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Termodinámica Técnica Fundamentos

Alexánder Gómez

Capítulo 5.: Ciclos de potencia con motores de

combustión interna Bogotá, D.C., 2011

Contenido 5.0 Introducción 5.1 Ciclos Otto ideal y real 5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto 5.3 Ciclos Diesel ideal y real 5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel 5.5 Análisis termodinámico del ciclo Seiliger o dual 5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI* 5.7 Motores de combustión interna rotativos (Wankel) 5.8 Resumen * MCI: Motores de combustión interna

5.0 Introducción Primera ley de la termodinámica: principio de conservación de la masa y la energía Æ Criterio cuantitativo Propiedades termodinámicas de la materia Economía

Ecología Energía primaria

Procesos de transformación

Energía útil Energía final Disipación

Usos no energéticos y disipación

Tecnología Maquinaria y equipos de transformación Segunda ley de la termodinámica: asimetría de la transformación de la masa y la energía Æ Criterio cualitativo

5.0 Introducción Generación de potencia

Combustión interna

Combustión externa

Operación con gas

Turbinas JouleBrayton

Motores Otto

Seiliger Diesel o dual Ciclos de MCI

Operación con vapor

Motores

Turbinas

Stirling

ClausiusRankine

5.0 Introducción Los motores de combustión interna – MCI funcionan por medio de movimiento alternativo. Sus aplicaciones principales son: 1.Transporte: • Automóviles • Camiones • Aviones pequeños • Barcos 2. Generación de potencia eléctrica (y energía térmica) para aplicaciones de baja escala (hasta MW).

5.0 Introducción Motor monocilindro Daimler, 1886 •Volumen: 462 cm3 •Potencia: 0,8 kW •A la velocidad de giro: 650 rpm •Peso: 92 kg

Primer motor de combustión interna con operación a alta velocidad funcionando con gasolina (patente del año 1885).

5.0 Introducción

Daimler, 1889

5.0 Introducción

5.0 Introducción

5.0 Introducción

Motor de avión Siemens & Halske Sh5, 1923 (ca. 60 kW; 124 kg)

5.0 Introducción

5.0 Introducción

5.0 Introducción Motor Diesel mono-cilindro MAN,

•Año: 1921 •Potencia: 16 kW •Peso: 5 t

Después de la Primera Guerra Mundial se extiende el uso de los motores con encendido por compresión o Diesel.

5.0 Introducción

5.0 Introducción Segunda Guerra Mundial: MCI operando con gas obtenido por la gasificación de biomasa

5.0 Introducción

5.0 Introducción

5.0 Introducción

5.0 Introducción

5.0 Introducción

5.0 Introducción Motores de combustión interna Encendidos por chispa: Motor Otto

Encendidos por compresión: Motor Diesel

Ciclo Otto

Ciclo Diesel

Ciclo Seiliger (o dual)

5.0 Introducción 1. Dosificación y preparación (aire4. Liberación de energía térmica 5. Variación volumétrica

combustible)

2. Formación de la mezcla 3. Encendido

6. Transformación del movimiento

5.0 Introducción 1. Dosificación y preparación (aire4. Liberación de energía térmica 5. Variación volumétrica

combustible)

2. Formación de la mezcla 3. Encendido

6. Transformación del movimiento

5.0 Introducción

5.0 Introducción

5.0 Introducción • Punto muerto superior (PMS) : pistón en la parte superior de su carrera. • Punto muerto inferior (PMI): pistón en la parte inferior de su carrera. • Volumen de desplazamiento: Vd = VPMS-VPMI • Carrera: distancia entre el PMS y el PMI. • Diámetro o calibre del cilindro. • Relación (volumétrica) de compresión:

V max V PMI rv = = V min V PMS

5.1 Ciclos Otto ideal y real • Combustible: gasolina • La mezcla de aire-combustible se comprime hasta una temperatura inferior a la temperatura de autoencendido del combustible. • La combustión se inicia por el encendido de una bujía (‘combustión externa, no propia’). • La compresión está limitada por el inicio del autoencendido (problema del ‘pistoneo’). • Las relaciones (volumétricas de compresión normales son de 7 a 10.

5.1 Ciclos Otto ideal y real • Combustible: gasolina • La mezcla de aire-combustible se comprime hasta una temperatura inferior a la temperatura de autoencendido del combustible. • La combustión se inicia por el encendido de una bujía (‘combustión externa, no propia’). • La compresión está limitada por el inicio del autoencendido (problema del ‘pistoneo’). • Las relaciones (volumétricas de compresión normales son de 7 a 10.

5.1 Ciclos Otto ideal y real

PMS

PMI

5.1 Ciclos Otto ideal y real

PMS

PMI

5.1 Ciclos Otto ideal y real

PMS

PMI

5.1 Ciclos Otto ideal y real 3

qent

3

s= cte

2

2

s= ct e

4

4

1

1 PMS

PMI

a

qsal

b

1-2 Compresión isoentrópica 2-3 Adición de calor a volumen constante 3-4 Expansión isentrópica 4-1 Rechazo de calor a volumen constante

5.1 Ciclos Otto ideal y real 3 3

qent

c te = v s= cte

2 s= ct e

went

4

1 a

wsal

2

b

qsal

4

v=cte

1

b

a

1-2 Compresión isoentrópica 2-3 Adición de calor a volumen constante 3-4 Expansión isoentrópica 4-1 Rechazo de calor a volumen constante

5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto Suposiciones (simplificaciones): • Inicialmente se realiza el análisis por la primera ley para cada etapa del ciclo. • Se considera un sistema cerrado en estado estacionario. • Los cambios en las energías cinética y potencial del fluido se consideran despreciables. • Las pérdidas de presión en la entrada, combustión y escape de los gases se consideran despreciables. • No se consideran pérdidas por fricción entre el pistón y el cilindro.

5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto Balance de energía de ciclos en estado estacionario:

& & E E − ∑ entrada ∑ salida

Δ E sistema =0 = Δt

qent − qsal + ( wneto ) = 0

qent − qsal = −( wneto )

5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto Primera ley para sistemas cerrados estacionarios: 3

qent s= cte

q ent = u 3 − u 2

2 s= ct e

4

1 a

b

qsal

q sal = u 4 − u1

− ( wneto ) = q ent − q sal = (u 3 − u 2 ) − (u 4 − u1 )

5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto

η th, Otto

utilidad = requerimie ntos

Para un ciclo de potencia de MCI - Otto: Utilidad: trabajo neto de salida Requerimientos: calor de entrada (por el combustible)

η th,Otto =

wneto qent

qent − qsal qsal = = 1− q&ent qent

5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto La eficiencia térmica del ciclo es:

η th, Otto =

wneto q ent

η th, Otto

( u 3 − u 2 ) − ( u 4 − u1 ) = (u 3 − u 2 ) ( u 4 − u1 ) = 1− (u 3 − u 2 )

Con las suposiciones del ciclo de aire frío estándar:

η th, Otto

T4 − T1 = 1− T3 − T2

5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto En los procesos isoentrópicos (1-2) y (3-4) se tiene:

T2 ⎛ v1 ⎞ = ⎜⎜ ⎟⎟ T1 ⎝ v2 ⎠

k −1

= rv

k −1

y

T4 ⎛ v3 ⎞ = ⎜⎜ ⎟⎟ T3 ⎝ v4 ⎠

k −1

=

1 rv

k −1

Los procesos (2-3) y (4-1) son a volumen constante:

v2 = v3

η th, Otto

y

v4 = v1

T4 − T1 = 1− T3 − T2

T2 T3 = T1 T4 ⎛ T4 ⎞ 1 ⎜ −1 ⎟ 1 T1 ⎜ T1 ⎟ = 1− 1 = − k −1 T2 ⎜ T3 − 1 ⎟ rv ⎜T ⎟ ⎝ 2 ⎠

5.2 Análisis termodinámico del ciclo Otto

η th,Otto = 1 −

1 rv

k −1

5.3 Ciclos Diesel ideal y real • Combustible: diésel (menos refinado y menos costoso que la gasolina). • Se comprime aire únicamente hasta una temperatura mayor que la temperatura de autoencendido del combustible . • La combustión se inicia cuando entra en contacto el combustible inyectado con el aire comprimido a alta temperatura. • Se reemplaza el sistema de encendido del motor Otto por el sistema de inyección del combustible diésel. • Las relaciones de compresión normales oscilan entre 12-24.

5.3 Ciclos Diesel ideal y real • Combustible: diésel (menos refinado y menos costoso que la gasolina). • Se comprime aire únicamente hasta una temperatura mayor que la temperatura de autoencendido del combustible . • La combustión se inicia cuando entra en contacto el combustible inyectado con el aire comprimido a alta temperatura. • Se reemplaza el sistema de encendido del motor Otto por el sistema de inyección del combustible diésel. • Las relaciones de compresión normales oscilan entre 12-24.

5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel Balance de energía de ciclos en estado estacionario:

& & E E − ∑ entrada ∑ salida

Δ E sistema =0 = Δt

(qent − q&sal ) + wneto = 0

− wneto = qent − qsal

5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel Primera ley para sistemas cerrados estacionarios:

q ent + w23 = (u 3 − u 2 ) ⇒ q ent = (u 3 − u 2 ) − [− p ( v3 − v 2 ) ] q ent = h3 − h2

qent 2

3

s= cte cte s=

4 qsal 1 b

q sal = u 4 − u1

− wneto = q ent − q sal = ( h3 − h2 ) − (u 4 − u1 )

5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel

η th, Diesel

utilidad = requerimie ntos

Para un ciclo de potencia de MCI-Diesel: Utilidad: trabajo neto de salida Requerimientos: calor de entrada (combustible)

η th,Diesel =

wneto qent

qent − qsal qsal = = 1− qent qent

5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel La eficiencia térmica del ciclo Diesel es:

η th, Diesel =

wneto q ent

( h3 − h2 ) − (u 4 − u1 ) u 4 − u1 = = 1− h3 − h2 ( h3 − h2 )

Con las suposiciones del ciclo de aire frío estándar:

η th, Diesel

T4 − T1 = 1− k (T3 − T2 )

5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel wsal

qent

3

wsal

2

cte = p

3

4

2

s= cte

v= cte

cte s=

went 4 qsal 1 b

1-2 Compresión isoentrópica 3-4 Expansión isoentrópica

1 a

b

2-3 Adición de calor a p = cte. 4-1 Rechazo de calor a V = cte.

5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel

s3 − s 2 = s 4 − s1 wsal

3

wsal

cte = p

4

2

⎛ T3 s3 − s 2 = c p ln ⎜⎜ ⎝ T2

⎞ ⎛ T3 ⎟⎟ = kc v ln ⎜⎜ ⎠ ⎝ T2

Se obtiene:

k

1 a

b

⎞ ⎟⎟ ⎠

Variación de entropía para proceso reversible a v=cte:

⎛ T4 s 4 − s1 = c v ln ⎜⎜ ⎝ T1

v= cte

went

Variación de entropía para un proceso reversible a p=cte:

⎛ T3 ⎞ T4 ⎜⎜ ⎟⎟ = T1 ⎝ T2 ⎠

⎞ ⎟⎟ ⎠

5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel Se define un factor para la variación volumétrica debida al suministro de calor, como la relación volumétrica de corte de admisión:

V3 v3 rvc = = V2 v2

qent 2

3

Debido a p=constante: s=

T3 V3 = = rvc T2 V2

cte cte s=

4 qsal 1 b

Y para procesos isoentrópicos:

T2 ⎛ V1 ⎞ = ⎜⎜ ⎟⎟ T1 ⎝ V 2 ⎠

k −1

= rv

k −1

5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel Aplicando las definiciones y relaciones anteriores, se tiene:

η th, Diesel

⎞ ⎛ T4 T1 ⎜⎜ − 1 ⎟⎟ T1 T4 − T1 ⎠ ⎝ = 1− = 1− k (T3 − T2 ) ⎞ ⎛ T3 kT 2 ⎜⎜ − 1 ⎟⎟ ⎠ ⎝ T2

η th,Diesel

1 ⎡ rvc − 1 ⎤ = 1 − k −1 ⎢ ⎥ rv ⎣ k (rvc − 1) ⎦

T4 ⎛ T3 ⎞ = ⎜⎜ ⎟⎟ T1 ⎝ T2 ⎠

k

T3 V3 = = rvc T2 V2

k

T2 T1

k −1

⎛ V1 ⎞ = ⎜⎜ ⎟⎟ ⎝ V2 ⎠

= rv

k −1

5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel

rc: relación de corte (para κ=1,4)

η th,Diesel

1 ⎡ rc − 1 ⎤ = 1 − k −1 ⎢ ⎥ rv ⎣ k (rc − 1) ⎦ k

5.4 Análisis termodinámico del ciclo Diesel rv: relación de compresión volumétrica (para κ=1,4) Otto

η th,Diesel

1 ⎡ rc − 1 ⎤ = 1 − k −1 ⎢ ⎥ rv ⎣ k (rc − 1) ⎦ k

5.5 Análisis termodinámico del ciclo Seiliger o Dual qent

qent

3

wsal

4

4

c te = p 2

wsal

3 e ct s=

s= cte

c te = v

5

2 5 1

cte v=

went qent 1

• El ciclo Seiliger o dual es, entre los ciclos ideales, el que mejor describe los motores de combustión interna modernos. • Se consideran procesos de adición de calor a v = cte. y p = cte. • Se conoce también como ciclo semi-diesel.

5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI Para la misma relación de compresión:

η th, Diesel < η th, Otto Para la misma temperatura de proceso:

η th, Diesel

u 4 − u1 u 4 − u1 = 1− = 1− h3 − h2 p ( v3 − v 2 ) + (u 3 − u 2 ) ( u 4 − u1 ) η th, Otto = 1 − (u 3 − u 2 )

η th, Otto < η th, Diesel

5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI Las eficiencias reales máximas se obtienen para la operación de los MCI a cargas altas:

η th - real, Otto, max ≈ 38 %

η th - real, Diesel, max ≈ 43 % Las eficiencias reales generales oscilan en el intervalo:

η th - general; MCI ≈ 15 − 25 %

5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI Del 100 % de la energía química contenida en el combustible, se tienen las siguientes fracciones de energía disipada en los MCI: aprox. 32 % : debido al medio de enfriamiento aprox. 33 %: debido a los gases de combustión aprox. 3 %: debido al calor por radiación aprox. 7 %: debido a la fricción

Se obtiene aproximadamente el 25 % de la energía química disponible como energía mecánica.

5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI Dos factores principales de desarrollo de los MCI: 1. Disminuir emisiones 2. Disminuir consumo de combustibles 2.1 Disminuir masa del auto; mejorar aerodinámica; disminuir fricción entre ruedas-piso 2.2. Mejorar mecanismos de transmisión 2.3 Mejorar la eficiencia (térmica) del motor 2.3.1 Reducir pérdidas en los gases de combustión 2.3.2 Reducir pérdidas de energía térmica debido al enfriamiento

5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI

η efectiva, MCI η th, interna

η th, ideal

η th, desempeño

η mecanica

Proceso ideal (comparativo)

Proceso ‘real’ (indicado p-v)

Fricción / transmisión

m& cb H inf

Pideal

Pinterna

Pefc = Pint − Pfric = ( Pideal ⋅η th, desempeño ) − Pfric

Pefectiva

Pfric = ( m& c H u ) ⋅η efc

η efc = η th, int ⋅η mec = η th, ideal ⋅η th, desp ⋅η mec

5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI El trabajo neto producido por un ciclo se puede suponer como el producto de una presión media y un volumen desplazado. Presión media efectiva (PME): es una presión promedio aparente, que si actuara sobre el pistón durante la carrera de potencia total, produciría la misma potencia que la que produce la máquina real:

[

W neto ≡ − p m

(V

efc carrera Análisis y modelos termodinámicos detallados de los MCI se encuentran por ejemplo en [1].

)

]

5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI

[

W neto ≡ − p m ef c (Vcarrera )

pm efc

1 = Vcarr

pdV ∫

]

5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI

Turbocargador Fuente: www.unoturbo.com.ar

5.6 Optimización térmica de los ciclos de MCI

5.7 MCI rotativos: motor Wankel

5.7 MCI rotativos: motor Wankel

5.7 MCI rotativos: motor Wankel

5.7 MCI rotativos: motor Wankel

5.7 MCI rotativos: motor Wankel

5.A Perspectivas de I+D

5.A Perspectivas de I+D

5.8 Resumen • Se han analizado los ciclos ideales que representan el funcionamiento de los motores de combustión interna encendidos por chispa (ciclo Otto, que considera la combustión instantánea a volumen constante) y encendidos por compresión de la mezcla de aire y combustible (ciclo Diesel, que considera la combustión instantanea a presión constante). También se analiza el ciclo ideal Seiliger o dual, que representa de mejor manera la operación real de los motores de combustión interna al considerar que la combustión ocurre parcialmente a volumen y a presión constantes. • La eficiencia térmica de los ciclos Otto depende directamente de la relación de compresión (volumétrica) del combustible en el sistema pistón-cilindro. Esta relación de compresión está limitada hasta valores del orden de 10 debido al problema de autoencendido del combustible, que ocasiona ondas de presión elevadas (o pistoneo).

5.8 Resumen • La eficiencia térmica de los ciclos Diesel depende de las relaciones de compresión (volumétrica) y de la relación volumétrica de corte. Esta última se refiere a la relación volumétrica alcanzada para la combustión del combustibles a presión constante. Para una relación de compresión (volumétrica) dada, el aumento de la relación volumétrica de corte ocasiona la disminución de la eficiencia térmica del ciclo. Los MCI Diesel permiten relaciones de compresión volumétricas mayores que los MCI Otto, siendo del orden de 20. • La eficiencia térmica de los motores Otto es mayor que la correspondiente a los motores Diesel para la misma relación de compresión. Para la misma temperatura de operación del proceso, la eficiencia térmica de los motores Diesel es superior que la correspondiente a los motores Otto. • En la actualidad el mejoramiento de la eficiencia térmica de los MCI se centra en la disminución de pérdidas de calor en los gases de combustión y en los procesos de enfriamiento del motor. Estas medidas permiten disminuir el consumo de combustibles y, con ello, las emisiones generadas en los procesos de combustión.

Bibliografía [1] Pischinger, R.; Klell, M.; Sams, T.: Thermodynamik der Verbrennungskraft-maschine. Berlin: Springer, 2002.

¡Gracias por su atención! ¿ Preguntas ? Alexánder Gómez [email protected]