Qué es el ciclo diesel – Motor diesel – Definición

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