:
1 = ∗ (B16) Donde:
R = 0,287 KJ/Kg. K para el aire. T1 = 360 K. 36
P1 = 200 KPa.
Entonces v1 = 0,5453 m 3/Kg. Para el volumen especifico 2 sencillamente se tiene que v2 = 0,5453/20 = 0,027 m 3/Kg. Para calcular la Presión 2 se tiene en cuenta la relación de gases ideales y se expresa de la siguiente forma:
2 ∗2 = 1∗ 1 2 1 (B17) Donde: P1 = 200 KPa. v1 = 0,5453 m3/Kg. v2 = 0,027 m3/Kg. T1 = 380 K. T2 = 1135,23 K.
Entonces P2 = 11949,79 KPa. Para esa misma temperatura 2, se obtiene la entalpia 2 a través de un procedimiento de interpolación, y h2 = 1202,02 KJ/Kg. Teniendo en cuenta el calor de entrada de 900 KJ/Kg se tiene lo siguiente:
= ℎ3 ℎ2 (B18) Donde:
Qent = 900 KJ/Kg. h2 = 1202,02 KJ/Kg.
Entonces h3 = 2102,02 KJ/Kg.
37
A partir de h3, se realiza un procedimiento de interpolación para determinar T3, y se tiene que T3 = 1879,57 K. b) Para determinar la relación de cierre de admisión, se tiene que el volumen específico 3 es:
3 = ∗ (B18) Donde:
R = 0,287 KJ/Kg. K. T3 = 1879,57 K. P3 = P2 = 11949,79 KPa.
Entonces v3 = 0,045141 m 3/Kg. Y para la relación seria con la siguiente ecuación:
= 3 2 (B19) Donde:
v2 = 0,027 m3/Kg. v3 = 0,04514 m3/Kg.
Entonces rc = 1,67 c) Para el trabajo neto se tiene que:
= 4 1
(B20) Se tiene que u1 es 271,69 KJ/Kg para el aire a esas condiciones de acuerdo a las tablas del Cengel. Para obtener T4 y u4 se procede a realizar interpolaciones a partir de una relación de volúmenes relativos entre 3 y 4: 38
3 = 3 4 4
(B21)
Donde Vr3 para la temperatura 3, es 3,42 de acuerdo a una interpolación. Con la expresión B21 se determinó que Vr4 = 41,31. Entonces, para u4 y T4 se tiene que, por medio de interpolaciones, u4 = 628,203 KJ/Kg y T4 = 843,95 K. A partir de esto, el calor de salida es 356,51 KJ/Kg. Entonces el Wneto seria:
= 900 (B22) Donde:
Qsal = 356,51 KJ/Kg.
Entonces el Wneto = 543,49 KJ/Kg. d) La eficiencia térmica del ciclo seria la siguiente:
ℎ = (B23) Donde:
Wneto = 543,49 KJ/Kg. Qent = 900 KJ/Kg.
Entonces nth = 60,387 % e) La presión media efectiva para el ciclo seria la siguiente:
39
= 1 2
(B24)
Donde: v1 = 0,5453 m3/Kg. v2 = 0,027 m3/Kg. Wneto = 543,49 KJ/Kg.
Entonces la PME = 1048,6 KPa. f) Para representar los parámetros anteriores por medio de gráficas, variando la relación de compresión de 5 a 25, se tomó la condición de variar los cálculos de 5 en 5 para simplificarlo, por lo que las relaciones de compresión de estudio fueron: 5, 10, 15, 20 y 25. En la tabla B2 se muestran los datos relacionados a los puntos evaluados en la pregunta a hasta la e: Tabla B2. Variación de las características del sistema de acuerdo a la relación de compresión r
T3 (K)
rc
Wneto (KJ/Kg)
5
1484,78
2,11
302,06
33,56
692,48
10
1661,37
1,84
440,68
48,96
897,88
15
1783,72
1,73
504,56
56,06
991,28
20
1879,57
1,67
543,49
60,38
1048,6
25
1959,3
1,61
571,04
63,44
1090,81
Eficiencia PME (KPa) térmica (%)
A partir de esto, se tienen las siguientes graficas:
40
Temperatura máxima del ciclo en función de la relación de compresión 2500
2000
) K ( a r 1500 u t a r e p 1000 m e T 500
0 0
5
10
15
20
25
30
Relación de compresión
Figura B3. Temperatura máxima del ciclo (temperatura 3) en función de la relación de compresión.
Relación de cierre de admisión con respecto a la relación de compresión 2,5
n ó i s i 2 m d a e d 1,5 e r r e i c e 1 d n ó i c a 0,5 l e R 0 0
5
10
15
20
25
30
Relación de compresión
Figura B4. Relación de cierre de admisión en función de la relación de compresión.
41
Trabajo neto con respecto a la relación de compresión 600 500 ) g K / J 400 K ( o t e 300 n o j a b 200 a r T 100 0 0
5
10
15
20
25
30
Relación de compresión
Figura B5. Trabajo neto del ciclo con respecto a la relación de compresión.
Eficiencia térmica del ciclo en función de la relación de compresión 70 60 ) % ( 50 a c i m r 40 é t a i 30 c n e i c i 20 f E 10 0 0
5
10
15
20
25
30
Relación de compresión
Figura B6. Eficiencia térmica de ciclo Diesel con respecto a la relación de compresión.
42
Presión media efectiva en función de la relación de compresión 1200 1000
) 800 a p K ( 600 E M P 400 200 0 0
5
10
15
20
25
30
Relación de compresión
Figura B7. Presión media efectiva en función de la relación de compresión del sistema.
3. En el comienzo del proceso de compresión de un ciclo dual de aire estándar con una relación de compresión de 18:1, la temperatura es de 27ºC y la presión es de 0.1 MPa. La relación de presiones para la parte de volumen constante del proceso de calentamiento es de 1.5:1, mientras que la relación de volúmenes para la parte de presión constante del proceso de calentamiento es de 1.2:1. Suponga calores específicos variables con la temperatura. Dibuje los diagramas P-v y T-s. Determine: (a) Todas la temperaturas y presiones del ciclo, (b) El calor suministrado y cedido en el ciclo, en kJ/kg, (c) El trabajo neto en kJ/kg, 8d) El rendimiento térmico y (e) La presión media efectiva para el ciclo, (Use la tablas del Cengel).
43
Figura B8. Diagrama de temperatura en función de la entalpia para un ciclo dual.
Figura B9. Presión en función del volumen específico para un ciclo Dual.
En la figura B8 y B9 se muestras los diagramas T-s y P-v respectivamente para un ciclo Dual.
44
a) Para determinar todas las temperaturas y presiones del ciclo se procede de la siguiente manera Teniendo una relación de compresión de 18, se busca el vr1 de la tabla del Cengel y de ahí, a partir de la siguiente expresión, se obtiene el vr2:
1 = 1 2 2
(B25)
Donde: Vr1 = 621,2 V1/V2 = 31,06
Entonces Vr2 = 31,06. A partir de esto, se determina T2 por medio de interpolaciones, como se muestra en la siguiente tabla:
Tabla B3. Interpolación para determinar la temperatura 2 T 920
Vr 32,18 31,06 30,22
940
Entonces, T2 = 931,43 K. A partir de esto, no se mostraran las tablas correspondientes a cada interpolación para no utilizar tantas hojas, tal cual como se hizo en el ejercicio pasado. Se procede a determinar v1 por medio de la siguiente expresión:
1 = ∗ (B26)
45
Donde:
R = 0,287 KJ/Kg. K. T1 = 300 K. P1 = 100 Kpa.
Entonces v1 = 0,861 m 3/Kg. Con estos y a partir de la relación de compresión de V1/V2 = 18, se tiene que v2 = 0,04783 m 3/Kg. v2 = vx para el ciclo, lo cual se muestra en la figura B9. A partir de esto, aplicando la ecuación B26 sabiendo que T2 = 931,43 K, v2 = 0,04783 m 3/Kg y R = 0,287 KJ/Kg. K, se determina P2, y se tiene que P2 = 5588,97 KPa. Para determinar la temperatura de Tx, se tiene la relación de gases ideales como se muestra a continuación:
2 ∗ 2 = 3∗ 3 2 3 (B27) Donde:
P3 = Px Px/P2 = 1,5 de acuerdo a la relación de presiones del calor de admisión a volumen constante. T2 = 931,43 K.
Entonces Tx = 1397,145 K. Ahora, considerando la relación de presión antes mencionada, Px = 8383,46 KPa. A partir de la relación de cierre de admisión, de V3/V2 = 1,2, se calcula v3 = 0,05739 m 3/Kg. Tomando la ecuación B26 aplicada al punto 3 del ciclo y se calcula T3:
46
3 = 3 ∗ 3 Donde:
v3 = 0,05739 m3/Kg. P3 = 8383,46 KPa. R = 0,287 KJ/Kg. K. según tabla.
Entonces T3 = 1676,89 K. Teniendo en cuenta la expansión isentrópica de 3 a 4, previamente se hace una combinación de la relación de compresión con la relación de cierre de admisión de la forma como se muestra a continuación:
4 = 1 = 2 2 (B28) Y para la de cierre de admisión:
= 3 2 (B29) Combinando estas expresiones se tiene lo siguiente de acuerdo a las variables que se necesitan calcular:
4 = 15 3 (B30) A partir de esto, teniendo que T3 = 1676,39 K se determina por medio de interpolaciones que Vr3 = 4,985. A partir de la relación de volúmenes relativos entre 3 y 4, como se muestra a continuación:
47
4 = 4 3 3
(B31)
Donde:
Vr3 = 4,985 V4/V3 = 15
Se tiene entonces que Vr4 = 7,4775. Con este valor, se determina T4 por interpolación y se tiene que T4 = 1479,43 K. La presión en el punto 4 se determina por medio de la ecuación B26 de acuerdo a las condiciones de estudio, donde T4 = 1479,43 K, R = 0,287 KJ/Kg. K y v1 = v4 = 0,861 m 3/Kg, se tiene que P4 = 493,14 KPa. b) Para el calor de entrada se tiene que, el calor de entrada 1 es por volumen constante y se hace por energía interna, y el calor de entrada 2 se hace por presión constante con entalpia, como se muestra a continuación:
1 = 2 2 = ℎ3 ℎ2
(B32) (B33)
ux se determina por medio de que Tx = 1397,145 K y, por medio de interpolaciones se tiene que ux = 1110,91 KJ/Kg. Para u2 se tiene que T2 = 931,43 K y a través de interpolaciones con la tabla del Cengel se tiene que u2 = 700,88 KJ/Kg. Para h3 se tiene que T3 = 1676,39 K, por medio de interpolaciones se tiene que h3 = 1851,07 KJ/Kg. De la misma forma, con T2= 931,43 K se calcula h2 por medio de interpolaciones y se tiene que h2 = 968,26 KJ/Kg.
48
Entonces a partir de las ecuaciones B32 y B33 se tiene que Qent1 = 410,03 KJ/Kg y Qent2 = 882,81 KJ/Kg. Entonces, la sumatoria de estos es el calor de entrada y es, Qent = 1292,84 KJ/Kg. c) El trabajo neto se determina por el cambio de energía interna entre los puntos 4 y 1, de siguiente forma:
= 4 1
(B34)
Donde: u1 = 214,07 KJ/Kg para 300 K. u4 = 1186,42 KJ/Kg para T4 = 1479,43 (se obtuvo a través de interpolaciones con la tabla del Cengel).
Entonces Qsal = 972,35 KJ/Kg. Para el trabajo neto seria Wneto = 1292,84 – 972,35 = 320,49 KJ/Kg. d) La eficiencia se determina a través de la siguiente expresión:
ℎ =
(B35)
Donde: Wneto = 320,49 KJ/Kg. Qent = 1292,84 KJ/Kg.
Entonces la eficiencia térmica es de 24,79 %. e) La presión media efectiva se calcula a través de la siguiente ecuación:
= 1 2
(B36)
Donde: v1 = 0,861 m3/Kg. v2 = 0,04783 m3/Kg. Wneto = 320,49 KJ/Kg.
49
Entonces la PME = 394,12 KPa.
50
APÉNDICE C: ANEXOS
Figura C1. Motor Diesel utilizado en el experimento [fuente: Henry Ríos].
Figura C2. Vista lateral del motor Diesel utilizado en la práctica [fuente: Henry Ríos].
51
Figura C3. Termómetro de la temperatura de salida del agua del motor [fuente: Arnaldo Martínez].
52
