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Ciclo Diesel – Procesos

En un ciclo Diesel ideal, el sistema que ejecuta el ciclo se somete a una serie de cuatro procesos: dos procesos isentrópicos (adiabáticos reversibles) alternados con un proceso isocrórico y un proceso isobárico.

• 

  Compresión isentrópica (carrera de compresión): el aire se comprime adiabáticamente desde el estado 1 al estado 2, a medida que el pistón se mueve desde el punto muerto inferior al punto muerto superior. Los alrededores trabajan con el gas, aumentando su energía interna (temperatura) y comprimiéndolo. Por otro lado, la entropía permanece sin cambios. Los cambios en los volúmenes y su relación ( V ₁ / V ₂ ) se conocen como la relación de compresión.

• Expansión isobárica (fase de ignición): en esta fase (entre el estado 2 y el estado 3) hay una transferencia de calor a presión constante (modelo idealizado) al aire desde una fuente externa (combustión del combustible inyectado) mientras el pistón se mueve hacia el V ₃ . Durante el proceso de presión constante, la energía ingresa al sistema a medida que se _agrega calor Q , y una parte del trabajo se realiza moviendo el pistón.
• Expansión isentrópica (golpe de poder): el gas se expande adiabáticamente desde el estado 3 al estado 4, a medida que el pistón se mueve desde V ₃ hasta el punto muerto inferior. El gas funciona en el entorno (pistón) y pierde una cantidad de energía interna igual al trabajo que abandona el sistema. Nuevamente, la entropía permanece sin cambios. La relación de volumen ( V ₄ / V ₃ ) se conoce como la relación de expansión isentrópica.
• Descompresión isocórica (carrera de escape) : en esta fase, el ciclo se completa con un proceso de volumen constante en el que el calor se rechaza del aire mientras el pistón está en el punto muerto inferior. La presión de gas de trabajo cae instantáneamente desde el punto 4 al punto 1. La válvula de escape se abre en el punto 4. La carrera de escape se produce directamente después de esta descompresión. A medida que el pistón se mueve desde el punto muerto inferior (punto 1) al punto muerto superior (punto 0) con la válvula de escape abierta, la mezcla gaseosa se ventila a la atmósfera y el proceso comienza de nuevo.

Durante el ciclo Diesel, el pistón realiza el trabajo en el gas entre los estados 1 y 2 ( i compresión sentrópica ). El gas en el pistón realiza el trabajo entre las etapas 2 y 3 ( i adición de calor sobárico ) y entre las etapas 2 y 3 ( i expansión sentrópica ). La diferencia entre el trabajo realizado por el gas y el trabajo realizado sobre el gas es el trabajo neto producido por el ciclo y corresponde al área encerrada por la curva del ciclo. El trabajo producido por el ciclo multiplicado por la velocidad del ciclo (ciclos por segundo) es igual a la potencia producida por el motor Diesel.

Ciclo diésel – pV, diagrama Ts

Los ciclos de diesel a menudo se trazan en un diagrama de presión-volumen (diagrama pV) y en un diagrama de temperatura-entropía (diagrama Ts).

Cuando se traza en un diagrama de volumen de presión , el proceso isobárico sigue la línea isobar para el gas (las líneas horizontales), el proceso isocrórico sigue la línea isocrórica para el gas (la línea vertical), los procesos adiabáticos se mueven entre estas líneas y el área delimitada por la ruta completa del ciclo representa el trabajo total que se puede hacer durante un ciclo.

El diagrama de temperatura-entropía ( diagrama Ts) en el que el estado termodinámico se especifica mediante un punto en un gráfico con entropía específica (s) como eje horizontal y temperatura absoluta (T) como eje vertical. Los diagramas Ts son una herramienta útil y común, particularmente porque ayuda a visualizar la transferencia de calor durante un proceso. Para procesos reversibles (ideales), el área bajo la curva Ts de un proceso es el calor transferido al sistema durante ese proceso.

Motor diesel de cuatro tiempos

Los motores diésel se pueden diseñar como ciclos de dos o cuatro tiempos. El motor diesel de cuatro tiempos es un motor de combustión interna (IC) en el que el pistón completa cuatro tiempos separados mientras gira un cigüeñal. Un golpe se refiere al recorrido completo del pistón a lo largo del cilindro, en cualquier dirección. Por lo tanto, cada carrera no corresponde a un solo proceso termodinámico dado en el capítulo Ciclo Diesel – Procesos.

El motor de cuatro tiempos comprende:

• 

  la carrera de admisión: el pistón se mueve desde el punto muerto superior (TDC) al punto muerto inferior (BDC) y el ciclo pasa los puntos 0 → 1. En esta carrera, la válvula de admisión está abierta mientras el pistón introduce aire (sin combustible) en el cilindro produciendo presión de vacío en el cilindro a través de su movimiento hacia abajo.

• la carrera de compresión: el pistón se mueve desde el punto muerto inferior (BDC) al punto muerto superior (TDC) y el ciclo pasa los puntos 1 → 2. En esta carrera, las válvulas de admisión y escape están cerradas, lo que da como resultado una compresión de aire adiabática (es decir, sin transferencia de calor hacia o desde el medio ambiente). Durante esta compresión, el volumen se reduce, la presión y la temperatura aumentan. Al final de esta carrera, se inyecta combustible y se quema en el aire caliente comprimido. Al final de este golpe, el cigüeñal ha completado una revolución completa de 360 ​​grados.
• la carrera de potencia: el pistón se mueve desde el punto muerto superior (TDC) al punto muerto inferior (BDC) y el ciclo pasa los puntos 2 → 3 → 4. En esta carrera, las válvulas de admisión y escape están cerradas. Al comienzo de la carrera de potencia, se produce una combustión casi isobárica entre 2 y 3. En este intervalo, la presión permanece constante ya que el pistón desciende y el volumen aumenta. A las 3 se completa la inyección de combustible y la combustión, y el cilindro contiene gas a una temperatura más alta que a 2. Entre 3 y 4, este gas caliente se expande, de nuevo aproximadamente adiabáticamente. En esta carrera, el pistón se conduce hacia el cigüeñal, el volumen aumenta y el trabajo en el pistón lo realiza.
• La carrera de escape. El pistón se mueve desde el punto muerto inferior (BDC) al punto muerto superior (TDC) y el ciclo pasa los puntos 4 → 1 → 0. En esta carrera, la válvula de escape está abierta mientras el pistón extrae los gases de escape de la cámara. Al final de este golpe, el cigüeñal ha completado una segunda revolución completa de 360 ​​grados.

Tenga en cuenta que: en un caso ideal, la expansión adiabática debe continuar, hasta que la presión caiga a la del aire circundante. Esto aumentaría la eficiencia térmica de dicho motor, pero esto también causa dificultades prácticas con el motor. Simplemente el motor tendría que ser mucho más grande.

Comparación de ciclos diésel reales e ideales

En este artículo se muestra un ciclo Diesel ideal en el que hay muchos supuestos que difieren del ciclo Diesel real . Las principales diferencias entre el motor Diesel real e ideal aparecen en la figura. En realidad, el ciclo ideal no ocurre y hay muchas pérdidas asociadas con cada proceso. Para un ciclo real, la forma del diagrama pV es similar al ideal, pero el área (trabajo) encerrada en el diagrama pV siempre es menor que el valor ideal. El ciclo ideal de Diesel se basa en los siguientes supuestos:

• Ciclo cerrado : la mayor diferencia entre los dos diagramas es la simplificación de las carreras de admisión y escape en el ciclo ideal. En la carrera de escape, el calor Q _{a cabo} se expulsa al medio ambiente (en un motor real, las hojas de gas del motor y se sustituye por una nueva mezcla de aire y combustible).
• Adición de calor isobárico . En motores reales, la adición de calor nunca es isobárica.
• Sin transferencia de calor
  • Compresión: el gas se comprime adiabáticamente del estado 1 al estado 2. En los motores reales, siempre hay algunas ineficiencias que reducen la eficiencia térmica.
  • Expansión. El gas se expande adiabáticamente desde el estado 3 al estado 4.
• Combustión completa de la mezcla.
• Sin trabajo de bombeo . El trabajo de bombeo es la diferencia entre el trabajo realizado durante la carrera de escape y el trabajo realizado durante la carrera de admisión. En ciclos reales, hay una diferencia de presión entre las presiones de escape y de entrada.
• Sin pérdida por purga . La pérdida por purga es causada por la apertura temprana de las válvulas de escape. Esto da como resultado una pérdida de producción de trabajo durante la carrera de expansión.
• Sin pérdidas por golpe . La pérdida por soplado es causada por la fuga de gases comprimidos a través de anillos de pistón y otras grietas.
• Sin pérdidas por fricción .

Estos supuestos y pérdidas simplificadores conducen al hecho de que el área cerrada (trabajo) del diagrama pV para un motor real es significativamente menor que el tamaño del área (trabajo) encerrada en el diagrama pV del ciclo ideal. En otras palabras, el ciclo ideal del motor sobreestimará el trabajo neto y, si los motores funcionan a la misma velocidad, una mayor potencia producida por el motor real en aproximadamente un 20% (de manera similar al caso del motor Otto).

Relación de compresión – Motor Otto

La relación de compresión , CR , se define como la relación del volumen en el punto muerto inferior y el volumen en el punto muerto superior. Es una característica clave para muchos motores de combustión interna. En la siguiente sección, se mostrará que la relación de compresión determina la eficiencia térmica del ciclo termodinámico usado del motor de combustión. En general, se desea tener una alta relación de compresión, ya que permite que un motor alcance una mayor eficiencia térmica.

Por ejemplo, supongamos un ciclo Otto con una relación de compresión de CR = 10: 1. El volumen de la cámara es de 500 cm³ = 500 × 10 ^-6 m ³ (0.5l) antes de la carrera de compresión. Para este motor un ll requiere volúmenes son conocidos:

• V ₁ = V ₄ = V _máx = 500 × 10 ^-6 m ³ (0.5l)
• V ₂ = V ₃ = V _min = V _max / CR = 55,56 × 10 ^-6 m ³

Tenga en cuenta que (V _max – V _min ) x número de cilindros = desplazamiento total del motor.

Ejemplos de relaciones de compresión: gasolina versus diesel

• La relación de compresión en un motor de gasolina generalmente no será mucho mayor que 10: 1 debido a un potencial golpe del motor (autoencendido) y no menor a 6: 1 .
• Un Subaru Impreza WRX turboalimentado tiene una relación de compresión de 8.0: 1 . En general, los motores turboalimentados o sobrealimentados ya tienen aire comprimido en la entrada de aire, por lo tanto, generalmente están construidos con una relación de compresión más baja.
• Un motor Honda S2000 estándar (F22C1) tiene una relación de compresión de 11.1: 1 .
• Algunos motores deportivos deportivos pueden tener una relación de compresión de hasta 12.5: 1 (por ejemplo, Ferrari 458 Italia).
• En 2012, Mazda lanzó nuevos motores de gasolina bajo la marca SkyActiv con una relación de compresión de 14: 1 . Para reducir el riesgo de golpe del motor, el gas residual se reduce mediante el uso de sistemas de escape del motor 4-2-1 , implementando una cavidad de pistón y optimizando la inyección de combustible.
• Los motores Diesel tienen una relación de compresión que normalmente supera 14: 1 y también son comunes relaciones superiores a 22: 1.

Eficiencia térmica para ciclo diésel

En general, la eficiencia térmica , η _º , de cualquier motor de calor se define como la relación de la obra lo hace, W , para el calor de entrada a la alta temperatura, Q _H .

La eficiencia térmica , η _th , representa la fracción de calor , Q _H , que se convierte en trabajo . Dado que la energía se conserva de acuerdo con la primera ley de la termodinámica y la energía no se puede convertir en trabajo por completo, la entrada de calor, Q _H , debe ser igual al trabajo realizado, W, más el calor que se debe disipar como calor residual Q _C en el ambiente. Por lo tanto, podemos reescribir la fórmula para la eficiencia térmica como:

El calor absorbido ocurre durante la combustión de la mezcla de combustible y aire, cuando se produce la chispa, aproximadamente a un volumen constante. Dado que durante un proceso isocrórico no hay trabajo realizado por o sobre el sistema, la primera ley de la termodinámica dicta ∆U = ∆Q. Por lo tanto, el calor agregado y rechazado están dados por:

Q _add = mc _p (T ₃ – T ₂ )

Q _out = mc _v (T ₄ – T ₁ )

Sustituyendo estas expresiones por el calor agregado y rechazado en la expresión por rendimientos de eficiencia térmica:

Esta ecuación se puede reorganizar a la forma con la relación de compresión y la relación de corte:

dónde

• η _Diesel es la máxima eficiencia térmica de un ciclo Diesel
• α es la relación de corte V ₃ / V ₂ (es decir, la relación de volúmenes al final y al inicio de la fase de combustión)
• CR es la relación de compresión
• κ = c _p / c _v = 1.4

Es una conclusión muy útil, porque es deseable lograr una alta relación de compresión para extraer más energía mecánica de una masa dada del combustible. Como hemos concluido en la sección anterior, la eficiencia térmica del ciclo Otto estándar de aire también es una función de la relación de compresión y κ.

Cuando los comparamos con las fórmulas, se puede ver que para una relación de compresión (CR) dada, el ciclo Otto será más eficiente que el ciclo Diesel. Pero los motores diésel suelen ser más eficientes, ya que pueden funcionar a relaciones de compresión más altas.

En los motores Otto comunes, la relación de compresión tiene sus límites. La relación de compresión en un motor de gasolina generalmente no será mucho mayor que 10: 1. Las relaciones de compresión más altas harán que los motores de gasolina estén sujetos a golpes de motor, causados ​​por la autoignición de una mezcla no quemada, si se usa combustible con menor octanaje. En los motores diesel, existe un riesgo mínimo de autoignición del combustible, porque los motores diesel son motores de encendido por compresión y no hay combustible en el cilindro al comienzo de la carrera de compresión.

Presión efectiva media – MEP

Un parámetro utilizado por los ingenieros para describir el rendimiento de los motores de pistón alternativo se conoce como presión efectiva media , o MEP . MEP es una medida muy útil de la capacidad de un motor para realizar trabajos que es independiente del desplazamiento del motor. Hay varios tipos de eurodiputados. Estos MEP se definen por la medición de la ubicación y el método de cálculo (por ejemplo, BMEP o IMEP).

En general, la presión efectiva media es la presión constante teórica que, si actuara sobre el pistón durante la carrera de potencia, produciría el mismo trabajo neto que realmente se desarrolla en un ciclo completo. El MEP se puede definir como:

Por ejemplo, la presión efectiva media neta indicada , conocida como IMEP _n, es igual a la presión efectiva media calculada a partir de la presión dentro del cilindro (debe haber esta medición) durante todo el ciclo del motor. Tenga en cuenta que es 720 ° para un motor de cuatro tiempos y 360 ° para un motor de dos tiempos.

Algunos ejemplos:

• El MEP de un motor de gasolina atmosférico puede variar de 8 a 11 bar en la región de par máximo.
• El MEP de un motor de gasolina turboalimentado puede variar de 12 a 17 bar.
• El MEP de un motor diesel atmosférico puede variar de 7 a 9 bar.
• El MEP de un motor diesel turboalimentado puede variar de 14 a 18 bar

Por ejemplo, un motor de gasolina de cuatro tiempos que produce 200 N · m de 2 litros de desplazamiento tiene un MEP de (4π) (200 N · m) / (0.002 m³) = 1256000 Pa = 12 bar. Como se puede ver, el MEP es características útiles de un motor . Para dos motores de igual volumen de desplazamiento, el que tenga un MEP más alto produciría el mayor trabajo neto y, si los motores funcionan a la misma velocidad, mayor potencia .

Ciclo diésel: problema con la solución

Supongamos el ciclo Diesel, que es uno de los ciclos termodinámicos más comunes que se pueden encontrar en los motores de automóviles . Uno de los parámetros clave de tales motores es el cambio en los volúmenes entre el punto muerto superior (TDC) y el punto muerto inferior (BDC). La relación de estos volúmenes ( V ₁ / V ₂ ) se conoce como la relación de compresión . También la relación de corte V ₃ / V ₂ , que es la relación de volúmenes al final y al inicio de la fase de combustión.

En este ejemplo, supongamos el ciclo Diesel con una relación de compresión de CR = 20: 1 y una relación de corte α = 2. El aire está a 100 kPa = 1 bar, 20 ° C (293 K) y el volumen de la cámara es 500 cm³ antes de la carrera de compresión.

• Capacidad calorífica específica a presión constante del aire a presión atmosférica y temperatura ambiente: c _p = 1,01 kJ / kgK.
• Capacidad calorífica específica a volumen constante de aire a presión atmosférica y temperatura ambiente: c _v = 0.718 kJ / kgK.
• κ = c _p / c _v = 1.4

Calcular:

1. la masa de aire de admisión
2. la temperatura T ₂
3. la presión p ₂
4. la temperatura T ₃
5. la cantidad de calor agregado al quemar la mezcla de combustible y aire
6. la eficiencia térmica de este ciclo
7. el eurodiputado

Solución:

1)

Al comienzo de los cálculos tenemos que determinar la cantidad de gas en el cilindro antes de la carrera de compresión. Usando la ley de los gases ideales, podemos encontrar la masa:

pV = mR _específico T

dónde:

• p es la presión absoluta del gas
• m es la masa de sustancia
• T es la temperatura absoluta
• V es el volumen
• R _específica es la constante de gas específica, igual a la constante de gas universal dividida por la masa molar (M) del gas o mezcla. Para aire seco R _específico = 287.1 J.kg ^-1 .K ^-1 .

Por lo tanto

m = p ₁ V ₁ / R _específico T ₁ = (100000 × 500 × ^10-6 ) / (287.1 × 293) = 5.95 × 10 ^-4 kg

2)

En este problema se conocen todos los volúmenes:

• V ₁ = V ₄ = V _máx = 500 × 10 ^-6 m ³ (0.5l)
• V ₂ = V _min = V _max / CR = 25 × 10 ^-6 m ³

Tenga en cuenta que (V _max – V _min ) x número de cilindros = desplazamiento total del motor

Dado que el proceso es adiabático, podemos usar la siguiente relación p, V, T para procesos adiabáticos:

así

T ₂ = T ₁ . CR ^{κ – 1} = 293. 20 ^0.4 = 971 K

3)

Nuevamente, podemos usar la ley de los gases ideales para encontrar la presión al final de la carrera de compresión como:

p ₂ = mR _específico T ₂ / V ₂ = 5.95 × 10 ^-4 x 287.1 x 971/25 × 10 ^-6 = 6635000 Pa = 66.35 bar

4)

Como el proceso 2 → 3 ocurre a presión constante, la ecuación de estado de gas ideal da

T ₃ = (V ₃ / V ₂ ) x T ₂ = 1942 K

Para calcular la cantidad de calor agregado al quemar la mezcla de combustible y aire, _agregue Q , tenemos que usar la primera ley de la termodinámica para el proceso isobárico, que establece:

Q _add = mc _p (T ₃ – T ₂ ) = 5.95 × 10 ^-4 x 1010 x 971 = 583.5 J

5)

Eficiencia térmica para este ciclo Diesel:

Como se dedujo en la sección anterior, la eficiencia térmica del ciclo Diesel es una función de la relación de compresión, la relación de corte y κ:

dónde

• η _Diesel es la máxima eficiencia térmica de un ciclo Diesel
• α es la relación de corte V ₃ / V ₂ (es decir, la relación de volúmenes al final y al inicio de la fase de combustión)
• CR es la relación de compresión
• κ = c _p / c _v = 1.4

Para este ejemplo:

η _Diesel = 0.6467 = 64.7%

6)

El MEP se definió como:

En esta ecuación, el volumen de desplazamiento es igual a V _max – V _min . El trabajo neto para un ciclo se puede calcular utilizando el calor agregado y la eficiencia térmica:

W _net = Q _add . η _Otto = 583.5 x 0.6467 = 377.3 J

MEP = 377.3 / ( 500 × ^10-6 – 25 × 10 ^-6 ) = 794.3 kPa = 7.943 bar

En un ciclo Atkinson ( ciclo Otto modificado), el sistema que ejecuta el ciclo se somete a una serie de cuatro procesos: dos procesos isentrópicos (adiabáticos reversibles) alternados con un proceso isocrórico y un proceso isobárico:

• Compresión isentrópica (carrera de compresión): el gas (mezcla de combustible y aire) se comprime adiabáticamente desde el estado 1 al estado 2, a medida que el pistón se mueve desde el punto de cierre de la válvula de admisión (1) hasta el punto muerto superior. Los alrededores trabajan con el gas, aumentando su energía interna (temperatura) y comprimiéndolo. Por otro lado, la entropía permanece sin cambios. Los cambios en los volúmenes y su relación ( V ₁ / V ₂ ) se conocen como la relación de compresión . La relación de compresión es menor que la relación de expansión.
• Compresión isocórica (fase de encendido): en esta fase (entre el estado 2 y el estado 3) hay una transferencia de calor de volumen constante (el pistón está en reposo) al aire desde una fuente externa mientras el pistón está en reposo en el punto muerto superior . Este proceso es similar al proceso isocrórico en el ciclo de Otto. Su objetivo es representar el encendido de la mezcla de combustible y aire inyectada en la cámara y la posterior combustión rápida. La presión aumenta y la relación ( P ₃ / P ₂ ) se conoce como la “relación de explosión”.
• Expansión isentrópica (golpe de poder): el gas se expande adiabáticamente desde el estado 3 al estado 4, a medida que el pistón se mueve desde el punto muerto superior al punto muerto inferior. El gas funciona en el entorno (pistón) y pierde una cantidad de energía interna igual al trabajo que abandona el sistema. Nuevamente, la entropía permanece sin cambios. La relación de volumen ( V ₄ / V ₃ ) se conoce como la relación de expansión isentrópica.
• Escape isobárico (carrera de escape) : el objetivo principal del ciclo moderno de Atkinson es permitir que la presión en la cámara de combustión al final de la carrera de potencia sea igual a la presión atmosférica. Como puede haber presión atmosférica en la cámara, no hay descompresión como en un ciclo Otto. El pistón se mueve desde el punto muerto inferior (BDC) al punto muerto superior (TDC) y el ciclo pasa los puntos 4 → 1 → 0. En esta carrera, la válvula de escape está abierta mientras el pistón extrae los gases de escape de la cámara.

Durante el ciclo de Atkinson , el pistón trabaja en el gas entre los estados 1 y 2 ( compresión isentrópica ). El gas realiza el trabajo en el pistón entre las etapas 3 y 4 ( expansión isentrópica ). La diferencia entre el trabajo realizado por el gas y el trabajo realizado sobre el gas es el trabajo neto producido por el ciclo y corresponde al área encerrada por la curva del ciclo. El trabajo producido por el ciclo multiplicado por la velocidad del ciclo (ciclos por segundo) es igual a la potencia producida por el motor Atkinson.

Eficiencia térmica para el ciclo de Atkinson

En general, la eficiencia térmica , η _º , de cualquier motor de calor se define como la relación de la obra lo hace, W , para el calor de entrada a la alta temperatura, Q _H .

La eficiencia térmica , η _th , representa la fracción de calor , Q _H , que se convierte en trabajo . Dado que la energía se conserva de acuerdo con la primera ley de la termodinámica y la energía no se puede convertir en trabajo por completo, la entrada de calor, Q _H , debe ser igual al trabajo realizado, W, más el calor que se debe disipar como calor residual Q _C en el ambiente. Por lo tanto, podemos reescribir la fórmula para la eficiencia térmica como:

El calor absorbido ocurre durante la combustión de la mezcla de combustible y aire, cuando se produce la chispa, aproximadamente a un volumen constante. Dado que durante un proceso isocrórico no hay trabajo realizado por o sobre el sistema, la primera ley de la termodinámica dicta ∆U = ∆Q.

Por lo tanto, el calor agregado y rechazado están dados por:

Q _add = mc _v (T ₃ – T ₂ )

Q _out = mc _p (T ₄ – T ₁ )

Sustituyendo estas expresiones por el calor agregado y rechazado en la expresión por rendimientos de eficiencia térmica:

Además, se puede deducir que en términos de:

• la relación V ₁ / V ₂ , que se conoce como la relación de compresión – CR
• la relación V ₄ / V ₃ , que se conoce como la relación de expansión – ER.
• κ = c _p / c _v

La expresión para la eficiencia térmica usando estas características es:

Comparación de los ciclos reales e ideales de Otto

En esta sección, se muestra un ciclo ideal de Otto en el que hay muchos supuestos que difieren del ciclo real de Otto . Las principales diferencias entre el motor Otto real e ideal aparecen en la figura. En realidad, el ciclo ideal no ocurre y hay muchas pérdidas asociadas con cada proceso. Para un ciclo real, la forma del diagrama pV es similar al ideal, pero el área (trabajo) encerrada en el diagrama pV siempre es menor que el valor ideal. El ciclo ideal de Otto se basa en los siguientes supuestos:

• Ciclo cerrado.  La mayor diferencia entre los dos diagramas es la simplificación de las carreras de admisión y escape en el ciclo ideal. En la carrera de escape, el calor Q _{a cabo} se expulsa al medio ambiente, en un motor real, las hojas de gas del motor y se sustituye por una nueva mezcla de aire y combustible.
• Adición de calor instantáneo (adición de calor isocrórico). En los motores reales, la adición de calor no es instantánea, por lo tanto, la presión máxima no está en TDC, sino justo después de TDC.
• Sin transferencia de calor (adiabático)
  • Compresión: el gas (mezcla de combustible y aire) se comprime adiabáticamente del estado 1 al estado 2. En los motores reales, siempre hay algunas ineficiencias que reducen la eficiencia térmica.
  • Expansión. El gas (mezcla de combustible y aire) se expande adiabáticamente del estado 3 al estado 4.
• Combustión completa de la mezcla de combustible y aire.
• Sin trabajo de bombeo . El trabajo de bombeo es la diferencia entre el trabajo realizado durante la carrera de escape y el trabajo realizado durante la carrera de admisión. En ciclos reales, hay una diferencia de presión entre las presiones de escape y de entrada.
• Sin pérdida por purga . La pérdida por purga es causada por la apertura temprana de las válvulas de escape. Esto da como resultado una pérdida de producción de trabajo durante la carrera de expansión.
• Sin pérdidas por golpe . La pérdida por soplado es causada por la fuga de gases comprimidos a través de anillos de pistón y otras grietas.
• Sin pérdidas por fricción .

Estos supuestos y pérdidas simplificadores conducen al hecho de que el área cerrada (trabajo) del diagrama pV para un motor real es significativamente menor que el tamaño del área (trabajo) encerrada en el diagrama pV del ciclo ideal. En otras palabras, el ciclo ideal del motor sobreestimará el trabajo neto y, si los motores funcionan a la misma velocidad, una mayor potencia producida por el motor real en aproximadamente un 20%.

Ciclo Otto – Procesos

En un ciclo Otto ideal, el sistema que ejecuta el ciclo se somete a una serie de cuatro procesos reversibles internamente: dos procesos isentrópicos (adiabáticos reversibles) alternados con dos procesos isocróricos:

1. Compresión isentrópica (carrera de compresión): el gas (mezcla de combustible y aire) se comprime adiabáticamente del estado 1 al estado 2, a medida que el pistón se mueve desde el punto muerto inferior al punto muerto superior. Los alrededores trabajan con el gas, aumentando su energía interna (temperatura) y comprimiéndolo. Por otro lado, la entropía permanece sin cambios. Los cambios en los volúmenes y su relación ( V ₁ / V ₂ ) se conocen como la relación de compresión.
2. Compresión isocórica (fase de encendido): en esta fase (entre el estado 2 y el estado 3) hay una transferencia de calor de volumen constante (el pistón está en reposo) al aire desde una fuente externa mientras el pistón está en reposo en el punto muerto superior . Este proceso está destinado a representar la ignición de la mezcla de combustible y aire inyectada en la cámara y la posterior combustión rápida. La presión aumenta y la relación ( P ₃ / P ₂ ) se conoce como la “relación de explosión”.
3. Expansión isentrópica (golpe de poder): el gas se expande adiabáticamente desde el estado 3 al estado 4, a medida que el pistón se mueve desde el punto muerto superior al punto muerto inferior. El gas funciona en el entorno (pistón) y pierde una cantidad de energía interna igual al trabajo que abandona el sistema. Nuevamente, la entropía permanece sin cambios. La relación de volumen ( V ₄ / V ₃ ) se conoce como la relación de expansión isentrópica, pero para el ciclo de Otto, es igual a la relación de compresión.
4. Descompresión isocórica (carrera de escape) : en esta fase, el ciclo se completa con un proceso de volumen constante en el que el calor se rechaza del aire mientras el pistón está en el punto muerto inferior. La presión del gas de trabajo cae instantáneamente desde el punto 4 al punto 1. La válvula de escape se abre en el punto 4. La carrera de escape se produce directamente después de esta descompresión. A medida que el pistón se mueve desde el punto muerto inferior (punto 1) al punto muerto superior (punto 0) con la válvula de escape abierta, la mezcla gaseosa se ventila a la atmósfera y el proceso comienza de nuevo.

Durante el ciclo de Otto, el pistón trabaja en el gas entre los estados 1 y 2 ( compresión isentrópica ). El gas realiza el trabajo en el pistón entre las etapas 3 y 4 ( expansión isentrópica ). La diferencia entre el trabajo realizado por el gas y el trabajo realizado sobre el gas es el trabajo neto producido por el ciclo y corresponde al área encerrada por la curva del ciclo. El trabajo producido por el ciclo multiplicado por la velocidad del ciclo (ciclos por segundo) es igual a la potencia producida por el motor Otto.

Comparación de los ciclos reales e ideales de Otto

En esta sección, se muestra un ciclo ideal de Otto en el que hay muchos supuestos que difieren del ciclo real de Otto . Las principales diferencias entre el motor Otto real e ideal aparecen en la figura. En realidad, el ciclo ideal no ocurre y hay muchas pérdidas asociadas con cada proceso. Para un ciclo real, la forma del diagrama pV es similar al ideal, pero el área (trabajo) encerrada por el diagrama pV es siempre menor que el valor ideal. El ciclo ideal de Otto se basa en los siguientes supuestos:

• Ciclo cerrado.  La mayor diferencia entre los dos diagramas es la simplificación de las carreras de admisión y escape en el ciclo ideal. En la carrera de escape, el calor Q _{a cabo} se expulsa al medio ambiente, en un motor real, las hojas de gas del motor y se sustituye por una nueva mezcla de aire y combustible.
• Adición de calor instantáneo (adición de calor isocrórico). En motores reales, la adición de calor no es instantánea, por lo tanto, la presión máxima no está en TDC, sino justo después de TDC.
• Sin transferencia de calor (adiabático)
  • Compresión: el gas (mezcla de combustible y aire) se comprime adiabáticamente del estado 1 al estado 2. En los motores reales, siempre hay algunas ineficiencias que reducen la eficiencia térmica.
  • Expansión. El gas (mezcla de combustible y aire) se expande adiabáticamente del estado 3 al estado 4.
• Combustión completa de la mezcla de combustible y aire.
• Sin trabajo de bombeo . El trabajo de bombeo es la diferencia entre el trabajo realizado durante la carrera de escape y el trabajo realizado durante la carrera de admisión. En ciclos reales, hay una diferencia de presión entre las presiones de escape y de entrada.
• Sin pérdida por purga . La pérdida por purga es causada por la apertura temprana de las válvulas de escape. Esto da como resultado una pérdida de producción de trabajo durante la carrera de expansión.
• Sin pérdidas por golpe . La pérdida por soplado es causada por la fuga de gases comprimidos a través de anillos de pistón y otras grietas.
• Sin pérdidas por fricción .

Estas suposiciones y pérdidas simplificadoras conducen al hecho de que el área cerrada (trabajo) del diagrama pV para un motor real es significativamente menor que el tamaño del área (trabajo) encerrada en el diagrama pV del ciclo ideal. En otras palabras, el ciclo ideal del motor sobreestimará el trabajo neto y, si los motores funcionan a la misma velocidad, una mayor potencia producida por el motor real en aproximadamente un 20%.

Relación de compresión – Motor Otto

La relación de compresión , CR , se define como la relación del volumen en el punto muerto inferior y el volumen en el punto muerto superior. Es una característica clave para muchos motores de combustión interna. En la siguiente sección, se mostrará que la relación de compresión determina la eficiencia térmica del ciclo termodinámico usado del motor de combustión. En general, se desea tener una alta relación de compresión, ya que permite que un motor alcance una mayor eficiencia térmica.

Por ejemplo, supongamos un ciclo Otto con una relación de compresión de CR = 10: 1. El volumen de la cámara es de 500 cm³ = 500 × 10 ^-6 m ³ (0.5l) antes de la carrera de compresión. Para este motor un ll requiere volúmenes son conocidos:

• V ₁ = V ₄ = V _máx = 500 × 10 ^-6 m ³ (0.5l)
• V ₂ = V ₃ = V _min = V _max / CR = 55,56 × 10 ^-6 m ³

Tenga en cuenta que (V _max – V _min ) x número de cilindros = desplazamiento total del motor.

Eficiencia térmica para el ciclo Otto

En general, la eficiencia térmica , η _º , de cualquier motor de calor se define como la relación de la obra lo hace, W , para el calor de entrada a la alta temperatura, Q _H .

La eficiencia térmica , η _th , representa la fracción de calor , Q _H , que se convierte en trabajo . Dado que la energía se conserva de acuerdo con la primera ley de la termodinámica y la energía no se puede convertir para trabajar por completo, la entrada de calor, Q _H , debe ser igual al trabajo realizado, W, más el calor que se debe disipar como calor residual Q _C en el ambiente. Por lo tanto, podemos reescribir la fórmula para la eficiencia térmica como:

El calor absorbido ocurre durante la combustión de la mezcla de combustible y aire, cuando se produce la chispa, aproximadamente a un volumen constante. Dado que durante un proceso isocrórico no hay trabajo realizado por o sobre el sistema, la primera ley de la termodinámica dicta ∆U = ∆Q. Por lo tanto, el calor agregado y rechazado están dados por:

Q _add = mc _v (T ₃ – T ₂ )

Q _out = mc _v (T ₄ – T ₁ )

Sustituyendo estas expresiones por el calor agregado y rechazado en la expresión por rendimientos de eficiencia térmica:

Podemos simplificar la expresión anterior usando el hecho de que los procesos 1 → 2 y de 3 → 4 son adiabáticos y para un proceso adiabático la siguiente fórmula p, V, T es válida:

Se puede derivar que:

En esta ecuación, la relación V ₁ / V ₂ se conoce como la relación de compresión, CR . Cuando reescribimos la expresión de eficiencia térmica usando la relación de compresión, concluimos que la eficiencia térmica del ciclo Otto estándar de aire es una función de la relación de compresión y  κ = c _p / c _v .

Es una conclusión muy útil, porque es deseable lograr una alta relación de compresión para extraer más energía mecánica de una masa dada de mezcla aire-combustible. Una relación de compresión más alta permite alcanzar la misma temperatura de combustión con menos combustible, al tiempo que proporciona un ciclo de expansión más largo. Esto crea más potencia mecánica y reduce la temperatura de escape . Disminuir la temperatura de escape provoca la disminución de la energía rechazada a la atmósfera. Esta relación se muestra en la figura para κ = 1.4, que representa el aire ambiente.

Presión efectiva media – MEP

Un parámetro utilizado por los ingenieros para describir el rendimiento de los motores de pistón alternativo se conoce como presión efectiva media , o MEP . MEP es una medida muy útil de la capacidad de un motor para realizar trabajos que es independiente del desplazamiento del motor. Hay varios tipos de eurodiputados. Estos MEP se definen por la medición de la ubicación y el método de cálculo (por ejemplo, BMEP o IMEP).

En general, la presión efectiva media es la presión constante teórica que, si actuara sobre el pistón durante la carrera de potencia, produciría el mismo trabajo neto que realmente se desarrolla en un ciclo completo. El MEP se puede definir como:

Por ejemplo, la presión efectiva media neta indicada , conocida como IMEP _n, es igual a la presión efectiva media calculada a partir de la presión dentro del cilindro (debe haber esta medición) durante todo el ciclo del motor. Tenga en cuenta que es 720 ° para un motor de cuatro tiempos y 360 ° para un motor de dos tiempos.

Algunos ejemplos:

• El MEP de un motor de gasolina atmosférico puede variar de 8 a 11 bar en la región de par máximo.
• El MEP de un motor de gasolina turboalimentado puede variar de 12 a 17 bar.
• El MEP de un motor diesel atmosférico puede variar de 7 a 9 bar.
• El MEP de un motor diesel turboalimentado puede variar de 14 a 18 bar

Por ejemplo, un motor de gasolina de cuatro tiempos que produce 200 N · m de 2 litros de desplazamiento tiene un MEP de (4π) (200 N · m) / (0.002 m³) = 1256000 Pa = 12 bar. Como se puede ver, el MEP es características útiles de un motor . Para dos motores de igual volumen de desplazamiento, el que tenga un MEP más alto produciría el mayor trabajo neto y, si los motores funcionan a la misma velocidad, mayor potencia .

Ciclo Otto – Problema con la solución

Supongamos el ciclo Otto , que es uno de los ciclos termodinámicos más comunes que se pueden encontrar en los motores de automóviles . Uno de los parámetros clave de tales motores es el cambio en los volúmenes entre el punto muerto superior (TDC) y el punto muerto inferior (BDC). La relación de estos volúmenes ( V ₁ / V ₂ ) se conoce como la relación de compresión .

La relación de compresión en un motor de gasolina generalmente no será mucho mayor que 10: 1 debido a posibles golpes del motor (autoencendido) y no menor a 6: 1. Por ejemplo, algunos motores de autos deportivos pueden tener una relación de compresión de hasta 12.5: 1 (por ejemplo, Ferrari 458 Italia).

En este ejemplo, supongamos un ciclo Otto con una relación de compresión de CR = 9: 1 . El aire de admisión está a 100 kPa = 1 bar, 20 ° C, y el volumen de la cámara es de 500 cm³ antes de la carrera de compresión. La temperatura al final de la expansión adiabática es T ₄ = 800 K.

• Capacidad calorífica específica a presión constante del aire a presión atmosférica y temperatura ambiente: c _p = 1,01 kJ / kgK.
• Capacidad calorífica específica a volumen constante de aire a presión atmosférica y temperatura ambiente: c _v = 0.718 kJ / kgK.
• κ = c _p / c _v = 1.4

Calcular:

1. la masa de aire de admisión
2. la temperatura T ₃
3. la presión p ₃
4. la cantidad de calor agregado al quemar la mezcla de combustible y aire
5. la eficiencia térmica de este ciclo
6. el eurodiputado

Solución:

1)  la masa del aire de admisión

Al comienzo de los cálculos tenemos que determinar la cantidad de gas en el cilindro antes de la carrera de compresión. Usando la ley de los gases ideales, podemos encontrar la masa:

pV = mR _específico T

dónde:

• p es la presión absoluta del gas
• m es la masa de sustancia
• T es la temperatura absoluta
• V es el volumen
• R _específica  es la constante de gas específica, igual a la constante de gas universal dividida por la masa molar (M) del gas o mezcla. Para aire seco R _específico = 287.1 J.kg ^-1 .K ^-1 .

por lo tanto

m = p ₁ V ₁ / R _específico T ₁ = (100000 × 500 × ^10-6 ) / (287.1 × 293) = 5.95 × 10 ^-4 kg

En este problema se conocen todos los volúmenes:

• V ₁ = V ₄ = V _máx = 500 × 10 ^-6 m ³ (0.5l)
• V ₂ = V ₃ = V _min = V _max / CR = 55,56 × 10 ^-6 m ³

Tenga en cuenta que (V _max – V _min ) x número de cilindros = desplazamiento total del motor.

2)  la temperatura T ₃

Dado que el proceso es adiabático, podemos usar la siguiente relación p, V, T para procesos adiabáticos :

así

T ₃ = T ₄ . CR ^{κ – 1} = 800. 9 ^0.4 = 1926 K

3)  la presión p ₃

Nuevamente, podemos usar la ley de gas ideal para encontrar la presión al comienzo de la carrera de potencia como:

p ₃ = mR _específico T ₃ / V ₃ = 5.95 × 10 ^-4 x 287.1 x 1926 / 55.56 × 10 ^-6 = 5920000 Pa = 59.2 bar

4)  la cantidad de calor agregado

Para calcular la cantidad de calor agregado al quemar la mezcla de combustible y aire, Q _add , tenemos que usar la primera ley de la termodinámica para el proceso isocrórico , que establece que Q _add = ∆U, por lo tanto:

Q _add = mc _v (T ₃ – T ₂ )

La temperatura al final de la carrera de compresión se puede determinar utilizando la relación p, V, T para procesos adiabáticos entre los puntos 1 → 2.

T ₂ = T ₁ . CR ^{κ – 1} = 293. 9 ^0.4 = 706 K

luego

Q _add = mc _v (T ₃ – T ₂ ) = 5.95 × 10 ^-4 x 718 x 1220 = 521.2 J

5)  la eficiencia térmica

Eficiencia térmica para un ciclo Otto:

Como se dedujo en la sección anterior, la eficiencia térmica de un ciclo Otto es una función de la relación de compresión y κ:

6)  la presión efectiva media

El MEP se definió como:

En esta ecuación, el volumen de desplazamiento es igual a V _max – V _min . El trabajo neto para un ciclo se puede calcular utilizando el calor agregado y la eficiencia térmica:

W _net = Q _add . η _Otto = 521.2 x 0.5847 = 304.7 J
MEP = 304.7 / ( 500 × ^10-6 – 55.56 × 10 ^-6 ) = 685.6 kPa = 6.856 bar

Ciclo Otto – Procesos

En un ciclo Otto ideal, el sistema que ejecuta el ciclo se somete a una serie de cuatro procesos reversibles internamente: dos procesos isentrópicos (adiabáticos reversibles) alternados con dos procesos isocróricos:

1. Compresión isentrópica (carrera de compresión): el gas (mezcla de combustible y aire) se comprime adiabáticamente del estado 1 al estado 2, a medida que el pistón se mueve desde el punto muerto inferior al punto muerto superior. Los alrededores trabajan con el gas, aumentando su energía interna (temperatura) y comprimiéndolo. Por otro lado, la entropía permanece sin cambios. Los cambios en los volúmenes y su relación ( V ₁ / V ₂ ) se conocen como la relación de compresión.
2. Compresión isocórica (fase de encendido): en esta fase (entre el estado 2 y el estado 3) hay una transferencia de calor de volumen constante (el pistón está en reposo) al aire desde una fuente externa mientras el pistón está en reposo en el punto muerto superior . Este proceso está destinado a representar la ignición de la mezcla de combustible y aire inyectada en la cámara y la posterior combustión rápida. La presión aumenta y la relación ( P ₃ / P ₂ ) se conoce como la “relación de explosión”.
3. Expansión isentrópica (golpe de poder): el gas se expande adiabáticamente desde el estado 3 al estado 4, a medida que el pistón se mueve desde el punto muerto superior al punto muerto inferior. El gas funciona en el entorno (pistón) y pierde una cantidad de energía interna igual al trabajo que abandona el sistema. Nuevamente, la entropía permanece sin cambios. La relación de volumen ( V ₄ / V ₃ ) se conoce como la relación de expansión isentrópica, pero para el ciclo de Otto, es igual a la relación de compresión.
4. Descompresión isocórica (carrera de escape) : en esta fase, el ciclo se completa con un proceso de volumen constante en el que el calor se rechaza del aire mientras el pistón está en el punto muerto inferior. La presión del gas de trabajo cae instantáneamente desde el punto 4 al punto 1. La válvula de escape se abre en el punto 4. La carrera de escape se produce directamente después de esta descompresión. A medida que el pistón se mueve desde el punto muerto inferior (punto 1) al punto muerto superior (punto 0) con la válvula de escape abierta, la mezcla gaseosa se ventila a la atmósfera y el proceso comienza de nuevo.

Durante el ciclo de Otto, el pistón trabaja en el gas entre los estados 1 y 2 ( compresión isentrópica ). El gas realiza el trabajo en el pistón entre las etapas 3 y 4 ( expansión isentrópica ). La diferencia entre el trabajo realizado por el gas y el trabajo realizado sobre el gas es el trabajo neto producido por el ciclo y corresponde al área encerrada por la curva del ciclo. El trabajo producido por el ciclo multiplicado por la velocidad del ciclo (ciclos por segundo) es igual a la potencia producida por el motor Otto.

Ciclo Otto – pV, diagrama Ts

El ciclo de Otto a menudo se representa en un diagrama de presión-volumen (diagrama pV ) y en un diagrama de temperatura-entropía (diagrama Ts). Cuando se traza en un diagrama de volumen de presión, los procesos isocróricos siguen las líneas isocróricas para el gas (las líneas verticales), los procesos adiabáticos se mueven entre estas líneas verticales y el área delimitada por la ruta completa del ciclo representa el trabajo total que se puede hacer durante uno ciclo.

El diagrama de temperatura-entropía (diagrama Ts ) en el que el estado termodinámico se especifica mediante un punto en un gráfico con entropía específica (s) como eje horizontal y temperatura absoluta (T) como eje vertical. Los diagramas Ts son una herramienta útil y común, particularmente porque ayuda a visualizar la transferencia de calor durante un proceso. Para procesos reversibles (ideales), el área bajo la curva Ts de un proceso es el calor transferido al sistema durante ese proceso.

Otto Cycle – Motor de cuatro tiempos

El ciclo Otto es un conjunto de procesos utilizados por los motores de combustión interna de encendido por chispa (ciclos de dos o cuatro tiempos). Nikolaus August Otto diseñó por primera vez lo que se conoce como el motor de cuatro tiempos. Un golpe se refiere al recorrido completo del pistón a lo largo del cilindro, en cualquier dirección. Por lo tanto, cada uno no corresponde a un solo proceso termodinámico dado en el capítulo Ciclo Otto – Procesos.

El motor de cuatro tiempos comprende:

• la carrera de admisión: el pistón se mueve desde el punto muerto superior (TDC) al punto muerto inferior (BDC) y el ciclo pasa los puntos 0 → 1. En esta carrera, la válvula de admisión está abierta mientras el pistón introduce una mezcla de aire y combustible en el cilindro produciendo presión de vacío en el cilindro a través de su movimiento hacia abajo.
• la carrera de compresión: el pistón se mueve desde el punto muerto inferior (BDC) al punto muerto superior (TDC) y el ciclo pasa los puntos 1 → 2. En esta carrera, las válvulas de admisión y escape están cerradas, por lo tanto, la mezcla de combustible y aire se comprime. Al final de esta carrera, la mezcla de combustible y aire se enciende mediante una chispa, lo que provoca un mayor aumento de la presión y la temperatura en la cámara. Al final de este golpe, el cigüeñal ha completado una revolución completa de 360 ​​grados.
• la carrera de potencia: el pistón se mueve desde el punto muerto superior (TDC) al punto muerto inferior (BDC) y el ciclo pasa los puntos 2 → 3 → 4. En esta carrera, las válvulas de admisión y escape están cerradas. Al comienzo de la carrera de potencia, una chispa enciende la mezcla de combustible y aire en la cámara de combustión, lo que a su vez provoca una combustión muy rápida del combustible. En esta carrera, el pistón se dirige hacia el cigüeñal, el volumen aumenta y la presión cae a medida que el gas realiza el trabajo en el pistón.
• La carrera de escape. El pistón se mueve desde el punto muerto inferior (BDC) al punto muerto superior (TDC) y el ciclo pasa los puntos 4 → 1 → 0. En esta carrera, la válvula de escape está abierta mientras el pistón extrae los gases de escape de la cámara. Al final de este golpe, el cigüeñal ha completado una segunda revolución completa de 360 ​​grados.

Comparación de los ciclos reales e ideales de Otto

En esta sección, se muestra un ciclo ideal de Otto en el que hay muchos supuestos que difieren del ciclo real de Otto . Las principales diferencias entre el motor Otto real e ideal aparecen en la figura. En realidad, el ciclo ideal no ocurre y hay muchas pérdidas asociadas con cada proceso. Para un ciclo real, la forma del diagrama pV es similar al ideal, pero el área (trabajo) encerrada por el diagrama pV es siempre menor que el valor ideal. El ciclo ideal de Otto se basa en los siguientes supuestos:

• Ciclo cerrado.  La mayor diferencia entre los dos diagramas es la simplificación de las carreras de admisión y escape en el ciclo ideal. En la carrera de escape, el calor Q _{a cabo} se expulsa al medio ambiente, en un motor real, las hojas de gas del motor y se sustituye por una nueva mezcla de aire y combustible.
• Adición de calor instantáneo (adición de calor isocrórico). En motores reales, la adición de calor no es instantánea, por lo tanto, la presión máxima no está en TDC, sino justo después de TDC.
• Sin transferencia de calor (adiabático)
  • Compresión: el gas (mezcla de combustible y aire) se comprime adiabáticamente del estado 1 al estado 2. En los motores reales, siempre hay algunas ineficiencias que reducen la eficiencia térmica.
  • Expansión. El gas (mezcla de combustible y aire) se expande adiabáticamente del estado 3 al estado 4.
• Combustión completa de la mezcla de combustible y aire.
• Sin trabajo de bombeo . El trabajo de bombeo es la diferencia entre el trabajo realizado durante la carrera de escape y el trabajo realizado durante la carrera de admisión. En ciclos reales, hay una diferencia de presión entre las presiones de escape y de entrada.
• Sin pérdida por purga . La pérdida por purga es causada por la apertura temprana de las válvulas de escape. Esto da como resultado una pérdida de producción de trabajo durante la carrera de expansión.
• Sin pérdidas por golpe . La pérdida por soplado es causada por la fuga de gases comprimidos a través de anillos de pistón y otras grietas.
• Sin pérdidas por fricción .

Estas suposiciones y pérdidas simplificadoras conducen al hecho de que el área cerrada (trabajo) del diagrama pV para un motor real es significativamente menor que el tamaño del área (trabajo) encerrada en el diagrama pV del ciclo ideal. En otras palabras, el ciclo ideal del motor sobreestimará el trabajo neto y, si los motores funcionan a la misma velocidad, una mayor potencia producida por el motor real en aproximadamente un 20%.

Relación de compresión – Motor Otto

La relación de compresión , CR , se define como la relación del volumen en el punto muerto inferior y el volumen en el punto muerto superior. Es una característica clave para muchos motores de combustión interna. En la siguiente sección, se mostrará que la relación de compresión determina la eficiencia térmica del ciclo termodinámico usado del motor de combustión. En general, se desea tener una alta relación de compresión, ya que permite que un motor alcance una mayor eficiencia térmica.

Por ejemplo, supongamos un ciclo Otto con una relación de compresión de CR = 10: 1. El volumen de la cámara es de 500 cm³ = 500 × 10 ^-6 m ³ (0.5l) antes de la carrera de compresión. Para este motor un ll requiere volúmenes son conocidos:

• V ₁ = V ₄ = V _máx = 500 × 10 ^-6 m ³ (0.5l)
• V ₂ = V ₃ = V _min = V _max / CR = 55,56 × 10 ^-6 m ³

Tenga en cuenta que (V _max – V _min ) x número de cilindros = desplazamiento total del motor.

Ejemplos de relaciones de compresión: gasolina versus diesel

• La relación de compresión en un motor de gasolina generalmente no será mucho mayor que 10: 1 debido a un potencial golpe del motor (autoencendido) y no menor a 6: 1 .
• Un Subaru Impreza WRX turboalimentado tiene una relación de compresión de 8.0: 1 . En general, los motores turboalimentados o sobrealimentados ya tienen aire comprimido en la entrada de aire, por lo tanto, generalmente están construidos con una relación de compresión menor.
• Un motor Honda S2000 estándar (F22C1) tiene una relación de compresión de 11.1: 1 .
• Algunos motores deportivos deportivos pueden tener una relación de compresión de hasta 12.5: 1 (por ejemplo, Ferrari 458 Italia).
• En 2012, Mazda lanzó nuevos motores de gasolina bajo la marca SkyActiv con una relación de compresión de 14: 1 . Para reducir el riesgo de golpe del motor, el gas residual se reduce mediante el uso de sistemas de escape del motor 4-2-1 , implementando una cavidad de pistón y optimizando la inyección de combustible.
• Los motores Diesel tienen una relación de compresión que normalmente supera 14: 1 y también son comunes relaciones superiores a 22: 1.

Eficiencia térmica para el ciclo Otto

En general, la eficiencia térmica , η _º , de cualquier motor de calor se define como la relación de la obra lo hace, W , para el calor de entrada a la alta temperatura, Q _H .

La eficiencia térmica , η _th , representa la fracción de calor , Q _H , que se convierte en trabajo . Dado que la energía se conserva de acuerdo con la primera ley de la termodinámica y la energía no se puede convertir para trabajar por completo, la entrada de calor, Q _H , debe ser igual al trabajo realizado, W, más el calor que se debe disipar como calor residual Q _C en el ambiente. Por lo tanto, podemos reescribir la fórmula para la eficiencia térmica como:

El calor absorbido ocurre durante la combustión de la mezcla de combustible y aire, cuando se produce la chispa, aproximadamente a un volumen constante. Dado que durante un proceso isocrórico no hay trabajo realizado por o sobre el sistema, la primera ley de la termodinámica dicta ∆U = ∆Q. Por lo tanto, el calor agregado y rechazado están dados por:

Q _add = mc _v (T ₃ – T ₂ )

Q _out = mc _v (T ₄ – T ₁ )

Sustituyendo estas expresiones por el calor agregado y rechazado en la expresión por rendimientos de eficiencia térmica:

Podemos simplificar la expresión anterior usando el hecho de que los procesos 1 → 2 y de 3 → 4 son adiabáticos y para un proceso adiabático la siguiente fórmula p, V, T es válida:

Se puede derivar que:

En esta ecuación, la relación V ₁ / V ₂ se conoce como la relación de compresión, CR . Cuando reescribimos la expresión de eficiencia térmica usando la relación de compresión, concluimos que la eficiencia térmica del ciclo Otto estándar de aire es una función de la relación de compresión y  κ = c _p / c _v .

Es una conclusión muy útil, porque es deseable lograr una alta relación de compresión para extraer más energía mecánica de una masa dada de mezcla aire-combustible. Una relación de compresión más alta permite alcanzar la misma temperatura de combustión con menos combustible, al tiempo que proporciona un ciclo de expansión más largo. Esto crea más potencia mecánica y reduce la temperatura de escape . Disminuir la temperatura de escape provoca la disminución de la energía rechazada a la atmósfera. Esta relación se muestra en la figura para κ = 1.4, que representa el aire ambiente.

Autoinflamación: límite para la relación de compresión

En un motor de gasolina común, la relación de compresión tiene sus límites. La relación de compresión en un motor de gasolina generalmente no será mucho mayor que 10: 1 debido a un potencial golpe del motor ( autoencendido ) y no menor a 6: 1 . Sin embargo, las relaciones de compresión más altas harán que los motores de gasolina estén sujetos a golpes de motor, causados ​​por la autoignición de una mezcla no quemada , si se usa combustible de menor octanaje. La mezcla no quemada puede autoignificarse detonando solo por presión y calor, en lugar de encenderse desde la bujía exactamente en el momento correcto. El golpeteo del motor se puede reducir mediante el uso de combustible de alto octanaje, lo que aumenta la resistencia de la gasolina a la autoignición . Cuanto más alto es el número de octano, más compresión puede soportar el combustible antes de detonar (encenderse). Dado que la temperatura alcanzada por la mezcla de combustible y aire durante la compresión aumenta a medida que aumenta la relación de compresión, la probabilidad de autoignición aumenta con la relación de compresión. La autoignición puede reducir la eficiencia o dañar el motor si no hay sensores de detonación para modificar la sincronización del encendido.

Se pueden lograr relaciones de compresión más altas en motores diesel (también conocidos como motores de encendido por compresión ), porque no comprimen el combustible, sino que comprimen solo aire y luego inyectan combustible en el aire que se calentó por compresión. Las relaciones de compresión en el rango de 12 a 20 son típicas para motores diesel. La mayor expansión en los motores diesel significa que rechazan menos calor en su escape más frío. La relación de compresión más alta (mayor expansión) y la temperatura máxima más alta hacen que los motores diesel alcancen una mayor eficiencia térmica.

Presión efectiva media – MEP

Un parámetro utilizado por los ingenieros para describir el rendimiento de los motores de pistón alternativo se conoce como presión efectiva media , o MEP . MEP es una medida muy útil de la capacidad de un motor para realizar trabajos que es independiente del desplazamiento del motor. Hay varios tipos de eurodiputados. Estos MEP se definen por la medición de la ubicación y el método de cálculo (por ejemplo, BMEP o IMEP).

En general, la presión efectiva media es la presión constante teórica que, si actuara sobre el pistón durante la carrera de potencia, produciría el mismo trabajo neto que realmente se desarrolla en un ciclo completo. El MEP se puede definir como:

Por ejemplo, la presión efectiva media neta indicada , conocida como IMEP _n, es igual a la presión efectiva media calculada a partir de la presión dentro del cilindro (debe haber esta medición) durante todo el ciclo del motor. Tenga en cuenta que es 720 ° para un motor de cuatro tiempos y 360 ° para un motor de dos tiempos.

Algunos ejemplos:

• El MEP de un motor de gasolina atmosférico puede variar de 8 a 11 bar en la región de par máximo.
• El MEP de un motor de gasolina turboalimentado puede variar de 12 a 17 bar.
• El MEP de un motor diesel atmosférico puede variar de 7 a 9 bar.
• El MEP de un motor diesel turboalimentado puede variar de 14 a 18 bar

Por ejemplo, un motor de gasolina de cuatro tiempos que produce 200 N · m de 2 litros de desplazamiento tiene un MEP de (4π) (200 N · m) / (0.002 m³) = 1256000 Pa = 12 bar. Como se puede ver, el MEP es características útiles de un motor . Para dos motores de igual volumen de desplazamiento, el que tenga un MEP más alto produciría el mayor trabajo neto y, si los motores funcionan a la misma velocidad, mayor potencia .

Ciclo Otto – Problema con la solución

Supongamos el ciclo Otto , que es uno de los ciclos termodinámicos más comunes que se pueden encontrar en los motores de automóviles . Uno de los parámetros clave de tales motores es el cambio en los volúmenes entre el punto muerto superior (TDC) y el punto muerto inferior (BDC). La relación de estos volúmenes ( V ₁ / V ₂ ) se conoce como la relación de compresión .

La relación de compresión en un motor de gasolina generalmente no será mucho mayor que 10: 1 debido a posibles golpes del motor (autoencendido) y no menor a 6: 1. Por ejemplo, algunos motores de autos deportivos pueden tener una relación de compresión de hasta 12.5: 1 (por ejemplo, Ferrari 458 Italia).

En este ejemplo, supongamos un ciclo Otto con una relación de compresión de CR = 9: 1 . El aire de admisión está a 100 kPa = 1 bar, 20 ° C, y el volumen de la cámara es de 500 cm³ antes de la carrera de compresión. La temperatura al final de la expansión adiabática es T ₄ = 800 K.

• Capacidad calorífica específica a presión constante del aire a presión atmosférica y temperatura ambiente: c _p = 1,01 kJ / kgK.
• Capacidad calorífica específica a volumen constante de aire a presión atmosférica y temperatura ambiente: c _v = 0.718 kJ / kgK.
• κ = c _p / c _v = 1.4

Calcular:

1. la masa de aire de admisión
2. la temperatura T ₃
3. la presión p ₃
4. la cantidad de calor agregado al quemar la mezcla de combustible y aire
5. la eficiencia térmica de este ciclo
6. el eurodiputado

Solución:

1)  la masa del aire de admisión

Al comienzo de los cálculos tenemos que determinar la cantidad de gas en el cilindro antes de la carrera de compresión. Usando la ley de los gases ideales, podemos encontrar la masa:

pV = mR _específico T

dónde:

• p es la presión absoluta del gas
• m es la masa de sustancia
• T es la temperatura absoluta
• V es el volumen
• R _específica  es la constante de gas específica, igual a la constante de gas universal dividida por la masa molar (M) del gas o mezcla. Para aire seco R _específico = 287.1 J.kg ^-1 .K ^-1 .

por lo tanto

m = p ₁ V ₁ / R _específico T ₁ = (100000 × 500 × ^10-6 ) / (287.1 × 293) = 5.95 × 10 ^-4 kg

En este problema se conocen todos los volúmenes:

• V ₁ = V ₄ = V _máx = 500 × 10 ^-6 m ³ (0.5l)
• V ₂ = V ₃ = V _min = V _max / CR = 55,56 × 10 ^-6 m ³

Tenga en cuenta que (V _max – V _min ) x número de cilindros = desplazamiento total del motor.

2)  la temperatura T ₃

Dado que el proceso es adiabático, podemos usar la siguiente relación p, V, T para procesos adiabáticos :

así

T ₃ = T ₄ . CR ^{κ – 1} = 800. 9 ^0.4 = 1926 K

3)  la presión p ₃

Nuevamente, podemos usar la ley de gas ideal para encontrar la presión al comienzo de la carrera de potencia como:

p ₃ = mR _específico T ₃ / V ₃ = 5.95 × 10 ^-4 x 287.1 x 1926 / 55.56 × 10 ^-6 = 5920000 Pa = 59.2 bar

4)  la cantidad de calor agregado

Para calcular la cantidad de calor agregado al quemar la mezcla de combustible y aire, Q _add , tenemos que usar la primera ley de la termodinámica para el proceso isocrórico , que establece que Q _add = ∆U, por lo tanto:

Q _add = mc _v (T ₃ – T ₂ )

La temperatura al final de la carrera de compresión se puede determinar utilizando la relación p, V, T para procesos adiabáticos entre los puntos 1 → 2.

T ₂ = T ₁ . CR ^{κ – 1} = 293. 9 ^0.4 = 706 K

luego

Q _add = mc _v (T ₃ – T ₂ ) = 5.95 × 10 ^-4 x 718 x 1220 = 521.2 J

5)  la eficiencia térmica

Eficiencia térmica para un ciclo Otto:

Como se dedujo en la sección anterior, la eficiencia térmica de un ciclo Otto es una función de la relación de compresión y κ:

6)  la presión efectiva media

El MEP se definió como:

En esta ecuación, el volumen de desplazamiento es igual a V _max – V _min . El trabajo neto para un ciclo se puede calcular utilizando el calor agregado y la eficiencia térmica:

W _net = Q _add . η _Otto = 521.2 x 0.5847 = 304.7 J
MEP = 304.7 / ( 500 × ^10-6 – 55.56 × 10 ^-6 ) = 685.6 kPa = 6.856 bar

Ciclo Rankine – Procesos

En un ciclo ideal de Rankine, el sistema que ejecuta el ciclo se somete a una serie de cuatro procesos: dos procesos isentrópicos (adiabáticos reversibles) alternados con dos procesos isobáricos:

• 

  Compresión isentrópica (compresión en bombas centrífugas): el condensado líquido se comprime adiabáticamente del estado 1 al estado 2 mediante bombas centrífugas (generalmente mediante bombas de condensado y luego mediante bombas de agua de alimentación). El condensado líquido se bombea desde el condensador a la caldera de mayor presión. En este proceso, los alrededores trabajan en el fluido, aumentando su entalpía (h = u + pv) y comprimiéndolo (aumentando su presión). Por otro lado, la entropía permanece sin cambios. El trabajo requerido para el compresor viene dado por W _Pumps = H ₂ – H ₁ .

• Adición de calor isobárico (en un intercambiador de calor – caldera): en esta fase (entre el estado 2 y el estado 3) hay una transferencia de calor a presión constante al condensado líquido desde una fuente externa, ya que la cámara está abierta para entrar y salir . El agua de alimentación (circuito secundario) se calienta desde el punto de ebullición (2 → 3a) de ese fluido y luego se evapora en la caldera (3a → 3). El calor neto agregado viene dado por Q _add = H ₃ – H ₂
• Expansión isentrópica (expansión en una turbina de vapor): el vapor de la caldera se expande adiabáticamente desde el estado 3 al estado 4 en una turbina de vapor para producir trabajo y luego se descarga al condensador (parcialmente condensado). El vapor funciona en los alrededores (palas de la turbina) y pierde una cantidad de entalpía igual al trabajo que abandona el sistema. El trabajo realizado por la turbina viene dado por W _T = H ₄ – H ₃ . Nuevamente, la entropía permanece sin cambios.
• Rechazo de calor isobárico (en un intercambiador de calor) : en esta fase, el ciclo se completa mediante un proceso de presión constante en el que se rechaza el calor del vapor parcialmente condensado. Hay una transferencia de calor del vapor al agua de enfriamiento que fluye en un circuito de enfriamiento. El vapor se condensa y la temperatura del agua de enfriamiento aumenta. El calor neto rechazado viene dado por Q _re = H ₄ – H ₁

Durante un ciclo de Rankine, las bombas realizan el trabajo en el fluido entre los estados 1 y 2 ( i compresión sentrópica ). El fluido de la turbina realiza el trabajo entre las etapas 3 y 4 ( i expansión sentrópica ). La diferencia entre el trabajo realizado por el fluido y el trabajo realizado sobre el fluido es el trabajo neto producido por el ciclo y corresponde al área encerrada por la curva del ciclo (en el diagrama pV). El fluido de trabajo en un ciclo de Rankine sigue un ciclo cerrado y se reutiliza constantemente.

Como se puede ver, es conveniente utilizar la entalpía y la primera ley en términos de entalpía en el análisis de este ciclo termodinámico. Esta forma de ley simplifica la descripción de la transferencia de energía . A presión constante , el cambio de entalpía es igual a la energía transferida del ambiente a través del calentamiento:

Proceso isobárico (Vdp = 0):

dH = dQ → Q = H ₂ – H ₁

En una entropía constante , es decir, en un proceso isentrópico, el cambio de entalpía es igual al trabajo del proceso de flujo realizado en o por el sistema:

Proceso isentrópico (dQ = 0):

dH = Vdp → W = H ₂ – H ₁

Ver también: ¿Por qué los ingenieros de energía usan la entalpía? Respuesta: dH = dQ + Vdp

Ciclo de Rankine – pV, diagrama Ts

El ciclo de Rankine a menudo se representa en un diagrama de volumen de presión (diagrama pV ) y en un diagrama de temperatura-entropía ( diagrama Ts ).

Cuando se trazan en un diagrama de volumen de presión , los procesos isobáricos siguen las líneas isobáricas para el gas (las líneas horizontales), los procesos adiabáticos se mueven entre estas líneas horizontales y el área delimitada por la ruta completa del ciclo representa el trabajo total que se puede hacer durante uno ciclo.

El diagrama de temperatura-entropía ( diagrama Ts) en el que el estado termodinámico se especifica mediante un punto en un gráfico con entropía específica (s) como eje horizontal y temperatura absoluta (T) como eje vertical. Los diagramas Ts son una herramienta útil y común, particularmente porque ayuda a visualizar la transferencia de calor durante un proceso. Para procesos reversibles (ideales), el área bajo la curva Ts de un proceso es el calor transferido al sistema durante ese proceso.

Eficiencia térmica del ciclo de Rankine

En general, la eficiencia térmica , η _º , de cualquier motor de calor se define como la relación de la obra lo hace, W , para el calor de entrada a la alta temperatura, Q _H .

La eficiencia térmica , η _th , representa la fracción de calor , Q _H , que se convierte en trabajo . Dado que la energía se conserva de acuerdo con la primera ley de la termodinámica y la energía no se puede convertir para trabajar por completo, la entrada de calor, Q _H , debe ser igual al trabajo realizado, W, más el calor que se debe disipar como calor residual Q _C en el ambiente. Por lo tanto, podemos reescribir la fórmula para la eficiencia térmica como:

Esta es una fórmula muy útil, pero aquí expresamos la eficiencia térmica utilizando la primera ley en términos de entalpía .

Típicamente, la mayoría de las centrales nucleares opera turbinas de vapor de condensación de etapas múltiples . En estas turbinas, la etapa de alta presión recibe vapor (este vapor es vapor casi saturado – x = 0.995 – punto C en la figura; 6 MPa ; 275.6 ° C) desde un generador de vapor y lo expulsa al separador-recalentador de humedad (punto D ) El vapor debe recalentarse para evitar daños que puedan ocasionar a las aspas de la turbina de vapor el vapor de baja calidad . El recalentador calienta el vapor (punto D) y luego el vapor se dirige a la etapa de baja presión de la turbina de vapor, donde se expande (punto E a F). El vapor agotado se condensa en el condensador y está a una presión muy por debajo de la atmosférica (presión absoluta de0.008 MPa ), y está en un estado parcialmente condensado (punto F), típicamente de una calidad cercana al 90%.

En este caso, los generadores de vapor, la turbina de vapor, los condensadores y las bombas de agua de alimentación constituyen un motor térmico, sujeto a las limitaciones de eficiencia impuestas por la segunda ley de la termodinámica . En el caso ideal (sin fricción, procesos reversibles, diseño perfecto), este motor térmico tendría una eficiencia de Carnot de

= 1 – T _frío / T _caliente = 1 – 315/549 = 42.6%

donde la temperatura del depósito caliente es de 275.6 ° C (548.7K), la temperatura del depósito frío es de 41.5 ° C (314.7K). Pero la central nuclear es el motor térmico real , en el que los procesos termodinámicos son de alguna manera irreversibles. No se hacen infinitamente lento. En dispositivos reales (como turbinas, bombas y compresores) una fricción mecánica y pérdidas de calor causan pérdidas adicionales de eficiencia.

Para calcular la eficiencia térmica del ciclo de Rankine más simple (sin recalentamiento), los ingenieros utilizan la primera ley de la termodinámica en términos de entalpía en lugar de en términos de energía interna.

La primera ley en términos de entalpía es:

dH = dQ + Vdp

En esta ecuación, el término Vdp es un proceso de flujo de trabajo. Este trabajo,   Vdp , se utiliza para sistemas de flujo abierto como una turbina o una bomba en la que hay un “dp” , es decir, un cambio de presión. No hay cambios en el volumen de control . Como puede verse, esta forma de ley simplifica la descripción de la transferencia de energía . A presión constante , el cambio de entalpía es igual a la energía transferida del ambiente a través del calentamiento:

Proceso isobárico (Vdp = 0):

dH = dQ → Q = H ₂ – H ₁

En una entropía constante , es decir, en un proceso isentrópico, el cambio de entalpía es igual al trabajo del proceso de flujo realizado en o por el sistema:

Proceso isentrópico (dQ = 0):

dH = Vdp → W = H ₂ – H ₁

Es obvio, será muy útil en el análisis de los dos ciclos termodinámicos utilizados en la ingeniería de energía, es decir, en el ciclo de Brayton y el ciclo de Rankine.

La entalpía se puede convertir en una variable intensiva o específica dividiéndola por la masa . Los ingenieros usan la entalpía específica en el análisis termodinámico más que la entalpía misma. Se tabula en las tablas de vapor junto con un volumen específico y una energía interna específica . La eficiencia térmica de dicho ciclo simple de Rankine y en términos de entalpías específicas sería:

Es una ecuación muy simple y para determinar la eficiencia térmica puede usar datos de tablas de vapor .

En las centrales nucleares modernas, la eficiencia térmica general es de aproximadamente un tercio (33%), por lo que se necesitan 3000 MWth de energía térmica de la reacción de fisión para generar 1000 MWe de energía eléctrica. La razón radica en una temperatura de vapor relativamente baja ( 6 MPa ; 275.6 ° C). Se pueden lograr mayores eficiencias aumentando la temperaturadel vapor Pero esto requiere un aumento de las presiones dentro de las calderas o generadores de vapor. Sin embargo, las consideraciones metalúrgicas ponen límites superiores a tales presiones. En comparación con otras fuentes de energía, la eficiencia térmica del 33% no es mucho. Pero debe tenerse en cuenta que las centrales nucleares son mucho más complejas que las centrales de combustibles fósiles y es mucho más fácil quemar combustibles fósiles que generar energía a partir de combustibles nucleares. Las plantas de energía de combustible fósil subcrítico, que funcionan bajo presión crítica (es decir, por debajo de 22.1 MPa), pueden lograr una eficiencia de 36 a 40%.

Causas de ineficiencia

Como se discutió, una eficiencia puede variar entre 0 y 1. Cada motor térmico es de alguna manera ineficiente. Esta ineficiencia puede atribuirse a tres causas.

• Irreversibilidad de los procesos . Existe un límite superior teórico general para la eficiencia de la conversión de calor para trabajar en cualquier motor térmico. Este límite superior se llama eficiencia de Carnot . Según el principio de Carnot , ningún motor puede ser más eficiente que un motor reversible ( un motor térmico de Carnot ) que opera entre los mismos depósitos de alta temperatura y baja temperatura. Por ejemplo, cuando el depósito caliente tiene T _caliente de 400 ° C (673K) y T _frío de aproximadamente 20 ° C (293K), la eficiencia máxima (ideal) será: = 1 – T _frío / T _caliente = 1 – 293 / 673 = 56%. Pero todos los procesos termodinámicos reales son de alguna manera irreversibles.. No se hacen infinitamente lento. Por lo tanto, los motores térmicos deben tener eficiencias más bajas que los límites en su eficiencia debido a la irreversibilidad inherente del ciclo del motor térmico que usan.
• Presencia de fricción y pérdidas de calor. En sistemas termodinámicos reales o en motores de calor real, una parte de la ineficiencia general del ciclo se debe a las pérdidas de los componentes individuales. En dispositivos reales (como turbinas, bombas y compresores), una fricción mecánica , pérdidas de calor y pérdidas en el proceso de combustión causan pérdidas adicionales de eficiencia.
• Ineficiencia de diseño . Finalmente, la última y también importante fuente de ineficiencias son los compromisos asumidos por los ingenieros al diseñar un motor térmico (por ejemplo, una central eléctrica). Deben considerar el costo y otros factores en el diseño y operación del ciclo. Como ejemplo, considere un diseño del condensador en las centrales térmicas. Idealmente, el vapor extraído al condensador no tendría subenfriamiento . Pero los condensadores reales están diseñados para subenfriar el líquido unos pocos grados centígrados para evitar la cavitación por succión en las bombas de condensado. Pero, este subenfriamiento aumenta la ineficiencia del ciclo, porque se necesita más energía para recalentar el agua.

Mejora de la eficiencia térmica – Ciclo Rankine

Existen varios métodos, ¿cómo puede mejorar la eficiencia térmica del ciclo de Rankine? Suponiendo que la temperatura máxima está limitada por la presión dentro del recipiente a presión del reactor, estos métodos son:

Ciclo de Rankine: problema con la solución

Supongamos el ciclo de Rankine , que es uno de los ciclos termodinámicos más comunes en las centrales térmicas. En este caso, suponga un ciclo simple sin recalentamiento y sin turbina de vapor de condensación funcionando con vapor saturado  (vapor seco). En este caso, la turbina opera en estado estable con condiciones de entrada de 6 MPa, t = 275.6 ° C, x = 1 (punto 3). El vapor sale de esta etapa de la turbina a una presión de 0.008 MPa, 41.5 ° C yx = ??? (punto 4).

Calcular:

1. la calidad del vapor del vapor de salida
2. la diferencia de entalpía entre estos dos estados (3 → 4), que corresponde al trabajo realizado por el vapor, W _T .
3. la diferencia de entalpía entre estos dos estados (1 → 2), que corresponde a la labor realizada por las bombas, W _P .
4. La diferencia de entalpía entre estos dos estados (2 → 3), que corresponde al calor neto agregado en el generador de vapor
5. la eficiencia termodinámica de este ciclo y compare este valor con la eficiencia de Carnot

1)

Como no conocemos la calidad exacta del vapor del vapor de salida, tenemos que determinar este parámetro. El estado 4 está fijado por la presión p ₄ = 0.008 MPa y el hecho de que la entropía específica es constante para la expansión isentrópica (s ₃ = s ₄ = 5.89 kJ / kgK para 6 MPa ). La entropía específica del agua líquida saturada (x = 0) y el vapor seco (x = 1) puede seleccionarse de las tablas de vapor . En caso de vapor húmedo, la entropía real se puede calcular con la calidad del vapor, x, y las entropías específicas de agua líquida saturada y vapor seco:

s ₄ = s _v x + (1 – x) s _l              

dónde

s ₄ = entropía de vapor húmedo (J / kg K) = 5.89 kJ / kgK

s _v = entropía de vapor “seco” (J / kg K) = 8.227 kJ / kgK (para 0.008 MPa)

s _l = entropía de agua líquida saturada (J / kg K) = 0.592 kJ / kgK (para 0.008 MPa)

De esta ecuación, la calidad del vapor es:

x ₄ = ( s ₄ – s _l ) / ( s _v – s _l ) = (5.89 – 0.592) / (8.227 – 0.592) = 0.694 = 69.4%

2)

La entalpía para el estado 3 puede seleccionarse directamente de las mesas de vapor, mientras que la entalpía para el estado 4 debe calcularse utilizando la calidad del vapor:

h _{3, v} = 2785 kJ / kg

h _{4, húmedo} = h _{4, v} x + (1 – x) h _{4, l}  = 2576. 0.694 + (1 – 0.694). 174 = 1787 + 53,2 = 1840 kJ / kg

Entonces el trabajo realizado por el vapor, W _T, es

W _T = Δh = 945 kJ / kg

3)

La entalpía para el estado 1 puede seleccionarse directamente de las mesas de vapor:

h _{1, l} = 174 kJ / kg

El estado 2 está fijado por la presión p ₂ = 6.0 MPa y el hecho de que la entropía específica es constante para la compresión isentrópica (s ₁ = s ₂ = 0.592 kJ / kgK para 0.008 MPa ). Para esta entropía s ₂ = 0.592 kJ / kgK y p ₂ = 6.0 MPa encontramos h _{2, subenfriado} en tablas de vapor para agua comprimida (usando interpolación entre dos estados).

h _{2, subenfriado} = 179.7 kJ / kg

Entonces el trabajo realizado por las bombas, W _P, es

W _P = Δh = 5.7 kJ / kg

4)

La diferencia de entalpía entre (2 → 3), que corresponde al calor neto agregado en el generador de vapor, es simplemente:

Q _add = h _{3, v}  – h _{2, subenfriado} = 2785 – 179.7 =   2605.3 kJ / kg

Tenga en cuenta que no hay regeneración de calor en este ciclo. Por otro lado, la mayor parte del calor agregado es para la entalpía de vaporización (es decir, para el cambio de fase).

5)

En este caso, los generadores de vapor, la turbina de vapor, los condensadores y las bombas de agua de alimentación constituyen un motor térmico, sujeto a las limitaciones de eficiencia impuestas por la segunda ley de la termodinámica . En el caso ideal (sin fricción, procesos reversibles, diseño perfecto), este motor térmico tendría una eficiencia de Carnot de

η _Carnot = 1 – T _frío / T _caliente = 1 – 315/549 = 42.6%

donde la temperatura del depósito caliente es de 275.6 ° C (548.7 K), la temperatura del depósito frío es de 41.5 ° C (314.7K).

La eficiencia termodinámica de este ciclo se puede calcular mediante la siguiente fórmula:

así
η _th = (945 – 5.7) / 2605.3 = 0.361 = 36.1%