Análisis comparativo para medir la eficiencia de desempeño ...
ANÁLISIS COMPARATIVO DEL DESEMPEÑO MECÁNICO, …
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ANÁLISIS COMPARATIVO DEL DESEMPEÑO MECÁNICO, ENERGÉTICO Y
AMBIENTAL DE UN MOTOR DIESEL EN FUNCIONAMIENTO MIXTO DIESEL-
GAS NATURAL
JAIME ROBERTO GARCÍA MONTENEGRO
FUNDACIÓN UNIVERSIDAD DEL NORTE DIVISIÓN DE INGENIERÍAS
DEPARTAMENTO DE INGENIERÍA MECÁNICA
BARRANQUILLA
2009
ANÁLISIS COMPARATIVO DEL DESEMPEÑO MECÁNICO, ENERGÉTICO Y
AMBIENTAL DE UN MOTOR DIESEL EN FUNCIONAMIENTO MIXTO DIESEL-
GAS NATURAL
JAIME ROBERTO GARCÍA MONTENEGRO
Tesis de grado presentada como requisito para optar al título de Magíster en Ingeniera Mecánica
Director: Ph.D Lesmes A. Corredor M.
FUNDACIÓN UNIVERSIDAD DEL NORTE
DIVISIÓN DE INGENIERÍAS
DEPARTAMENTO DE INGENIERÍA MECÁNICA
BARRANQUILLA
2009
iii
NOTA DE ACEPTACIÓN:
_______________________________
_______________________________
_______________________________
_______________________________
_______________________________
_______________________________
Firma Presidente del Jurado
_______________________________
Firma del Jurado
_______________________________
Firma del Jurado
Barranquilla, Julio de 2009
iv
Dedicatoria
A mi abuelo (QEPD), te llevo en mi
corazón y estás conmigo en este y
todos mis logros.
A mis Padres por todo su amor y
apoyo incondicional en cada etapa de
mi vida.
A Mile porque haces más valioso cada
uno de mis logros, a todos mis amigos
y compañeros de promoción porque
no hubiese sido lo mismo sin ustedes.
Jaime Roberto
v
AGRADECIMIENTOS
El autor desea expresar su agradecimiento:
Al Ingeniero Lesmes Corredor por la dirección del Trabajo de Investigación y su
valioso aporte a lo largo de mi carrera profesional.
Al Ingeniero Marco Sanjuán por su asesoría en la fase experimental de esta
investigación, por su valiosa amistad y apoyo incondicional a lo largo de la
maestría.
A mis amigos Pedro, José, Iván, Fabio, Carlos C, quienes a lo largo de la maestría
han sido parte importante no solo de esta investigación sino de cada nuevo reto
propuesto.
Al Departamento de Ingeniería Mecánica y en especial al Grupo UREMA porque
de todos y cada uno de sus miembros he aprendido la importancia de la
Investigación Aplicada a desarrollos y que con esfuerzo y dedicación se pueden
lograr grandes cosas.
vi
LISTA DE SIMBOLOS
K: Grados Kelvin
MPa: Unidades de Presión, x 106 Pa
N: Unidades de Fuerza, Newton
m: Unidades de Longitud, Metros
rc: Relación de Compresión
Vc: Volumen Libre
Vd: Volumen Desplazado
P: Potencia
π: Número Pi
N: Régimen o Velocidad de Giro (rev/s)
T: Para o Torque (N.m)
W: Trabajo
p: Presión
dV: Diferencia de Volumen
nR: Número de Revoluciones por ciclo
ηm: Eficiencia Térmica
mf: Flujo Másico de Combustible
ηf: Eficiencia de Conversión de Combustible
PCI: Poder Calorífico Inferior del Combustible
A/F: Relación Aire – Combustible
ma: Flujo Másico de Aire
λ: Relación de Equivalencia
ηv: Eficiencia Volumétrica
ρ: Densidad
C: Carbono
vii
CO: Monóxido de Carbono
CO2: Dióxido de Carbono
O2: Oxígeno
H2: Hidrógeno
H2O: Agua
N2: Nitrógeno
HC: Hidrocarburos Sin Quemar
NOx: Óxidos Nítricos
Q: Calor
h: Entalpía
U: Energía Interna
Σ: Sumatoria
dt: Diferencial de tiempo
cv: Calor Específico
γ: Relación de Calores Específicos
Vm: Cilindrada del Motor
Va: Flujo Volumétrico de Aire
A: Área
β: Probabilidad de Error Tipo II
α: Nivel de Significancia
H: Hipótesis Nula
F: Valor F, Distribución Estadística
σ2: Varianza
viii
CONTENIDO Pag.
INTRODUCCIÓN ................................................................................................... 15
1. DESCRIPCIÓN DEL PROBLEMA .......................................................... 17
1.1 ANTECEDENTES ................................................................................... 17
1.2 JUSTI FICACIÓN .................................................................................... 19
1.3 OBJETIVOS ............................................................................................ 20
1.4 METODOLOGÍA ..................................................................................... 21
1.5 REVISIÓN DEL ESTADO DEL ARTE ..................................................... 26
2. MARCO TEÓRICO ................................................................................. 37
2.1 TIPOS DE MOTORES Y SU OPERACIÓN............................................. 37
2.2 PARÁMETROS DE OPERACIÓN Y DE DISEÑO EN MOTORES .......... 42
2.3 COMBUSTIÓN ESTEQUIOMÉTRICA .................................................... 48
2.4 COMBUSTIÓN EN MOTORES DE ENCENDIDO POR COMPRESIÓN 50
2.5 FORMACIÓN DE CONTAMINANTES .................................................... 56
3. DISEÑO DEL MEZCLADOR TIPO VENTURI Y ANÁLISIS ESTADÍSTICO
DE PRUEBAS PRELIMINARES ............................................................................ 60
3.1 DISEÑO DEL MEZCLADOR ................................................................... 60
3.2 ANÁLISIS ESTADÍSTICO DE PRUEBAS PRELIMINARES ................... 66
4. RESULTADOS PRUEBAS EXPERIMENTALES .................................... 70
4.1 Caracterización del Motor en modo Diesel ............................................. 70
4.2 Resultados Pruebas Experimentales ...................................................... 72
5. CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES ........................................ 106
BIBLIOGRAFÍA .................................................................................................... 110
ANEXOS .............................................................................................................. 114
ix
LISTA DE TABLAS Pag.
Tabla 1.1. Características motor de laboratorio Uninorte. ...................................... 23
Tabla 1.2. Características motor ensayado por Daisho et. al. ............................... 26
Tabla 1.3. Características Motor ensayado por Barata. ......................................... 28
Tabla 1.4. Características Motor ensayado por Gerbert, et. al. ............................. 29
Tabla 1.5. Características Motor ensayado por Poonia et. al ................................ 29
Tabla 1.6. Características Motor ensayado por Gunea et. al. ................................ 31
Tabla 1.7. Características Motor ensayado por Abd Alla, et. al. ............................ 32
Tabla 1.8. Características Motor ensayado por Papagiannakis, et. al ................... 34
Tabla 2.1. Tasas de Reacción para emisiones de NO. .......................................... 57
Tabla 3.1. Especificaciones técnicas del motor y condiciones de operación. ........ 61
Tabla 3.2. Dimensiones del Mezclador Diseñado .................................................. 65
Tabla 3.3. Pruebas Preliminares en modo Diesel .................................................. 69
Tabla 3.4. Pruebas Preliminares en modo Diesel-Gas .......................................... 69
Tabla 3.5. Resultados Cálculo de Número de Réplicas. ........................................ 69
Tabla 4.1. Factores y Niveles del Diseño Propuesto. ............................................ 72
Tabla 4.2. Variables de Respuesta del Experimento propuesto. ........................... 72
Tabla 4.3. Resultados Pruebas Experimentales en modo Diesel. ......................... 73
Tabla 4.4. Resultados Emisiones Contaminantes en modo Diesel. ....................... 74
Tabla 4.5. Resultados Pruebas Experimentales en modo Diesel-Gas Natural. ..... 75
Tabla 4.6. Resultados Emisiones Contaminantes en modo Diesel-Gas Natural. .. 76
Tabla 4.7. ANOVA Consumo Específico de Combustible, Diesel. ......................... 77
Tabla 4.8. ANOVA Consumo Específico de Combustible, Diesel-Gas. ................. 78
Tabla 4.9. ANOVA Eficiencia de Conversión de Combustible, Diesel. .................. 81
Tabla 4.10. ANOVA Eficiencia de Conversión de Combustible, Diesel-Gas Natural.
............................................................................................................................... 82
x
Tabla 4.11. ANOVA Eficiencia Volumétrica, Diesel. .............................................. 84
Tabla 4.12. ANOVA Eficiencia Volumétrica, Diesel-Gas Natural. .......................... 85
Tabla 4.13. ANOVA Porcentaje de Sustitución, Diesel-Gas Natural. ..................... 87
Tabla 4.14. ANOVA Emisiones NO, Diesel. ........................................................... 89
Tabla 4.15. ANOVA Emisiones NO, Diesel-Gas Natural. ...................................... 90
Tabla 4.16. ANOVA Emisiones CO2, Diesel. ......................................................... 92
Tabla 4.17. ANOVA Emisiones CO2, Diesel-Gas Natural. ..................................... 93
Tabla 4.18. ANOVA Emisiones HC, Diesel. ........................................................... 95
Tabla 4.19. ANOVA Emisiones HC, Diesel-Gas Natural. ....................................... 96
Tabla 4.20. Eficiencias Térmicas para 2000 rpm, Diesel y Diesel-Gas Natural. .. 102
Tabla 4.21. Eficiencias Térmicas para 2166 rpm, Diesel y Diesel-Gas Natural. .. 103
Tabla 4.22. Eficiencias Térmicas para 2333 rpm, Diesel y Diesel-Gas Natural. .. 104
Tabla 4.23. Eficiencias Térmicas para 2500 rpm, Diesel y Diesel-Gas Natural. .. 105
xi
LISTA DE FIGURAS Pag.
Figura 1.1. Banco de Ensayos Instrumentado. ...................................................... 23
Figura 1.2. Disposición del sistema de Conversión Mixto Diesel-Gas Natural ....... 24
Figura 2.1. Ciclo de Operación de 4-tiempos. ........................................................ 40
Figura 2.2. Relación de Compresión. ..................................................................... 43
Figura 2.3. Disposición Motor – Celda de carga .................................................... 43
Figura 2.4. Diagrama P-v ciclo 4-Tiempos ............................................................. 45
Figura 2.5. Concentraciones de NO y NO2 para motores Diesel y Gasolina. ........ 57
Figura 3.1. Mezclador Tipo Venturi para el Sistema de Conversión. ..................... 66
Figura 3.2. Curvas de Operación Característica para análisis de Varianza con
efectos Fijos. .......................................................................................................... 68
Figura 4.1. Curvas a Carga Máxima del motor de Ensayos. .................................. 71
Figura 4.2. Diferencia entre medias del factor Par, Diesel. .................................... 78
Figura 4.3. Diferencia entre medias del factor Par, Diesel-Gas. ............................ 79
Figura 4.4. Variación del Consumo Específico de Combustible para Diesel y
Diesel-Gas Natural. ................................................................................................ 80
Figura 4.5. Comparación de Medias para Consumo Específico de Combustible,
Diesel y Diesel-Gas Natural. .................................................................................. 80
Figura 4.6. Diferencia entre Medias para Eficiencia de Conversión de Combustible,
Diesel. .................................................................................................................... 81
Figura 4.7. Diferencia entre Medias para Eficiencia de Conversión de Combustible,
Diesel-Gas Natural. ................................................................................................ 82
Figura 4.8. Variación de la Eficiencia de Conversión de Combustible para Diesel y
Diesel-Gas Natural. ................................................................................................ 83
Figura 4.9. Comparación de Medias para Eficiencia de Conversión de
Combustible, Diesel y Diesel-Gas Natural. ............................................................ 83
xii
Figura 4.10. Diferencia entre Medias para Eficiencia Volumétrica, Diesel. ............ 84
Figura 4.11. Diferencia entre Medias para Eficiencia Volumétrica, Diesel-Gas
Natural. .................................................................................................................. 85
Figura 4.12. Variación de la Eficiencia Volumétrica para Diesel y Diesel-Gas
Natural. .................................................................................................................. 86
Figura 4.13. Comparación de Medias para Eficiencia Volumétrica, Diesel y Diesel-
Gas Natural. ........................................................................................................... 86
Figura 4.14. Diferencia entre Medias para Porcentaje de Sustitución, Diesel-Gas
Natural. .................................................................................................................. 88
Figura 4.15. Variación Porcentaje de Sustitución, Diesel-Gas Natural. ................. 88
Figura 4.16. Diferencia entre Medias para Emisiones NO, Diesel. ........................ 90
Figura 4.17. Diferencia entre Medias para Emisiones NO, Diesel-Gas Natural. .... 90
Figura 4.18. Variación Emisiones de NO para Diesel y Diesel-Gas Natural. ......... 91
Figura 4.19. Diferencia entre Medias para Emisiones NO, Diesel y Diesel-Gas
Natural. .................................................................................................................. 91
Figura 4.20. Diferencia entre Medias para Emisiones CO2, Diesel. ....................... 92
Figura 4.21. Diferencia entre Medias para Emisiones CO2, Diesel-Gas Natural.... 93
Figura 4.22. Variación Emisiones de CO2 para Diesel y Diesel-Gas Natural. ........ 94
Figura 4.23. Diferencia entre Medias para Emisiones CO2, Diesel y Diesel-Gas
Natural. .................................................................................................................. 94
Figura 4.24. Diferencia entre Medias para Emisiones HC, Diesel. ........................ 95
Figura 4.25. Diferencia entre Medias para Emisiones HC, Diesel-Gas Natural. .... 96
Figura 4.26. Variación Emisiones de HC para Diesel y Diesel-Gas Natural. ......... 97
Figura 4.27. Diferencia entre Medias para Emisiones HC, Diesel y Diesel-Gas
Natural. .................................................................................................................. 97
Figura 4.28. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en cámara de
Combustión, 2500 rpm y 80% de carga. ................................................................ 98
Figura 4.29. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en cámara de
Combustión, 2000 rpm y 20% de carga. ................................................................ 99
xiii
Figura 4.30. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en cámara de
Combustión, 2166 rpm y 50% de carga. .............................................................. 100
Figura 4.31. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en cámara de
Combustión. ......................................................................................................... 101
Figura 4.32. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en cámara de
Combustión. ......................................................................................................... 101
Figura 4.33. Diagramas P-v para 2000 rpm. ........................................................ 102
Figura 4.34. Diagramas P-v para 2166 rpm. ........................................................ 103
Figura 4.35. Diagramas P-v para 2333 rpm. ........................................................ 104
Figura 4.36. Diagramas P-v para 2333 rpm. ........................................................ 105
xiv
LISTA DE ANEXOS Pag.
ANEXO A. CARACTERÍSTICAS DE LOS SENSORES UTILIZADOS DURANTE
LAS PRUEBAS EXPERIMENTALES. .................................................................. 115
ANEXO B. PLANOS DE FABRICACIÓN MEZCLADOR TIPO VENTURI. ........... 117
ANEXO C. CORRIDAS ALEATORIZADAS DEL EXPERIMENTO DISEÑADO. .. 118
ANEXO D. GRÁFICOS DE VERIFICACIÓN DE SUPUESTOS ESTADÍSTICOS.
............................................................................................................................. 119
15
INTRODUCCIÓN
La problemática actual generada por el consumo masivo de combustibles fósiles y
sus efectos negativos a nivel ambiental y económico han abierto la posibilidad
para que los combustibles alternativos sean vistos como una necesidad inminente.
A pesar de no ser un combustible alternativo el uso del Gas Natural ha crecido
enormemente, a pesar de que su uso en motores de encendido por compresión
(diesel) ha ido ganando interés general, su masificación estará ligada a
consideraciones estrictamente técnicas que dificultan su penetración en
aplicaciones de automoción.
Por lo anterior, en este trabajo se evaluará el desempeño energético y ambiental
de un motor de encendido por compresión operando con un sistema de conversión
mixto Diesel-Gas Natural. Para esto se diseñará e implementará un sistema de
conversión, sin modificar el diseño original del motor, y a través de la
experimentación y el análisis estadístico de experimentos se buscará comparar los
resultados obtenidos durante la operación normal y mixta del motor. Se espera
encontrar el mayor porcentaje de sustitución de diesel por gas natural para
diferentes condiciones de operación del banco de ensayos y establecer las
emisiones correspondientes a la operación del sistema de conversión
implementado.
Esta investigación está enmarcada dentro de la línea de investigación en
combustibles alternativos del Grupo de Investigación en Uso Racional de la
Energía y Preservación del Medio Ambiente (UREMA). En los últimos 4 años se
ha trabajado el tema Diesel – Gas definiendo claramente las ventajas y
desventajas de los sistemas de conversión propuestos, pero hasta el momento no
16
se han realizado estudios experimentales que sirvan de punto de partida para
proponer mejoras y validar conclusiones teóricas obtenidas en investigaciones
previas. A nivel nacional no se encuentran publicaciones que hagan referencia al
análisis comparativo propuesto, mientras que a nivel internacional se apunta a
mejorar las prestaciones obtenidas durante las pruebas experimentales.
En el primer Capítulo se muestra la descripción del problema objeto de la
investigación y una revisión en orden cronológico de las publicaciones más
representativas en el tema Diesel – Gas Natural; el segundo Capítulo presenta la
fundamentación teórica relacionada con motores de encendido por compresión, el
tercer Capítulo detalla el diseño del mezclador tipo venturi y análisis de pruebas
preliminares, el cuarto capítulo muestra todos los resultados experimentales y
finalmente el quinto capítulo presenta las conclusiones y recomendaciones
producto del análisis de los resultados obtenidos.
17
1. DESCRIPCIÓN DEL PROBLEMA
1.1 ANTECEDENTES
El uso de los Motores de Encendido por Compresión (MEC), más conocidos como
motores Diesel, ha crecido a tal punto que es uno de los mercados más grandes
alrededor del mundo, según el “Boletín Estadístico de Minas y Energía 2003 –
2008” en Colombia se apreció un continuo crecimiento en la demanda del
combustible diesel, pasando de 70,000 barriles/día en el 2003 a en promedio
81,295 barriles/día en 2007 [1], lo cual evidencia el notable crecimiento en el uso
de este tipo de motores. No obstante, inconvenientes asociados a la eficiencia y a
las emisiones contaminantes de los motores de combustión interna sumado a la
mala calidad de los combustibles que estos usan, no dejan de ser un reto para
fabricantes, usuarios y en general para los países que hacen parte del Protocolo
de Kyoto.
La problemática asociada a la reducción de las emisiones contaminantes ha
incentivado la implementación de diferentes estrategias que ayuden a disminuir la
generación de gases de efecto invernadero producto inherente de la combustión
de combustibles fósiles. Mientras el Hidrógeno se proyecta como el combustible
que gobernará el funcionamiento de los motores en el futuro, distintas alternativas
se consideran en el corto plazo como una realidad inminente, por ejemplo el uso
de combustibles alternativos como el Biodiesel o el Alcohol Carburante y con
algunas modificaciones técnicas el uso de Combustibles Gaseosos en motores de
Combustión Interna. En Colombia actualmente se encuentra reglamentado el uso
de Alcohol Carburante (Etanol al 100%) y Biodiesel como mezclas parciales con la
18
Gasolina (Ley 693 de 2001) y el ACPM (Resolución 1289 de 2005)
respectivamente.
En cuanto al uso de combustibles gaseosos en motores de combustión interna en
el país se ha incentivado el uso de Gas Natural en motores de encendido
provocado (MEP) o motores a Gasolina pasando de 29,922 vehículos convertidos
en 2003 a 261,458 en Julio de 2008 [1]. Para los Motores Diesel existen dos
tendencias claramente definidas a nivel mundial, la primera consiste en modificar
el ciclo termodinámico del motor y la segunda manteniendo el ciclo original se
sustituye parte del diesel por un combustible gaseoso, siendo más común el uso
de Gas Natural [2], pero la implementación de estas en Colombia aun no está
definida y a nivel mundial son muy pocas las empresas que comercializan este
tipo de conversiones.
La sustitución en gran proporción del Combustible Diesel por gas natural se
conoce como Motores en funcionamiento Mixto, y su implementación no implica
modificaciones definitivas en el diseño original de la máquina, por lo cual se puede
seguir operando con el combustible original sin mayores inconvenientes. Diversos
estudios referentes a esta tecnología se encuentran publicados, en mayo de 1982
T. Akeroyd [3] registró una patente relacionada al diseño de un sistema de
conversión Diesel-Gas Natural, sus resultados muestran sustituciones hasta del
80%. También se encuentran estudios que buscan mejorar el desempeño del
sistema para distintas condiciones de operación y para combustibles de menor
calidad; por ejemplo M. Razavi y G. Karim [4] en su investigación evaluaron el
rendimiento de un motor mixto funcionando con gases pobres mostrando la
posibilidad de mejorar la sostenibilidad de la solución.
Por otra parte a nivel comercial este tipo de motores se encuentran
comercializados por Caterpillar con desarrollos de Westport Cummins en los
modelos 3126B, C-10 y C-12 DF obteniendo sustituciones mayores al 80% [5], y
19
su evolución ha llegado al desarrollo de inyectores mixtos implementados en la
referencia Cummins ISX400, [6]. Cabe resaltar que no se registran publicaciones
relacionadas con la implementación de sistemas mixtos Diesel-Gas en Colombia.
1.2 JUSTI FICACIÓN
Existen diferentes factores que obligan a pensar en combustibles alternativos para
sustituir total o parcialmente los combustibles fósiles derivados del petróleo, entre
estos se encuentran las elevadas emisiones contaminantes, las continuas alzas en
los precios del crudo a nivel mundial, la calidad de los combustibles utilizados en
nuestro país, la necesidad de importar dichos combustibles para satisfacer la
demanda nacional, por mencionar algunas de las más significativas, dentro de las
posibles soluciones se encuentra el Gas Natural cuya combustión en motores es
mucho más amigable con el medio ambiente, y que además de ser más
económico, el servicio de Gas Natural se encuentra bien distribuido alrededor de
la mayor parte del territorio nacional, por lo cual se genera una excelente
oportunidad para que este combustible gaseoso sea implementado en motores
mixtos, es decir máquinas que operan con más de un combustible.
Este proyecto pretende desarrollar un sistema de conversión para motores mixtos
Diesel-Gas Natural, basado en estudios técnicos, analíticos y experimentales que
permitan en un motor diesel de laboratorio, monocilíndrico y de aspiración natural
sustituir la mayor cantidad de ACPM por Gas Natural, comparando su
comportamiento con el original del motor y analizando el desempeño energético y
ambiental del mismo. Además se busca desarrollar una metodología de
conversión mixta para motores estacionarios de generación eléctrica, que pueda
implementarse en las Zonas No Interconectadas a nivel nacional. Este tipo de
sistemas representarían ventajas ambientales dado que la combustión del gas
natural produce menos emisiones contaminantes, y económicas porque al sustituir
un porcentaje significativo del diesel por gas natural, la inversión necesaria en
20
combustible es menor; además de la flexibilidad que brinda en caso de ausencia
del gas natural, que el motor puede seguir funcionando normalmente con Diesel.
Por otro lado, sirve como primer paso hacia una sustitución final de Diesel por
Biodiesel y Gas Natural por Biogás haciendo del sistema de conversión una
opción más sostenible y amigable con el medio ambiente.
1.3 OBJETIVOS
1.3.1. OBJETIVO GENERAL
• Analizar y Comparar el desempeño mecánico, energético y ambiental de un
motor de encendido por compresión de laboratorio, operando con un sistema
de conversión mixto Diesel-Gas Natural.
1.3.2. OBJETIVOS ESPECÍFICOS
• Caracterizar el funcionamiento de un motor diesel estacionario monocilíndrico
operando con Diesel.
• Diseñar e implementar un mezclador Gas Natural-Aire en un motor diesel de
laboratorio.
• Determinar los mayores porcentajes de sustitución posibles para distintas
condiciones de operación del motor ensayado.
• Comparar el consumo específico de combustible, la potencia, y las emisiones
contaminantes obtenidas para diferentes condiciones de operación en el modo
mixto Diesel-Gas y Diesel convencional.
21
1.4 METODOLOGÍA
Con el fin de alcanzar los objetivos propuestos en este proyecto, se
implementaran las diferentes fases de desarrollo de proyectos de investigación
tales como: búsqueda de información, primaria y secundaria, continuo análisis de
la información recolectada, desarrollo de pruebas experimentales de laboratorio y
evaluación de resultados que permitan desarrollar los objetivos trazados.
A continuación se presentan los componentes de la metodología propuesta:
1.4.1. BÚSQUEDA Y ANÁLISIS DE LA INFORMACIÓN
Se utilizó la información publicada por centros de investigación, universidades e
institutos públicos y privados, en bases de datos, revistas, publicaciones
especializadas y otras fuentes electrónicas disponibles en la Universidad, para
guiar y fundamentar el desarrollo del proyecto. La información obtenida permitió la
determinación del estado del arte de los sistemas de conversión Diesel-Gas
Natural aplicables al tipo de motor a ensayar, lo cual será la base para establecer
los fundamentos teóricos y el desarrollo experimental, para cumplir los objetivos
que se han planteado.
1.4.2. DISEÑO Y CONSTRUCCIÓN DEL MEZCLADOR AIRE-GAS NATURAL
Para la implementación del sistema de conversión se realizó la modificación del
sistema de admisión de aire con un dispositivo de mezclado que cumpla entre
otras con las siguientes especificaciones:
22
• Proporcionar una mezcla homogénea del Aire y el Gas Natural
• Permitir variar el flujo de gas dependiendo de las condiciones de operación
• Garantizar la relación aire/combustible que permita el inicio de la
combustión del diesel
Para el diseño del mezclador se deben considerar factores del funcionamiento del
motor como capacidad volumétrica, velocidades de rotación, relaciones aire
combustible, entre otras. Estas se determinaron realizando pruebas utilizando
100% ACPM para caracterizar el comportamiento del motor a diferentes cargas y
determinar las condiciones del flujo de Aire-Gas Natural que satisfagan este
proceso.
De las diferentes alternativas en cuanto al diseño del mezclador se analizarán las
que cumplan con las necesidades de aplicaciones estacionarias, caso específico
del motor a ensayar.
1.4.3. CARACTERIZACIÓN DEL FUNCIONAMIENTO DEL MOTOR OPERANDO CON DIESEL
De las pruebas realizadas con 100% diesel se obtuvo el mapa de potencia del
motor de laboratorio a ensayar. Se implementó el mezclador Gas Natural-Aire
construido y se diseñó un experimento que permita evaluar el comportamiento del
motor en puntos significativos de operación y obtener el porcentaje de sustitución
de diesel por Gas Natural más adecuado para el funcionamiento normal del motor.
Las pruebas se realizaron en un banco experimental dispuesto, Figura 1.1., con
sensores que permiten obtener los valores de:
• Temperatura ambiente
• Temperatura del Aceite
23
• Temperatura de Gases de Escape
• Presión en Cámara de Combustión
• Consumo de Combustible
• Consumo de Aire
• Velocidad de Giro
Las curvas características del motor, torque, potencia y consumo específico de
combustible en función de la velocidad de giro, se obtienen del programa incluido
en el banco de ensayos. Los demás cálculos requeridos fueron obtenidos a partir
de la correlación de las variables mencionadas. De las ecuaciones
termodinámicas y correlaciones de variables se calcularán los porcentajes de
sustitución predichos para el posterior análisis del porcentaje de sustitución
finalmente logrado. Las características del motor se presentan en la Tabla 1.1.
Tabla 1.1. Características motor de laboratorio Uninorte.
FuncionamientoDiesel 4 tiempos, refrigerado por aire,
aspiración naturalCilindros 1Diámetro 69mmCarrera 62mm
Cilindrada 232ccPotencia Máxima 1.5 kW a 3000 rpm
Figura 1.1. Banco de Ensayos Instrumentado.
24
1.4.4. ESTUDIO EXPERIMENTAL DEL FUNCIONAMIENTO MIXTO DIESEL-GAS NATURAL
Para las curvas características obtenidas en las pruebas realizadas se evaluaron
las diferencias de los resultados obtenidos para el motor funcionando con ACPM y
en funcionamiento mixto con Gas natural. Para esto se llevo a cabo una fase
experimental que permitió evaluar el desempeño mecánico, energético y ambiental
del motor para distintas condiciones de carga y régimen de giro, se analizaron
comparativamente las curvas obtenidas durante dichos ensayos y se determinaron
las implicaciones del uso del Gas Natural como combustible que sustituya al diesel
convencional.
A continuación se presenta un esquema del montaje experimental para el sistema
de conversión mixto Diesel-Gas Natural:
Figura 1.2. Disposición del sistema de Conversión Mixto Diesel-Gas Natural
Motor DieselFreno
Filtro Aire
Línea de Gas
Venturi
Gases de Escape
Diesel
1.4.5. ANÁLISIS DE RESULTADOS
Una vez concluida la fase experimental se realizó el análisis de resultados,
utilizando análisis estadístico de experimentos y los parámetros comparativos de
operación de motores de combustión interna, se evaluó el desempeño del motor
de ensayos funcionando con el sistema de conversión mixto implementado. Las
conclusiones y recomendaciones buscan incentivar desarrollos asociados al
25
mejoramiento del sistema implementado y a las prestaciones obtenidas por el
mismo.
26
1.5 REVISIÓN DEL ESTADO DEL ARTE
A continuación se presentan en orden cronológico las publicaciones que presentan
características similares a las condiciones, equipos y objetivos enmarcados en el
desarrollo de esta investigación:
Daisho, et. al. (1995) [7]. En su investigación buscaron mejorar el comportamiento
del motor a bajas cargas ya que encontraron que para esta condición de operación
se presentaban bajas eficiencias térmicas e incrementos en la cantidad de
combustible sin quemar. Para esto analizaron 3 variables del proceso y su
incidencia en el desempeño del motor mixto; tiempo de avance de la ignición,
estrangulación del aire, y recirculación de los gases de escape. Modificando el
tiempo de avance mejoraban la combustión, la variación del aire les permitió
aumentar la concentración relativa del gas en la mezcla mejorando la ignición y la
combustión de la mezcla. Al aumentar la temperatura de la carga que ingresa a la
cámara de combustión se eleva la temperatura de los gases de escape con los
cuales se podrá obtener una mejor combustión, aunque se pueden presentar
algunos inconvenientes con respecto a las emisiones estos efectos se pueden
contrarrestar con post-enfriamiento de los gases de escape.
El motor utilizado en para esta experimentación tiene las siguientes
características:
Tabla 1.2. Características motor ensayado por Daisho et. al.
FuncionamientoDiesel 4 tiempos, Inyección indirecta, Refrigerado
por agua, aspiración natural.Cilíndros 4Diámetro 102mmCarrera 118mm
Relación de Compresión 17:1
Fuente: Daisho et. al. [7]
27
Los resultados obtenidos para los cambios evaluados en el tiempo de avance de
la inyección reflejaron mejoras mínimas en la eficiencia térmica, debido a que la
duración de la combustión no es menor y se incrementaron las emisiones de NOx
con la variación del tiempo de avance, por lo tanto este aspecto no se consideró
como efectivo en el mejoramiento de las emisiones del motor en funcionamiento
mixto. El análisis de los resultados obtenidos mediante la estrangulación del aire
de entrada les arrojó que se presentó una mejor combustión con menor tiempo de
duración, sin embargo los efectos de esta variación resultaron ser perjudiciales en
la mejora de la eficiencia térmica. Con la recirculación de gases de escape
calientes se mejora la eficiencia térmica debido a las altas temperaturas de la
mezcla que entra al motor y a que se vuelve a quemar el combustible que no se
quemó inicialmente. Se disminuyen las emisiones de NOx y se disminuyen los
humos para altas concentraciones de gas. Si se enfría el gas de escape se
obtienen menores eficiencias térmicas pero se reducen aun más las emisiones de
los NOx por lo tanto el efecto de esta variable es más significativo en las
emisiones que en la eficiencia térmica del proceso.
Barata (1995), [8] por su parte, realizó un estudio experimental para evaluar el uso
de combustibles gaseosos como alternativa para motores diesel sin tener que
realizar mayores cambios en el diseño original del motor. El combustible gaseoso
utilizado en esta investigación fue propano y el diesel fue inyectado mediante el
sistema de inyección convencional del motor evaluado. Durante las pruebas del
sistema mixto lograron sustituir 90 % del diesel por propano manteniendo un
comportamiento similar de la eficiencia al del motor diesel convencional.
El motor utilizado en las pruebas tiene las siguientes características:
28
Tabla 1.3. Características Motor ensayado por Barata.
FuncionamientoDiesel 4 tiempos, Inyección indirecta, Refrigerado
por agua, aspiración natural.Cilíndros 2Diámetro 100mmCarrera 125mm
Relación de Compresión 18:1 Fuente: Barata [8]
Los resultados obtenidos en las pruebas experimentales para distintas condiciones
de carga y distintos porcentajes de sustitución del diesel por propano permitieron
concluir que a altas cargas y para la carga máxima la eficiencia térmica fue
ligeramente menor para el modo mixto que para el de diesel normal. Para una
velocidad de giro constante la potencia máxima de salida se incrementó en un
20% para la operación en modo mixto. En cuanto a las emisiones contaminantes
se incrementaron notablemente las de CO, y su efecto fue más significativo a
cargas menores al 50% de la carga máxima, por otra parte las emisiones de NOx
se disminuyeron para todas las condiciones de operación evaluadas en
funcionamiento mixto.
Gebert, et. al. (1997), [9], En esta investigación los autores buscaron desarrollar
estrategias para sobreponerse a los problemas intrínsecos del sistema de
conversión mixto para motores diesel, y mejorar las ventajas que este tipo de
conversión genera. Para esto desarrollaron en investigaciones previas el sistema
de inyección del diesel (piloto) con lo cual lograron obtener resultados positivos en
cuanto a la optimización del diesel inyectado, con este trabajo el objetivo fue
mejorar la cantidad de combustible gaseoso sin quemar que en los gases de
escape e incrementar la sustitución del gas a bajas cargas utilizando distintas
estrategias de mejora.
El motor utilizado para las pruebas fue un Navistar DT 466 con las siguientes
características;
29
Tabla 1.4. Características Motor ensayado por Gerbert, et. al.
FuncionamientoDiesel 4 tiempos, Inyección indirecta, Turbocargado con interenfriamineto.
Cilíndros 6Diámetro 109.2mmCarrera 135.9mm
Relación de Compresión 15.2:1 Fuente: Gerbert et. al. [9]
Los autores únicamente modificaron el diseño del inyector y conservaron las
demás especificaciones originales del motor con lo cual obtuvieron un porcentaje
de sustitución de diesel superior al 96% con base en energía, para todas las
condiciones de carga y velocidad, incluso en ralentí. El porcentaje de sustitución
del Gas Natural fue del 99% a altas cargas. En cuanto a las emisiones, para las
condiciones de operación evaluadas el sistema cumplió con las restricciones de
certificación necesarias para funcionar en vehículos.
Poonia, et. al. (1998), [10], evaluaron el efecto de la temperatura del aire y la
cantidad de combustible piloto inyectado en la combustión, el motor ensayado en
esta investigación tiene las siguientes características:
Tabla 1.5. Características Motor ensayado por Poonia et. al
FuncionamientoDiesel 4 tiempos, Inyección directa, Refrigerado
por agua, aspiración naturalCilíndros 1Diámetro 80mmCarrera 110mm
Potencia Máxima 3.7 kW @ 1500 rpm Relación de Compresión 15:01
Fuente: Poonia et. al. [10]
Observaron en el tiempo de ignición que el retraso es mayor en cualquiera de las
condiciones de operación para el modo mixto en comparación con el diesel
normal, esto está relacionado con la menor concentración de oxígeno y la
influencia del gas en la ignición del diesel inyectado, y probablemente reacciones
secundarias podrían llevarse a cabo con el gas y pre-encender el combustible
diesel afectando notablemente el ciclo. Para cualquiera de las temperaturas de
30
entrada del aire el tiempo de retraso fue mayor a medida que se disminuye la
cantidad de diesel suministrado por ende la relación Aire-Gas es más rica.
En cuanto al calor liberado concluyen que a bajas cargas está dominado por la
combustión del diesel piloto y el gas en una etapa inicial, seguido por la
combustión del gas que está influenciada por la cantidad de diesel inyectado. En
este proceso no encontraron influencia de la temperatura del aire. Para cargas
mayores, después de la combustión inicial del diesel y el gas, el gas restante se
quema en dos etapas, la primera se da a alta velocidad y esta significativamente
afectada por la cantidad de combustible piloto o la temperatura del aire; esta fase
de combustión rápida conduce a elevados picos de presión. El valor del pico de
presión en el modo mixto es más alto en comparación con el motor en operación
diesel para altas cargas, particularmente cuanto la temperatura de entrada es alta
ya que esto causa rápida combustión de la mezcla aire-gas.
A baja carga inyectaron mayor cantidad de diesel para asegurar la correcta
combustión del combustible gaseoso. A medida que la potencia se incrementa se
debe disminuir esta cantidad de diesel para controlar la combustión acelerada y el
“knock”. Esto ocasiona un ligero incremento en el retraso de la ignición del diesel y
a medida que la potencia de salida es mayor la tasa de combustión de la mezcla
gaseosa se incrementará. Ambos factores deben tenerse en cuenta para decidir el
tiempo de inyección para cada condición de operación.
Gunea et. al. (1998), [11], Analizaron el efecto de la calidad del combustible piloto
inyectado en el retraso de la ignición en el motor mixto, al mismo tiempo utilizaron
distintas cantidades del diesel evaluado con gases comerciales como metano
puro, propano y distintas mezclas de gases de bajo poder calorífico (CH4+N,
+CO2) para un rango de operación del motor. Los resultados indicaron que para
incrementos en la admisión de la mezcla aire-gas, la variación en el retraso de la
ignición está altamente influenciada tanto por la calidad como por la cantidad del
31
diesel utilizado. Altos números de cetano les permitieron obtener resultados
satisfactorios con menos cantidad de diesel como piloto y con gases de menor
poder calorífico.
Las pruebas fueron realizadas en un motor con las siguientes características:
Tabla 1.6. Características Motor ensayado por Gunea et. al.
FuncionamientoDiesel 4 tiempos, Inyección directa,
Refrigerado por agua, aspiración naturalCilíndros 1Diámetro 108mmCarrera 152mm
Relación de Compresión 14.2:1 Fuente: Gunea et. al. [11]
Para las pruebas utilizaron 4 tipos de diesel comercialmente disponibles, con
índices de cetano 41.5, 46.5, 53 y 58 respectivamente. Para cada uno de los
puntos de operación la cantidad de diesel inyectado se mantuvo constante
mientras variaban el flujo de gas gradualmente. Durante las pruebas el tiempo de
inyección se mantuvo constante y las velocidades de giro se mantuvieron en 1000
rpm.
Los resultados de esta investigación les permitieron concluir que la autoignición de
los combustibles con mayor índice de cetano no se vio afectada por la presencia
del combustible gaseoso en la cámara de combustión, y el desempeño de los
motores de operación mixta diesel-gas se mejora con el uso de combustibles con
alto índice de cetano, el uso de estos permitió menores cantidades de combustible
como piloto y mejora el comportamiento del motor utilizando gases de menor
poder calorífico.
Abd Alla et. al. (1999), [12], buscaron mejorar el comportamiento de un motor
experimental en funcionamiento mixto diesel-metano o propano a bajas cargas, ya
que en esta condición de operación se incrementan los niveles de combustible sin
32
quemar y se disminuye la eficiencia térmica desmejorando el desempeño del
motor. El motor utilizado en la experimentación es un Ricardo E6, ajustado para
operar con combustibles gaseosos y con las siguientes características;
Tabla 1.7. Características Motor ensayado por Abd Alla, et. al.
FuncionamientoDiesel 4 tiempos, Inyección indirecta, Refrigerado
por agua, aspiración natural.Cilíndros 1Diámetro 75.2mmCarrera 111.1mm
Relación de Compresión 20.93:1 Fuente: Abd Alla et. al. [12]
Los resultados obtenidos les permitieron a los autores concluir que se obtienen
mejoras en la eficiencia térmica al aumentar la cantidad de combustible piloto
suministrada, esto está relacionado con el incremento en los valores de presión y
temperatura para tiempos de combustión más largos. El inconveniente de este
incremento en el diesel inyectado fue un mayor porcentaje de emisiones de NOx
atribuido al incremento en la máxima temperatura de la mezcla. Sin embargo, el
proceso de combustión de la mezcla aire gas con el diesel generó menores
cantidades de CO y de hidrocarburos sin quemar. También pudieron concluir que
a altas cargas el incremento en la cantidad de combustible diesel utilizado
causaba anomalías en la combustión (knock), por lo que no lo recomiendan para
estas condiciones de operación.
Mbarawa, et. al. (2000), [13] realizaron tanto experimentos como simulaciones
numéricas para entender la combustión del gas natural en el ciclo de combustión
diesel. El estudio se realizó bajo condiciones que replicarán las condiciones de un
motor a gas trabajando en ciclo diesel. Realizaron un modelo de simulación
tridimensional numérico, que tuvo en cuenta las interacciones entre los dos
combustibles. Y la simulación fue comparada con los resultados experimentales,
de esto obtuvieron que debían tener un inyector de diesel con mayor cantidad de
agujeros e incrementar la presión de inyección del mismo.
33
Los resultados arrojaron que el modelo numérico se acercó satisfactoriamente a
los resultados experimentales prediciendo la presión de combustión. Sin embargo
esto no se cumplió para todas las zonas del proceso de combustión. También
pudieron comprobar que al incrementar la presión de la entrada de diesel se
aceleraba la combustión del gas natural y por ende se mejoró el desempeño del
motor en modo mixto. Para la misma cantidad de combustible suministrado mayor
cantidad de agujeros permite una mejor vaporización y distribución de la mezcla,
esto hace que se mejore la tasa de combustión del gas natural se mejores debido
a una mayor cobertura del diesel en la cámara de combustión.
Papagiannakis, et. al. (2002), [14] En esta investigación el motor utilizado fue un
motor monocilíndrico, de aspiración natural, inyección directa. Las características
de este banco son, diámetro 85.73mm, carrera 82.55mm y relación de compresión
17.6:1.
Los resultados de la experimentación les permitieron concluir que la operación en
modo mixto incurre en retrasos en el tiempo de ignición mayores en comparación
con el modo normal. Además que el tiempo que dura la combustión se incrementa
con el aumento de la masa de gas que se suministre. En cuanto a las emisiones,
el uso de combustibles gaseosos tiene un efecto positivo en las emisiones de NO,
los niveles de emisión de NO son menores, en cuanto a otros gases emitidos las
concentraciones se disminuyen a medida que se incremente la carga del motor y
la relación de masa de gas. Los resultados más significativos y promisorios para la
implementación de este tipo de sistema se encuentran para las condiciones de
carga más alta, en los cuales el porcentaje de sustitución es mayor.
En 2004, [15] los mismos autores publicaron los resultados obtenidos para una
investigación experimental de un motor diesel monocilíndrico, modificado para
operar en modo mixto. La investigación se desarrolló para diferentes regímenes de
34
giro y cargas para los dos modos de operación (mixto y convencional), el motor
ensayado tiene las siguientes especificaciones;
Tabla 1.8. Características Motor ensayado por Papagiannakis, et. al
FuncionamientoDiesel 4 tiempos, Inyección directa, Refrigerado
por aire, aspiración natural.Cilíndros 1Diámetro 85.73mmCarrera 82.55mm
Relación de Compresión 17.6:1 Fuente: Papagiannakis et. al. [15]
El gas utilizado para las pruebas fue tomado del suministro de gas del sistema
local, pero antes de entrar al motor el flujo se estabiliza en un tanque que
garantiza uniformidad en las condiciones de presión del gas de suministro.
Los experimentos se realizaron para 4 condiciones de carga, 20%, 40%, 60% y
80% de la carga máxima nominal del motor, y tres velocidades 1500, 200 y 2500
rpm. El procedimiento de experimentación para el modo mixto se estableció de tal
forma que se garantizara que el ingreso de gas satisface la potencia requerida en
el motor, manteniendo un flujo de Diesel constante y suficiente para vencer las
pérdidas mecánicas del motor.
Del análisis de los resultados experimentales, los autores concluyeron que para
las pruebas en modo mixto los picos de presión son más bajos en comparación
con el valor que tienen en funcionamiento convencional, esto implica menor
probabilidad de dañar el motor. En cuanto al tiempo de combustión es menor a
altas cargas, sin embargo se reduce considerablemente a bajas cargas en
comparación con el tiempo para el modo diesel. Las emisiones contaminantes
arrojaron resultados satisfactorios para NOx y hollín, sin embargo los niveles de
CO y HC se incrementaron considerablemente. Las recomendaciones finales van
dirigidas hacia las pequeñas modificaciones que se deben realizar sobre el motor
con el fin de contrarrestar las pequeñas pérdidas que se inducen con el uso del
gas natural.
35
En el año 2006, Carlucci et. al., [16] publicaron resultados de pruebas realizadas
sobre un motor diesel convertido a funcionamiento mixto, para funcionar con gas
natural comprimido mediante la ignición de diesel convencional. Para el suministro
de gas diseñaron un mezclador posicionado en el múltiple de admisión, al inyector
le realizaron todas las pruebas y metodologías correspondientes que aseguraron
el comportamiento requerido para el objetivo de las pruebas.
El motor de pruebas utilizado fue un motor monocilíndrico de 4 válvulas, con
sistema de inyección Common Rail, el diámetro es de 90mm y la carrera de
85mm, la relación de compresión 17.1:1. La ubicación del inyector les permitió
asumir que la mezcla aire-metano es homogénea, y la relación aire-metano difiere
para las pruebas realizadas en ambas condiciones de operación, para mayor
presión y rpm la relación es el doble comparada con la menor, para iguales
cantidades de diesel suministrado.
Los resultados y las características de su experimentación les permitieron concluir
que tanto la cantidad de gas suministrado como la cercanía del inyector de gas en
la cámara influyen significativamente en los niveles de emisiones contaminantes,
siendo mucho mejor acercar lo más posible el inyector a la cámara de combustión.
Sin embargo los niveles de las emisiones se mostraron considerablemente
menores para el motor operando en modo mixto.
Como se ha visto a través de la revisión del estado del arte, las investigaciones
realizadas en el tema de diesel-gas arrojan resultados satisfactorios y muestran la
necesidad de investigar alrededor de las características del sistema a diseñar y las
condiciones a las que se realizarán las pruebas. Algunos de los motores
mostrados guardan características similares al motor de laboratorios utilizado para
esta investigación, las características de aspiración natural, 1 cilindro y las
dimensiones de la cámara de combustión, influyen de gran manera en los
36
resultados que se obtienen. Por otra parte, se puede concluir a priori que a bajas
cargas los porcentajes de sustitución serán menores, y el desempeño desde el
punto de vista ambiental marcará los límites de sustitución que se pretenden
lograr.
37
2. MARCO TEÓRICO
2.1 TIPOS DE MOTORES Y SU OPERACIÓN
El objetivo de los motores de combustión interna es la generación de potencia
mecánica a partir de energía química contenida en el combustible. En los motores
de combustión interna a diferencia de los de combustión externa, esta reacción de
oxidación del combustible se lleva a cabo al interior del motor. Existen entonces
dos tipos de motores de combustión interna, los motores de encendido provocado
(MEP, también conocidos como Otto, o motores a gasolina) y los motores de
encendido por compresión (MEC, también conocidos como Diesel) por sus
características técnicas y sus prestaciones estos motores abarcan gran parte de
las aplicaciones de transporte y generación de energía.
2.1.1. Historia
Alrededor de 1860 los motores de combustión interna se convirtieron en una
realidad, los primeros fabricados con un fin comercial quemaban una mezcla de
gas de carbón y aire a presión atmosférica y había compresión después de la
combustión. Lenoir (1822 -1990) fabricó el primer motor de este tipo y se
comercializaron alrededor de 5000 unidades en tamaños que alcanzaban hasta 6
HP con una eficiencia máxima del 5%. Un desarrollo más importante se dio en
1867 cuando N. Otto (1832 – 1891) y E. Langen (1833 – 1895) utilizaron el
incremento en la presión generado durante la combustión para acelerar un arreglo
de pistón de tal forma que el momento generaría presión de vacio al interior del
cilindro, mejoraron la eficiencia llegando a un 11% y se produjeron alrededor de
5000 unidades, [17].
38
Con el objetivo de mejorar la baja eficiencia obtenida en los primeros diseños y
reducir el peso excesivo del motor Otto propuso un ciclo de cuatro tiempos, un
ciclo de admisión seguido del ciclo de compresión previa a la ignición, luego
expansión donde se transfiere trabajo al cigüeñal y finalmente un tiempo de
escape, este prototipo fue implementado en 1876 y en comparación con su
modelo inicial este diseño tenía grandes reducciones en el peso y el volumen del
motor, unos 50,000 motores fueron vendidos en Europa y Estados Unidos y este
desarrollo es considerado el punto de partida de los motores de combustión
interna. Sin embargo, en 1884 ya existían registros en Francia del desarrollo
patentado por Otto, en 1862 Alphonse Beau de Rochas patentó los principios del
ciclo de cuatro tiempos; el hallazgo de estos registros generó dudas alrededor de
la autoría de Otto a tal punto que en Alemania la patente fue invalidada.
Desarrollos posteriores continuaron desarrollándose alrededor de los motores de
combustión interna, para 1880 ingenieros en Alemania e Inglaterra realizaron
desarrollos de ciclos de dos tiempos y con el objetivo de mejorar la eficiencia
propusieron también mayor tiempo en el ciclo de expansión que en el de
compresión, sin embargo los desarrollos se encontraron limitados por las
cualidades del combustible disponible para la época y solo relaciones de
compresión de 4 eran aceptables si se quería evitar combustión irregular (“knock”).
Fue en 1982 cuando R. Diesel (1858 – 1913) resaltó en su patente un nuevo tipo
de motor de combustión interna, donde la combustión se inicia al inyectar
combustible en aire calentado por la compresión, con esto se lograba doblar la
eficiencia obtenida hasta ese momento por los otros motores, incrementando las
relaciones de compresión sin tener problemas de “knock”, [17]. Cinco años
después se desarrollo el primer prototipo práctico del desarrollo patentado. De
aquí en adelante los desarrollos fueron menos impactantes pero igual de
significativos, todos apuntan a mejorar las prestaciones y alcanzar mayores
39
relaciones de compresión sin afectar el comportamiento de la máquina. Además,
la operación de los motores está estrictamente asociada a la calidad de los
combustibles utilizados, por lo tanto paralelo al desarrollo de las máquinas mejoras
en procesos de obtención y en las composiciones de los combustibles han
significado mejores desempeños en los motores de combustión interna.
2.1.2. Clasificación de los motores
Existen diferentes tipos de motores de combustión interna, y pueden clasificarse
por:
1. Aplicación: Automóviles, Camiones, Locomotoras, Pequeños Aeroplanos,
Marinos, Pequeñas Plantas de Energía.
2. Diseño Básico: Motores Reciprocantes (subdivididos por el arreglo de los
cilindros en V, en línea, etc) y Motores Rotativos (Wankel, etc)
3. Ciclo de trabajo: 4 – tiempos, de aspiración natural, supercargados (admisión
de mezcla precomprimida), y turbocargados (admisión de mezcla
precomprimida y el compresor es movido por una turbina que a su vez usa
gases de escape), 2 – tiempos: supercargados, turbocargados, entre otros.
4. Diseño de Válvula y Ubicación: Por la distribución y ubicación de las válvulas,
Overhead, Underhead, etc.
5. Combustible: Gasolina, Diesel, Gas Natural, LPG (gas licuado del petróleo),
alcoholes (metanol y etanol), hidrógeno y Mixtos.
6. Preparación de la mezcla: Carburador, Inyección directamente en cilindro o en
múltiple de admisión.
40
7. Ignición: Por chispa o por compresión.
8. Diseño de la Cámara de Combustión: Cámara Abierta, dividida.
9. Refrigeración: Refrigerado por agua o aire o sin refrigerar (convección y
radiación natural).
2.1.3. Ciclo de Operación 4 – Tiempos
Como fue patentado por Beau de Rochas este ciclo está compuesto por dos ciclos
mecánicos dentro del cilindro y el cigüeñal completa dos revoluciones por cada
ciclo recibiendo el nombre de cuatro tiempos. En la Figura 2.1 se observa un
diagrama esquemático de cada tiempo, [18].
Figura 2.1. Ciclo de Operación de 4-tiempos.
Fuente: Cengel y Boles [18]
Inicialmente tanto la válvula de admisión como la de escape se encuentran
cerradas y el pistón se encuentra en la posición más baja conocida como Punto
Muerto Inferior (PMI), a lo largo del recorrido de compresión el pistón sube y
comprime el aire o la mezcla aire combustible, y antes de que el pistón alcance su
41
posición más alta o Punto Muerto Superior (PMS) se inyecta el combustible en el
caso del diesel o salta la chispa para los de encendido provocado, en ese
momento se incrementa la presión y la temperatura del sistema. Los gases
impulsan el pistón hacia abajo, el pistón a su vez mueve el cigüeñal generando
trabajo útil durante el recorrido de expansión. Al final de este recorrido el pistón se
encuentra nuevamente en el PMI y la cámara está llena de los gases producto de
la combustión, el pistón nuevamente se desplaza hacia arriba y retira los gases
por la válvula de escape, nuevamente desciende admitiendo una mezcla fresca y
reinicia el ciclo de 4 tiempos.
2.1.4. Operación del Motor de Encendido por Compresión
En los motores de encendido por compresión se admite aire al cilindro, el
combustible es inyectado directamente al cilindro justo antes de que el proceso de
combustión deba iniciar. El control de la carga se logra variando la cantidad de
combustible inyectado en cada ciclo, el flujo de aire para una velocidad dada
permanece prácticamente constante. Existe una gran variedad de aplicaciones en
las cuales los motores Diesel son ampliamente utilizados (camiones, automóviles,
generación de potencia), de aspiración natural, turbocargados o
turbocomprimidos.
Las relaciones de compresión de este tipo de motores son mucho mayores que las
de los motores de encendido provocado, están en el rango de 12 – 24
dependiendo del tipo de motor, si es de aspiración natural o turbocargado. El
proceso inicia con la admisión de aire a una presión cercana a la atmosférica, este
se comprime hasta presiones alrededor de 4MPa y una temperatura de 800 K y
unos 20° antes de llegar al PMS se inicia la inyección del combustible; el inyector
atomiza el combustible y el vapor del combustible se mezcla con el aire (a
temperaturas por debajo de la de ignición del diesel) en las proporciones aire
combustible deseadas, luego de un tiempo de retraso la autoignición comienza
42
dando inicio al proceso de combustión. La llama se distribuye rápidamente
alrededor de la mezcla aire combustible y comienza el ciclo de expansión
mezclando aire, combustible, y gases de combustión acompañado de reacciones
de combustión tardías, finalmente comienza el ciclo de escape retirando los gases
producto de la combustión y dando inicio al ciclo nuevamente.
2.2 PARÁMETROS DE OPERACIÓN Y DE DISEÑO EN MOTORES
Existen relaciones geométricas básicas y algunos parámetros comúnmente
usados para caracterizar la operación de los motores, es importante conocer el
desempeño de los motores dentro de su rango operable, el consumo de
combustible y el costo asociado a este consumo, las emisiones contaminantes y el
ruido asociado a la operación del motor, los costos de instalación y la
disponibilidad y durabilidad de partes y equipos. Todos estos factores rigen el
costo total de la operación del motor, sin embargo desde el punto de vista
mecánico el desempeño, la eficiencia y las emisiones contaminantes son los
aspectos más importantes por analizar.
El desempeño de los motores está definido por la máxima potencia o par
disponible para cada velocidad de giro dentro del rango operable de la máquina, y
el rango de velocidad y potencia sobre la cual la operación del motor es
satisfactoria.
Dentro de las propiedades geométricas de los motores reciprocantes la más
significativa es la relación de compresión, el valor de esta está determinado por el
volumen libre y el volumen desplazado durante la carrera del pistón, en la Figura 4
se observan los parámetros mencionados anteriormente, en la Ecuación 2.1 se
observa el cálculo matemático de esta propiedad.
43
Figura 2.2. Relación de Compresión.
Fuente: Cengel y Boles [18]
c
cd
cV
VVr
+= (2.1)
Donde Vd es el volumen desplazado y Vc es el volumen libre, ambos mostrados en
la Figura 2.2.
2.2.1. Par y Potencia al freno
El par en el motor es normalmente medido con un dinamómetro, el motor se
instala en un banco de ensayos y el eje del motor se conecta al rotor del
dinamómetro, dicho rotor está acoplado de forma electromagnética, hidráulica, o
por fricción mecánica a un estator que se encuentra soportado por rodamientos de
baja fricción. El estator está balanceado con el rotor estacionario, y el par ejercido
en el estator con el rotor girando se mide mediante balance de cargas con pesos,
resortes o neumática. La Figura 2.3., muestra la disposición explicada
anteriormente.
Figura 2.3. Disposición Motor – Celda de carga
Fuente: Heywood [17]
44
La potencia entregada por el motor y recibida por el dinamómetro es el producto
del Par y la velocidad angular, la Ecuación (2.2) muestra el cálculo de este
parámetro en unidades del sistema internacional.
310)()/(2)( −×⋅⋅⋅= mNTsrevNkWP π (2.2)
Donde P representa potencia, N es el régimen de giro del motor y T es el Par
efectuado sobre el mismo y medido desde la celda de carga. Esta potencia es la
que entregaría el motor ante diferentes cargas en este caso la carga es sometida
por el freno dinamométrico.
2.2.2. Trabajo Indicado por Ciclo
Los datos de presión en cámara se pueden utilizar para calcular el trabajo
transferido por el gas al pistón, la presión en cámara se grafica en un diagrama P-
v y el trabajo indicado se calcula mediante la integral cerrada de la curva obtenida
durante la operación del motor.
∫= dVpW ic, (2.3)
En la Figura 2.4. Se observa el diagrama P-v para un motor 4 tiempos, y se
utilizan dos definiciones para el trabajo indicado, el trabajo indicado Grueso (Gross
Indicared Work per Cycle) que hace referencia al trabajo entregado al pistón
durante los ciclos de compresión y expansión únicamente y el trabajo indicado
Neto (Net Indicated Work per Cycle) y este es el trabajo entregado al pistón
durante el ciclo completo. El trabajo grueso estaría representado en la gráfica por
la suma de las áreas A+C y el trabajo Neto sería la resta entre (A + C) – (B + C).
La potencia indicada está relacionada con el trabajo indicado por ciclo como se
observa en la Ecuación (2.4).
45
Figura 2.4. Diagrama P-v ciclo 4-Tiempos
Fuente: Heywood [17]
R
ic
in
NWP
⋅=
, (2.4)
Donde nR es el número de revoluciones del cigüeñal por cada ciclo de potencia por
cilindro, para motores cuatro tiempos tiene un valor de 2 y para los de 2 tiempos
equivale a 1.
Las cantidades indicadas se utilizan para identificar el impacto de la compresión,
combustión y expansión en el desempeño del motor por lo tanto es más común
encontrar análisis utilizando el Trabajo Indicado Grueso; los términos “al freno” e
“indicado” se utilizan para describir otros parámetros como Presión media Efectiva,
Consumo específico de combustible, y emisiones específicas.
2.2.3. Eficiencia Mecánica
Parte del trabajo indicado grueso o Potencia se usa para retirar los gases de
escape y admitir carga fresca, otra parte se utiliza para superar las pérdidas por
fricción de rodamientos, pistones, y otros componentes mecánicos, y para mover
otros accesorios del motor. Todos estos requerimientos de potencias se agrupan
en Potencia de fricción, Ecuación (2.5).
46
fbig PPP += (2.5)
La medición de la potencia de fricción no es sencilla, algunas aproximaciones
implican mover el motor mediante un dinamómetro sin alimentarle combustible,
con lo cual se puede calcular la potencia necesaria para mover todos los
accesorios mecánicos sin alimentar combustible al motor. La relación entre la
Potencia al Freno y la Potencia Indicada se llama Eficiencia Mecánica. Ecuación
(2.6)
ig
b
mP
P=η (2.6)
2.2.4. Presión Media Efectiva (pme)
Las mediciones de Par representan una valiosa herramienta para evaluar la
capacidad de un motor particular de generar trabajo, sin embargo esta depende
del tamaño del motor. La pme se utiliza como parámetro para comparar motores
de igual tamaño. Relacionando el trabajo por ciclo con el volumen desplazado por
ciclo. La Ecuación (2.7) muestra en unidades del sistema internacional el cálculo
de la pme,
)/()(
10)()(
3
3
srevNdmV
nkWPkPapme
d
R ×⋅= (2.7)
Para motores diesel de aspiración natural la máxima presión media efectiva al
freno está alrededor de 700 – 900 kPa.
2.2.5. Consumo Específico de Combustible (gef)
Normalmente el consumo de combustible se mide como tasa de flujo (flujo
másico), un parámetro más significativo es el consumo específico de combustible,
47
este mide que tan eficiente es un motor al quemar combustible para producir
trabajo. La Ecuación (2.8) muestra como calcular este parámetro,
)(
)/()/(
kWP
hgmhkWggef
f&
=⋅ (2.8)
Lo más deseado es tener valores bajos de gef, típicamente los motores Diesel
tienen valores cercanos a 200 g/kW-h.
2.2.6. Eficiencia de Conversión de Combustible
El consumo específico de combustible tiene unidades, un parámetro adimensional
que relaciona la salida deseada de potencia con la entrada requerida de energía
tiene más sentido, este parámetro es una medición de la eficiencia del motor y
relaciona el trabajo producido por ciclo con la cantidad de energía suministrada
que podría ser liberada durante la combustión. Esta cantidad de energía está dada
por el flujo másico de combustible suministrado al motor y el poder calorífico del
combustible utilizado (PCI). La Ecuación (2.9) hace referencia a este parámetro,
PCIm
kWP
PCIm
Wn
ff
c
f&
)(== (2.9)
2.2.7. Relación Aire/Combustible
En pruebas de motores tanto el consumo de aire como el consumo de combustible
son medidos, la relación entre estos flujos es bastante significativa en la
determinación de condiciones de operación. La Ecuación (2.10) hace referencia a
este parámetro, Para los motores de Encendido por Compresión esta relación se
encuentre en el rango de 18 – 70.
f
a
m
mFA
&
&=/ (2.10)
48
Por otra parte, como la composición de los productos de combustión es
significativamente diferente para mezclas ricas y pobres, y la relación aire-
combustible varía dependiendo de la composición del combustible, el cociente
entre la relación aire combustible real y la relación aire- combustible
estequiométrica representa un parámetro más informativo en el análisis de
composición de mezclas. Ecuación (2.11)
estq
real
FA
FA
)/(
)/(=λ (2.11)
2.2.8. Eficiencia Volumétrica
El sistema de admisión de aire restringe la cantidad de aire que puede admitir un
motor, el parámetro utilizado para medir la efectividad del proceso de admisión de
un motor se conoce como Eficiencia Volumétrica. (Solo se usa en motores 4
tiempos), la Ecuación (2.12) muestra el cálculo de este parámetro.
dia
a
dia
a
vV
m
NV
mn
,,
2
ρρ==
& (2.12)
2.3 COMBUSTIÓN ESTEQUIOMÉTRICA
Es importante conocer las relaciones entre las composiciones de los reactivos
(aire y combustible) y la composición de los productos. Estas relaciones solo
dependen de la conservación de masa de cada una de las especies involucradas
en la reacción, por lo tanto solo es necesario conocer la composición elemental del
combustible y la proporción relativa del aire necesario. Si existe suficiente oxígeno
cualquier el carbono (C) que compone el hidrocarburo se convierten en Dióxido de
Carbono (CO) y el Hidrógeno (H) se convierte en Agua (H2O). La Ecuación (2.13)
49
muestra la reacción de combustión completa, promedio para cualquier
hidrocarburo.
( ) 222224
773.32
773.34
Nb
aOHb
aCONOb
aHC ba
+++→+
++ (2.13)
La ecuación anterior representa la estequiometria o la reacción teórica y define las
proporciones necesarias para convertir todo el combustible en productos
completamente oxidados. La relación aire combustible estequiométrica depende
únicamente de la composición química del combustible.
2.3.1. Composición de los Gases de Escape
Aunque las ecuaciones teóricas sirven para determinar la estequiometria de los
gases sin quemar, estos valores no necesariamente corresponden a la
composición real de los gases de escape. A altas temperaturas la composición del
gas quemado corresponde a la composición de equilibrio a la temperatura, presión
y relación equivalente local. Durante la expansión distintas reacciones simplifican
la composición la composición del gas de escape. Sin embargo retrasos en el
recorrido de expansión y escape hacen que estas reacciones no mantengan los
gases en equilibrio y por lo tanto se baja la temperatura de dichos gases. Además,
aun garantizando exceso de aire no todo el combustible inyectado se quema
durante la combustión y la cantidad de combustible no necesariamente es la
misma en cada uno de los cilindros que componen el motor. Por todo lo anterior la
composición de los gases de escape no se puede determinar fácilmente de
manera teórica.
Como parte de las pruebas de desempeño de los motores, se incluyen equipos
analizadores que se encargan de medir la composición de los gases de escape
para las diferentes condiciones de operación. Midiendo NOx, CO, CO2, HC sin
quemar, y material particulado. Algunas de las anteriores se encuentran reguladas
50
a nivel mundial y existe un interés general de mantener sus valores en niveles
bajos.
Normalmente una fracción de los gases de escape entra a una sonda de muestreo
del equipo analizador, y una parte de esta pasa por un detector de ionización de
llama (FID por sus siglas en Inglés). Los HC presentes en la muestra son
quemados por una llama de hidrógeno-aire produciendo iones en una cantidad
proporcional a los carbonos presentes en la misma. Además, se pueden medir
utilizando Infrarrojo No Dispersivo (NDIR por sus siglas en Inglés) donde la
absorción infrarroja determina la concentración de HC en la muestra. Estos
analizadores NDIR son utilizados también para medir CO y CO2 la absorción
infrarroja de la muestra se compara con la de una celda con gases de medición, la
diferencia entre estas dos mediciones representa la medición de concentración.
Las mediciones de O2 se hacen con analizadores paramagnéticos y las de Óxidos
Nítricos (NOx) se miden mediante analizadores químico-luminiscentes la radiación
medida es proporcional a la cantidad de NO presente en la muestra.
2.4 COMBUSTIÓN EN MOTORES DE ENCENDIDO POR COMPRESIÓN
La combustión en motores diesel comienza cuando el combustible es inyectado al
cilindro casi al final de la carrera de compresión, el diesel sale a alta velocidad a
través de pequeños orificios distribuidos en la punta del inyector. El flujo inyectado
se vaporiza y se mezcla con el aire previamente comprimido (alta temperatura y
presión), sin embargo esta temperatura y presión no es suficiente para encender
el combustible presente en la cámara, por lo cual después de cierto retraso la
autoignición da inicio a la combustión y durante las carreras de expansión y
combustión reacciones se siguen llevando a cabo hasta consumir todo el diesel
inyectado. Este proceso es bastante complejo y depende de las características del
combustible, el diseño de la cámara de combustión y sistema de inyección, y de
las condiciones de operación del motor.
51
Las características de esta combustión repercuten en la operación normal del
motor, por ejemplo, el hecho de que la inyección inicie justo antes de que la
combustión comience permite que mayores relaciones de compresión no
ocasionen problemas de “knock” como en los motores de gasolina, con lo cual se
mejora la eficiencia de conversión del combustible. Los motores Diesel se
encuentran divididos en dos categorías básicas que dependen del diseño de la
cámara de combustión, Inyección Directa e Inyección Indirecta.
2.4.1. Sistemas de Inyección Directa
En los motores de gran tamaño donde los requerimientos en cuanto a calidad de
la mezcla (aire-combustible) son menos exigentes se suelen implementar este tipo
de sistemas, y gracias al momento y la energía del combustible inyectado se
garantiza la mezcla adecuada al interior de la cámara. Si se reduce el tamaño del
motor se requiere mayor movimiento del aire, el movimiento del aire en forma de
torbellino se genera mediante el diseño de la entrada de aire, y de la cámara de
combustión.
2.4.2. Sistemas de Inyección Indirecta
A pesar del movimiento del aire y de incrementar las dimensiones geométricas de
la cámara de combustión, para motores diesel pequeños y de gran velocidad los
sistemas de inyección directa no garantizan suficiente mezcla de ambos fluidos.
Los sistemas de Inyección Indirecta o de Cámara dividida han sido utilizados para
estas aplicaciones, y se subdividen en dos clases Sistemas de Cámara Swirl
(Torbellino) y Sistemas de PreCámara. Durante la compresión se obliga al aire a
entrar a la cámara principal a través de varios orificios, de esta forma al final de la
compresión se dispone de un flujo de aire significativo en la cámara auxiliar. El
combustible usualmente se inyecta en la cámara auxiliar a menores presiones que
52
los sistemas de Inyección Directa y la combustión se traslada a la cámara principal
donde se sigue inyectando combustible.
Las características del motor ensayado en esta investigación Tabla (1), muestran
que el motor es de inyección directa, los siguientes apartes del capítulo harán
referencia al análisis de motores con este sistema.
2.4.3. Análisis de Datos de Presión al Interior de la Cámara de
Combustión
Información acerca de la Presión en cámara contra el ángulo de giro del cigüeñal
durante las carreras de compresión y expansión se puede utilizar para obtener
información cuantitativa del proceso de combustión. Existen diferentes métodos
para este análisis, por ejemplo, el análisis de Calor Liberado tiene en cuenta la
tasa de liberación de energía química del combustible, o la tasa de Quemado de
Combustible. Dichos métodos tienen como base la primera ley de la
termodinámica para sistemas abiertos (cuasi estáticos), Ecuación (2.14)
∑ =+−dt
dUhm
dt
dVp
dt
dQii
& (2.14)
Dode dQ/dt es la tasa de calor liberado a través de las fronteras del sistema,
p(dV/dt) es la tasa de trabajo transferido al sistema debido al movimiento de la
frontera, mi es el flujo que entra o sale del sistema a través de las fronteras, y hi es
la entalpía de dichos flujos, U hace referencia a la energía contenida en la materia
contenida dentro de las fronteras del sistema. La aplicación de esta ecuación tiene
algunos inconvenientes en el análisis de la combustión en motores:
• El proceso no es cuasi estático
• La composición de los gases quemados no es conocida, ni mucho menos
uniforme
53
• La veracidad de las correlaciones para predecir la tasa de transferencia de
calor en motores diesel no está bien definida.
• Los espacios irregulares al interior de la cámara de combustión modifican
considerablemente la tasa de transferencia de calor.
2.4.3.1. Análisis de Calor Liberado
Para los motores de Inyección Directa los flujos másicos que pasan a través de la
frontera del sistema son el de combustible y el flujo que se pierde por los espacios
al interior de la cámara. Para el este tipo de análisis solo se tiene en cuenta el flujo
debido al combustible, y la primera ley queda expresada como en la Ecuación
(2.15),
dt
dUhm
dt
dVp
dt
dQff =+− & (2.15)
Si U y hf se consideran energía interna sensible y entalpía sensible del
combustible inyectado, entonces dQ/dt sería la diferencia entre la energía química
(dQch/dt) y la transferencia de calor del sistema (dQht/dt). Como hs,f ≈ 0 la ecuación
(2.15) quedaría como, (2.16)
dt
dU
dt
dVp
dt
dQ
dt
dQ
dt
dQ shtchn +=−= (2.16)
La tasa neta de calor aparente liberado dQn/dt equivale a la diferencia entre el
trabajo hecho en el pistón y la tasa de cambio de la energía interna de los
compuestos al interior del cilindro. Si se asume además que los compuestos en el
cilindro se pueden modelar como gases ideales, (2.17)
dt
dTmc
dt
dVp
dt
dQv
n += (2.17)
A partir de la Ley de Gases Ideales, asumiendo R constante se tiene que, (2.18)
54
T
dT
V
dV
p
dp=+ (2.18)
Usando la ecuación (2.18) en la Ecuación (2.17) se eliminaría el término T para
dar, (2.19),
dt
dpV
dt
dVp
dt
dQ
dt
dpV
R
c
dt
dVp
R
c
dt
dQ
n
vvn
11
1
−+
−=
+
+=
γ
γ
γ
γ (2.19)
Donde γ es la relación de calores específicos cp/cv, para motores diesel este valor
está entre 1.2 – 1.35.
Aunque existan modelos más sofisticados para los gases involucrados en la
reacción aún existen consideraciones y simplificaciones asociadas a la no
uniformidad y variabilidad del sistema. Al modelo planteado en la ecuación (20) se
puede incluir los efectos del calor transferido (dQht/dt) y obtener una aproximación
del calor liberado, (2.20)
∫ ==2
1
t
t
LHVf
ch
ch Qmdt
dQQ (2.20)
Donde QLHV es el poder calorífico inferior del combustible utilizado.
2.4.3.2. Análisis de Tasa de Quemado de Combustible
Utilizando Krieger y Borman. [19], la ecuación (2.15) quedaría como, (2.21)
( )dt
dmh
dt
dQ
dt
dVpmu
dt
df++−= (2.21)
Donde Q es el calor transferido al gas dentro de la cámara de combustión (Q=-
Qht), m es la masa dentro de la cámara de combustión y dm/dt es el flujo másico
55
de combustible. Como las propiedades de los gases en el cilindro son función de
la Presión, la Temperatura y la relación de equivalencia (ϕ), entonces: (2.22)
dt
dR
dt
dp
p
R
dt
dT
T
R
dt
dR
dt
du
dt
dp
p
u
dt
dT
T
u
dt
du
φ
φ
φ
φ
∂
∂+
∂
∂+
∂
∂=
∂
∂+
∂
∂+
∂
∂=
(2.22)
Y, (2.23)
( )( ) dt
dm
mAF
AF
dt
d
os
o+
=1φ
(2.23)
El subíndice 0 hace referencia al valor inicial previo a la inyección, y s es el valor
estequiométrico, de las ecuaciónes (2.22) y (2.23),
( )( ) ( )( ) ( )( )( ) ( )( )[ ]
( )( )( )( )[ ]
( ) 0
01
1
111,
1
11
mAF
mAFD
TRRT
TuTC
dt
dV
Vdt
dp
p
R
Rdt
dp
pBdonde
RRDCuDhu
CBdtdQmdtdppudtdVVRT
dt
dm
m
s
f
+=
∂∂+
∂∂=
+∂
∂−=
∂∂+−∂∂+−
−+∂∂−−=
φφ
(2.24)
Esta última ecuación puede ser resuelta numéricamente par m(t), dado un m0, ϕ0,
p(t) y con modelos apropiados para los fluidos de trabajo y para la tasa de
transferencia de calor dQ/dt. Krieger y Borman, [19]., también presentaron un
modelo más sofisticado, teniendo en cuenta algunas consideraciones en el modelo
mostrado anteriormente.
56
2.5 FORMACIÓN DE CONTAMINANTES
2.5.1. Óxidos de Nitrógeno
2.5.1.1. Óxido Nítrico (NO)
El Óxido Nítrico (NO) y el Dióxido de Nitrógeno (NO2) usualmente son agrupados
como emisiones de NOx, la formación del NO está dada primordialmente por la
oxidación del nitrógeno atmosférico, sin embargo si el combustible contiene
nitrógeno esta también se considera una fuente de generación de NO. Tanto la
gasolina como el Diesel contienen N2, sin embargo a pesar de que el contenido en
el Diesel sea mayor no se considera significativo para la formación del
contaminante.
El mecanismo de reacción de formación y desaparición de NO a partir del
Nitrógeno atmosférico ha sido estudiado ampliamente, siendo Zeldovich [20], el
primero en presentar la importancia de estas reacciones, y Lavoie et. al. [21],
añadieron la última reacción mostrada en el mecanismo (2.25),
HNOOHN
ONOON
NNONO
+→+
+→+
+→+
2
2
(2.25)
Las constantes de reacción recomendadas para las reacciones mostradas se
muestran en la Tabla 2.1.
2.5.1.2. Dióxido de Nitrógeno (NO2)
Consideraciones de equilibrio químico indican que para los gases quemados la
relación de NO2/NO debe ser considerablemente pequeña, esto es válido para -
57
Tabla 2.1. Tasas de Reacción para emisiones de NO.
ReacciónConstantes de Reacción,
cm3/mol . s
Rango de
Temperatura, K
(1) O + N2 = NO + N 7.6 x 10^13 exp (-38000/T) 2000 - 5000
(-1) NO + N = O + N2 1.6 x 10^13 300 - 5000
(2) N + O2 = NO + O 6.4 x 10^9 T exp (-3150/T) 300 - 3000
(-2) NO + O = N + O2 1.5 x 10^9 T exp (-19500/T) 1000 - 3000
(3) N + OH = NO + H 4.1 x 10^13 300 - 2500
(-3) NO + H = N + OH 2 x 10^14 exp (-23650/T) 2200 - 4500 Fuente: Heywood [17]
motores a gasolina, para motores Diesel los NO2 pueden estar entre el 10 – 30 %
de la composición de los gases de escape [22]. El mecanismo de reacción de NO2
se presenta en la ecuación (2.26)
22
2
22
:
ONOONO
NOaNOde
OHNOHONO
+→+
+→+
(2.26)
En la Figura 2.5., se muestran ejemplos de emisiones para motores a Gasolina y
Motores diesel.
Figura 2.5. Concentraciones de NO y NO2 para motores Diesel y Gasolina.
Fuente: Heywood [17]
58
2.5.2. Monóxido de Carbono (CO)
Las emisiones de monóxido de carbono en los motores de combustión interna
están controladas primordialmente por la relación aire combustible (λ). Para
mezclas ricas en combustible las emisiones de CO se incrementan
significativamente, como los motores Diesel normalmente operan del lado de
mezcla pobre (para combustible) con respecto a la estequiométrica, las emisiones
de CO por parte del diesel son lo suficientemente bajas como para no ser
significativas. La principal reacción de oxidación de CO se presenta en la Ecuación
(2.27),
HCOOHCO +→+ 2 (2.27)
Es importante resaltar que con la implementación del sistema de conversión mixto
Diesel – Gas Natural se incrementen las emisiones de CO en comparación con las
del motor Diesel convencional.
2.5.3. Hidrocarburos sin Quemar (HC)
Los hidrocarburos o emisiones orgánicas son consecuencia de combustión
incompleta, los niveles de HC sin quemar generalmente se especifican en
términos de partes por millón (ppm). Los gases de escape contienen una amplia
variedad de hidrocarburos sin quemar, algunos son inertes y virtualmente no
reactivos, otros son altamente reactivos y se consideran con mayor potencial de
formación oxidante. La clasificación más simple de estos hidrocarburos es la que
divide entre Metano (CH4) y No Metano, ya que de los HC todos excepto el
metano reaccionan.
La composición del combustible afecta significativamente la composición y la
cantidad de emisiones orgánicas, aquellos combustibles con altas proporciones de
aromáticos y olefinas producen mayores concentraciones de hidrocarburos
59
reactivos. Los oxigenados también hacen parte de los gases de escape y están
presentes en proporciones cercanas al 10% de las emisiones orgánicas.
Existen dos grandes causas para la formación de HC en la combustión de motores
Diesel, 1. Que la mezcla aire-combustible sea más pobre que el límite durante el
tiempo de retraso, 2. Sobremezcla de combustible que sale del inyector a bajas
velocidades, retrasa el proceso de combustión. Esto se presenta a baja carga y en
ralentí sobretodo en motores pequeños a alta velocidad.
2.5.4. Material Particulado
Las emisiones de material particulado en motores diesel están compuestas
principalmente de hollín, la mayoría de estos resultan de una combustión
incompleta y otros resultan del aceite lubricante. Aunque no estén reguladas
actualmente en la mayoría de países, el objetivo de medir el material particulado
es determinar la cantidad emitida a la atmosfera, y en la mayoría de los casos lo
más sencillo es utilizar un opacímetro aunque existen túneles de dilución para una
medición más precisa de estos contaminantes.
60
3. DISEÑO DEL MEZCLADOR TIPO VENTURI Y ANÁLISIS ESTADÍSTICO DE
PRUEBAS PRELIMINARES
3.1 DISEÑO DEL MEZCLADOR
Para la operación de un motor Diesel en modo mixto se necesita suministrar el
combustible gaseoso que será encendido por el combustible líquido. Suministrar el
gas puede darse mediante inyectores de gas o mediante sistemas de mezclado
que combinen el aire con el gas y sean ingresados al motor en la carrera de
admisión. En el marco de esta investigación se propone el uso de un sistema que
garantice mezcla entre el aire de admisión y el gas que se busca quemar en el
motor de ensayos.
El sistema diseñado deberá cumplir con los siguientes requerimientos;
• Mezcla Homogénea Aire-Gas
• Variar el flujo de gas dependiendo de la condición de operación
• Garantizar el suministro de aire suficiente para la operación a máxima carga
y velocidad. Se recomienda un λ de 1.5. [2]
Para esto existen distintas opciones dentro de las cuales están, Cámara de
Mezcla Simple, Mezclador tipo Venturi, Válvulas de Mezcla, otros sistemas de
mezclado. Para los objetivos de esta investigación se decidió diseñar un
mezclador tipo Venturi, el objetivo es garantizar el λ sugerido por Mitzlaff [2].
Además del mezclador se utilizaron dos válvulas la primera por seguridad de la
línea y la segunda para regular el flujo suministrado al mezclador. El diseño del
61
mezclador parte de las condiciones de carga máxima del motor ensayado, estas
se muestran en la Tabla 3.1.
Tabla 3.1. Especificaciones técnicas del motor y condiciones de operación.
Vm (lt) 0,2318N (rpm) 3000Dm (m) 0,03
ηv 0,73
PC gas (kJ/m3) 32688
Especificaciones Motor
Fuente Propia
Donde Vm es la cilindrada del motor, Dm es el diámetro del múltiple de admisión y
ηv es la eficiencia volumétrica del motor, estos parámetros fueron medidos durante
pruebas preliminares de caracterización del banco de ensayos.
3.1.1. Dimensionamiento de la Garganta y Área de Descarga del
Venturi
El flujo volumétrico de la mezcla Aire-Gas se obtiene de la siguiente ecuación:
sm
V a
/00423035.0
1000602
2318.0300073.0
3=
⋅⋅
⋅⋅=
•
(3.1)
El flujo volumétrico de gas se obtiene con la relación A/C;
62
s
m
mKg
mKg
sm
CA
VV
vol
mezcla
gas
34
3
3
3
10672.4
1/166.1
/653.03817.14
/00423035.0
1/
−
••
×=
+⋅
=
+=
(3.2)
s
m
VVV gasmezclaaire
3
4-
003763127.0
10672.400423035.0
=
×−=
−=•••
(3.3)
De la cual se obtiene el flujo másico por:
s
Kg
s
m
m
kg
Vm aaireaire
004387806.0
003763127.0166.13
3
=
⋅=
⋅=••
ρ
(3.4)
La velocidad del flujo de aire a la entrada viene dada por:
s
m
m
s
m
D
V
A
VV
m
a
aire
3237.5
)03.0(
003763127.04
4
22
3
21
=
⋅
⋅=
⋅
⋅==
••
π
π
(3.5)
El flujo teórico de gas esta dado por:
63
s
Kg
sKg
CA
mm
airegas
000305096.0
3817.14
/004387806.0
/
=
=
=
••
(3.6)
De la ecuación de Bernoulli para flujo en tuberías:
2
22
2
112
1
2
1VPVP aireaire ⋅⋅+=⋅⋅+ ρρ (3.7)
Donde:
P1= Presión de entrada del aire = 101300Pa
P2= Presión en la garganta del venturi
V1= velocidad del aire a la entrada del venturi = 5.3237 m/s
V2= velocidad en la garganta del venturi
La relación de Diámetro de la garganta/Diámetro del Múltiple se seleccionó de
0.75, valor sugerido para carburadores convencionales y en el rango para
menores pérdidas.
La velocidad en la garganta viene dada por:
1
2
2
2211
1V
d
D
CV
VACVA
m
d
d
⋅
⋅=
⋅⋅=⋅
(3.8)
V2=(1/0.995)*(1/0.75)2*5.3237 = 9.512 m/s
P2=101300Pa+ 1,166kg/m3*(5.32372-9.5122)m2/s2 = 101227.55Pa
64
El coeficiente de descarga utilizado es el sugerido en el Applied Fluid Dynamics
Handbook, [23]. Para tubos venturi maquinados, 0.995.
Para el gas se tiene que,
2
333
2
2222
1
2
1gggggg VPVP ⋅⋅+=⋅⋅+ ρρ (3.9)
( )2
1
2
32322
12
⋅⋅+−⋅= ggasgg
gas
g VPPV ρρ
(3.10)
P2g = P2= Presión estática en la garganta =101227.55 Pa V2g= Velocidad de descarga del gas
P3g = Presión estática en la línea de suministro =103049 Pa
V3g= Velocidad del gas en la línea de suministro =
mA
m
gaslineagas
gas0254.0
000063338.0*653.0
000305096.0
.
=∴=⋅
•
φρ
, se asumió un diámetro de la
linea de suministro de 1pulg.
V3g =7.376 m/s V2g=64.92 m/s
De continuidad se tiene que:
gggdgg VACm 22 ⋅⋅⋅=•
ρ (3.11)
26-
3
2
2
103814.7
/92.64/653.0975.0
/000305096.0
m
smmKg
sKg
VC
mA
ggdg
g
g
×=
=
⋅⋅=
•
ρ
(3.12)
Según Von Mitzlaff, [2]. sugiere un 10% mayor de área de descarga para este tipo
de motores y aplicaciones; por lo tanto;
65
A2g= 8.11954*10-6 m2
Para mejorar la homogeneización de la mezcla aire combustible se distribuye la
salida del gas en la periferia de la garganta utilizando 12 orificios de 0.9281 mm.
Las dimensiones del mezclador se muestran a continuación, Tabla 3.2.
Tabla 3.2. Dimensiones del Mezclador Diseñado
Dgarg / Dm 0,75Dm (m) 0,03
Dgarg (m) 0,02Dorif (mm) 0,9281
Dimensiones Mezclador
Fuente Propia
La Figura 3.1., muestra una vista del mezclador diseñado, los planos de
construcción fueron elaborados en el software Solidworks. y en el Anexo B. Se
muestran encuentran los planos de fabricación. El mezclador fue Mecanizado en
Aluminio, y se dispusieron dos entradas de gas para mejorar la distribución del gas
en el aire de admisión.
66
Figura 3.1. Mezclador Tipo Venturi para el Sistema de Conversión.
Fuente Propia
3.2 ANÁLISIS ESTADÍSTICO DE PRUEBAS PRELIMINARES
Para que los resultados experimentales tengan validez estadística es necesario
determinar el número de réplicas que se necesitan por punto de operación
medido, para esto se realizaron pruebas preliminares. El objetivo de la prueba es
determinar la variabilidad asociada a la operación del sistema diesel-gas y tomar
una medición inicial de las variables de interés. Para esto se escogió un punto
cualquiera de operación, 2300 rpm y un Par de 1.5 N.m; la secuencia de la prueba
fue la siguiente:
1. Establecer el punto de Operación Requerido, determinar el flujo de diesel
que se desea inyectar en el modo diesel-gas.
2. Abrir la válvula de seguridad del Gas, Mantener la válvula de control de flujo
cerrada.
67
3. Empezar a abrir ligeramente la válvula de gas, esto ocasionará un
incremento en la velocidad de giro del motor, luego se debe reducir el
régimen de giro al punto de operación deseado, esto reduce el flujo de
diesel y se repite este ciclo hasta llegar al flujo de diesel deseado.
4. Una vez estabilizada la temperatura de gases de escape y la medición de
O2 se comienza la medición de todos los parámetros de operación.
5. Se mide el flujo de Gas en el contador de Gas, con ayuda de un
cronómetro, y la medición se realizó por 5 min, para contrarrestar la
resolución del instrumento.
El cálculo de número de réplicas se hace siguiendo la teoría presentada por
Montgomery, [24], para esto se utilizan las curvas de operación característica,
estas son gráficas de la probabilidad de error tipo II (β) de una prueba estadística
para un tamaño de muestra particular contra un parámetro que refleja la medición
de que la hipótesis nula planteada es falsa. La Ecuación (3.13) muestra las
hipótesis para el cálculo del tamaño de la muestra utilizando las curvas de
operación característica.
{ }{ }falsaesHFFP
falsaesHHchazarP
aNa 0,1,0
00
1
Re1
−−>−=
−=
α
β (3.13)
Las curvas de operación como la mostrada en la Figura 3.2. [24], se usan para
evaluar el enunciado de la Ecuación (3.13), estas curvas muestran la probabilidad
del error tipo II (β) contra un parámetro Φ; Ecuación (3.14)
2
1
2
2
σ
τ
φa
na
i
i∑== (3.14)
68
Un enfoque es seleccionar el tamaño de la muestra tal que si la diferencia entre
las medias de dos tratamientos excede un valor especificado, la hipótesis nula
deberá rechazarse, si la diferencia entre las medias de dos tratamientos es tan
grande como D, el valor mínimo de Φ2 es; (Ecuación 3.15),
2
22
2 σφ
a
nD= (3.15)
Utilizando la fundamentación teórica mostrada, las pruebas preliminares se
llevaron a cabo para determinar el número de pruebas, es importante definir los
niveles de los factores involucrados en el experimento, para esto se definieron en
Los niveles de los dos factores involucrados, Par (N.m), y Régimen de Giro (rpm).
Para la determinación del número de réplicas se utiliza el factor con más niveles,
para este caso el Régimen de Giro tiene 4 niveles, y se definió que una diferencia
(D) significativa es 100 rpm, las Tablas 3.3, 3.4, 3.5, muestran los resultados de
las pruebas y del cálculo del número de réplicas utilizando la Figura 3.2.
Figura 3.2. Curvas de Operación Característica para análisis de Varianza con
efectos Fijos.
Tomado de [24]
69
Tabla 3.3. Pruebas Preliminares en modo Diesel
Par
(N.m)N (rpm)
m.aire
(lt/min)
m.di
(kg/hr)
gef
(g/kW-hr)
CO
(%vol)
HC
(ppm vol)
CO2
(%vol)
O2
(%vol)
NO
(ppm vol)
1,51 2267 222,175 0,2722 752,7138 0,03 19 2,74 17,92 92
1,53 2269 222,017 0,2637 728,2708 0,02 20 2,48 17,74 81
1,50 2312 227,506 0,2686 740,6454 0,02 18 2,32 18,11 75
1,50 2246 215,462 0,2667 758,5037 0,02 17 2,12 18,49 65
1,48 2270 217,829 0,2643 755,4172 0,01 17 2,02 18,81 66
DIESEL
Fuente Propia
Tabla 3.4. Pruebas Preliminares en modo Diesel-Gas
Par
(N.m)N (rpm)
m.aire
(lt/min)
m.di
(kg/hr)
m.gas
(kg/hr)
CO
(%vol)
HC
(ppm vol)
CO2
(%vol)
O2
(%vol)
NO
(ppm vol)
1,51 2268 216,894 0,1546 0,2995344 0,13 250 2,28 18,12 46
1,52 2284 218,757 0,1472 0,3011448 0,11 231 2,04 17,79 37
1,49 2307 221,970 0,1506 0,3027552 0,11 222 1,98 18,01 35
1,48 2238 209,925 0,1493 0,2930928 0,1 192 1,78 18,58 32
1,47 2261 213,352 0,1542 0,2947032 0,09 196 1,68 18,83 31
DIESEL - GAS
Fuente Propia
Tabla 3.5. Resultados Cálculo de Número de Réplicas.
RPM
n ΦΦΦΦ2 ΦΦΦΦ a (n-1) ββββ (1−β)(1−β)(1−β)(1−β)
a = 4 2 3,7 1,9 4 0,7 0,3
D = 100 3 5,6 2,4 8 0,1 0,9
σ2 = 669,9774 4 7,5 2,7 12 0,028 0,972
Calculo Replicas
Fuente Propia
De los resultados mostrados en la Tabla 3.5. Se escogió 3 como el número de
réplicas a llevar a cabo para el análisis experimental propuesto.
70
4. RESULTADOS PRUEBAS EXPERIMENTALES
4.1 Caracterización del Motor en modo Diesel
Estas pruebas se hacen con el fin de conocer el comportamiento del motor en el
rango de operación del mismo, durante estas pruebas la velocidad de giro se
controla desde el motor electromagnético y la palanca de aceleración del motor de
combustión interna se posiciona al máximo, el potenciómetro que controla el Par
se posiciona al máximo y se controla la velocidad de giro desde el potenciómetro
de velocidad. Al reducir la velocidad desde el motor electromagnético el par se
reduce mostrando los valores máximos que puede alcanzar para cada régimen
medido, con esto se registran las curvas Par vs Régimen de Giro del motor.
Además de la prueba anterior, se realizan pruebas de caracterización llamadas
curvas a carga parcial, con las cuales se obtienen las curvas de consumo del
motor, las pruebas a carga máxima son importantes pero durante la operación
normal de los motores es poco probable que estos funcionen a carga máxima. Las
pruebas a carga máxima arrojaron los siguientes resultados, Figura 4.1.
En la Figura 4.1, se observa el comportamiento del motor en su rango operable, tal
como se dispuso en el capítulo anterior se realizaron 3 réplicas, obteniendo como
resultado importante que no es posible realizar un análisis estadístico para la zona
de operación a velocidades de giro mayores de 2500 rpm, la variabilidad del
sistema hace imposible garantizar homocedasticidad (igualdad de varianza) para
la zona en mención. Teniendo en cuenta lo anterior, se diseñó un experimento
Factorial Multinivel, con 2 factores, Par, Régimen de Giro y, y 7 variables de
71
respuesta, % sustitución, gef como variable asociada al desempeño y las
concentraciones de los gases de escape.
Figura 4.1. Curvas a Carga Máxima del motor de Ensayos.
2,5
3
3,5
4
4,5
5
1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600 2700 2800
En el Anexo C. Se presenta la tabla de corridas experimentales aleatorizadas del
experimento diseñado, a continuación se muestran las características del diseño
propuesto, Tabla 4.1, 4.2.
Para el caso de Par en la tabla aparecen valores de porcentajes, este valor
significa un porcentaje del Par máximo que permite el motor a la condición de
velocidad de Giro ensayada, Figura (4.1), por lo tanto este nivel depende de la
caracterización del motor en modo Diesel. Y el porcentaje de sustitución se
pretende alcanzar dichos niveles en el rango de operación propuesto, sin embargo
eso no garantiza que las prestaciones sean las mejores en el motor durante los
ensayos realizados. Por otra parte el diseño propuesto se correrá para el modo
Diesel y para el Modo Diesel-Gas, y se analizarán comparativamente los
resultados obtenidos.
72
Diseño Base Número de factores experimentales: 2 Número de respuestas: 7
Número de corridas: 36
Grados de libertad para el error: 28
Tabla 4.1. Factores y Niveles del Diseño Propuesto.
Factores Bajo Alto Niveles
Velocidad de Giro 2000,0 2500,0 4
Par 20,0 80,0 3
Fuente Propia
Tabla 4.2. Variables de Respuesta del Experimento propuesto.
Respuestas Unidades
% sust
gef g/kW-h
CO % vol
HC ppm vol
CO2 % vol
O2 % vol
NO ppm vol
Fuente Propia
4.2 Resultados Pruebas Experimentales
Las Tablas 4.3, 4.4, 4.5, y 4.6 muestran los resultados obtenidos de las variables
medidas durante los experimentos realizados para el modo diesel normal y el
modo diesel-gas natural,
73
Tabla 4.3. Resultados Pruebas Experimentales en modo Diesel.
Par (N.m) N (rpm)V.aire
(lt/min)P (kW) m.di (kg/hr)
gef DIESEL
(g/kW-hr)
0,7323125 2181,960903 210,1250844 0,167328125 0,243726563 1448,144434
3,582181818 2504,939395 258,3268409 0,939668182 0,385865152 410,0663485
1,891510204 2176,918359 206,7053796 0,431204082 0,257032653 595,5922184
2,569304348 1987,891301 179,1476913 0,534857971 0,283730435 530,5107638
0,9022 2522,349996 262,531412 0,238304 0,2727 1151,214428
2,227098039 2501,784318 256,7947098 0,583466667 0,333864706 572,0359608
0,62737931 2056,258591 191,1608845 0,135086207 0,217010345 1614,959588
3,345909091 2352,999986 238,4450955 0,824445455 0,369793182 448,1963455
2,105458333 2353,364575 239,9072542 0,51888125 0,288520833 558,7126125
1,589 2030,715891 185,5296364 0,337902273 0,233961364 691,9353477
0,803428571 2368,877539 240,712998 0,199306122 0,229510204 1147,629904
3,027787234 2182,702121 213,9115915 0,692065957 0,327231915 472,3986128
3,033509434 2179,000021 210,2655755 0,692198113 0,306332075 444,7970849
3,59485 2481,03748 251,21654 0,93399 0,370175 395,7923175
0,890979592 2539,755076 259,9350939 0,236965306 0,274857143 1177,595337
0,72144186 2154,651137 203,1439395 0,162781395 0,216204651 1312,408456
2,56464 2043,919998 181,160814 0,548938 0,263338 480,511342
0,807033333 2348,483338 237,457415 0,198475 0,23441 1177,857322
1,598041667 1998,114579 185,9154458 0,334372917 0,248916667 744,4148229
3,350068966 2337,83621 231,3121483 0,820151724 0,33642069 409,4837517
0,601625 2048,333313 187,5611771 0,12905 0,19994375 1522,620775
1,902553191 2148,542594 196,2546255 0,42806383 0,273729787 641,0237106
2,234909091 2515,636387 255,6474 0,588752727 0,324909091 551,9352509
2,071574468 2361,404236 237,8290511 0,512268085 0,300623404 584,1098894
0,730625 2187,583331 212,4706208 0,167372917 0,2257875 1340,13505
3,3554 2328,240008 232,215978 0,818092 0,337574 412,467464
2,2496 2497,529988 254,869444 0,588362 0,32153 549,49491
0,609178571 2022,839275 184,3203786 0,129041071 0,197428571 1523,138746
2,10476 2354,459988 235,66643 0,518954 0,287362 555,48269
1,8726 2181,929962 206,23838 0,427866 0,266856 622,485848
0,830043478 2318,728287 234,7681826 0,201541304 0,215673913 1076,058813
3,054042553 2154,78724 178,9328766 0,68913617 0,302112766 440,0779447
1,562708333 2003,656319 187,0557313 0,327889583 0,215097917 650,0199333
0,855617021 2526,265949 257,5796277 0,226348936 0,250929787 1102,313687
3,577217391 2500,554361 251,5732522 0,936726087 0,377878261 402,4242435
2,554384615 1994,740383 183,7085538 0,533588462 0,264438462 494,4620808
74
Tabla 4.4. Resultados Emisiones Contaminantes en modo Diesel.
Velocidad
de Giro
Carga
(%)
CO
(% vol)
HC
(ppm vol)
CO2
(% vol)
O2
(% vol)
NO
(ppm)
2166,7 20 0,01 8 1,8 18,71 43
2500,0 80 0,01 8 2,3 18,21 68
2166,7 50 0,01 9 2,24 18,37 69
2000,0 80 0,01 10 2,68 17,88 92
2500,0 20 0,01 7 1,58 19,06 35
2500,0 50 0,01 7 1,94 18,74 52
2000,0 20 0,01 10 1,88 18,81 56
2333,3 80 0,01 8 2,26 18,48 72
2333,3 50 0,01 8 1,9 18,85 59
2000,0 50 0,01 11 2,09 18,56 65
2333,3 20 0,01 10 1,5 19,47 35
2166,7 80 0,01 10 2,28 18,7 76
2166,7 80 0,01 9 2,12 18,89 73
2500,0 80 0 7 1,88 19,16 60
2500,0 20 0,01 8 1,34 19,72 34
2166,7 20 0,01 10 1,48 19,57 43
2000,0 80 0,01 10 2,12 18,63 71
2333,3 20 0,01 8 1,32 19,66 34
2000,0 50 0,01 10 1,86 19,07 62
2333,3 80 0,01 7 1,9 19,02 60
2000,0 20 0,01 9 1,52 19,42 47
2166,7 50 0,01 9 1,68 19,33 53
2500,0 50 0,01 6 1,48 19,49 41
2333,3 50 0,01 6 1,48 19,44 44
2166,7 20 0,01 9 1,38 19,64 41
2333,3 80 0,01 7 1,76 19,18 56
2500,0 50 0,01 7 1,46 19,52 43
2000,0 20 0,01 9 1,48 19,53 48
2333,3 50 0,01 6 1,42 19,58 43
2166,7 50 0,01 7 1,56 19,5 50
2333,3 20 0,01 7 1,2 19,89 34
2166,7 80 0,01 9 1,88 19,07 66
2000,0 50 0,01 9 1,72 19,39 60
2500,0 20 0,01 6 1,12 19,96 30
2500,0 80 0,01 5 1,58 19,54 51
2000,0 80 0,01 10 1,94 18,59 75
75
Tabla 4.5. Resultados Pruebas Experimentales en modo Diesel-Gas Natural.
Par (N.m) N (rpm)V.aire
(lt/min)P (kW) m.di (kg/hr)
m.gas
(kg/hr)
0,73245 2177,4875 206,1834675 0,1670175 0,09858 0,4026
3,5674 2508,45005 231,3429525 0,937105 0,1698 0,4388
1,8944 2158,43753 194,6433625 0,4282 0,097475 0,4026
2,58340909 2009,19319 172,3419273 0,54354773 0,099827273 0,3664
0,86353191 2499,76596 231,2157426 0,22604468 0,104242553 0,4529
2,23076364 2510,9182 231,3784873 0,58656364 0,149056364 0,4388
0,59626087 2005,67396 176,5058935 0,12523261 0,114652174 0,2214
3,33182222 2333,26666 217,8366556 0,81409111 0,130586667 0,4569
2,07433333 2348,08333 221,3298524 0,5100619 0,135057143 0,3966
1,58648889 2040,66666 174,04334 0,33903333 0,109671111 0,3462
0,81952381 2344,15477 221,2686643 0,20117857 0,099590476 0,4456
3,00925581 2153,31393 197,3536767 0,67856744 0,113723256 0,408
3,0135122 2167,03658 216,9886268 0,68387073 0,125002439 0,3825
3,54604762 2496,02379 229,5257738 0,92687619 0,147542857 0,459
0,87160976 2504,24398 230,0998293 0,22856829 0,116378049 0,4268
0,72326829 2177,03657 229,6632073 0,16489268 0,152939024 0,2442
2,55 2038,14633 182,9972268 0,54426829 0,114517073 0,3503
0,82462222 2360,44443 222,2351778 0,20383111 0,097186667 0,4751
1,5927619 2017,45238 187,3564286 0,33649762 0,105757143 0,2818
3,3482439 2354,4756 222,3199659 0,82553659 0,116887805 0,4724
0,6194 1999,12002 179,406322 0,12966 0,11774 0,1986
1,90038095 2165,70238 205,9413952 0,43100476 0,07282619 0,4536
2,23112195 2497,3902 228,2449756 0,58349024 0,135670732 0,4616
2,0882 2341,0875 217,9887025 0,5119475 0,1133 0,4053
0,730625 2187,58333 230,54581 0,16737292 0,14883614 0,255
3,3554 2328,24001 221,458844 0,818092 0,1142873 0,4532
2,2496 2497,52999 229,155671 0,588362 0,1375809 0,4518
0,60917857 2022,83928 179,36518 0,12904107 0,118112 0,1968
2,10476 2354,45999 217,87435 0,518954 0,114217 0,4031
1,8726 2181,92996 205,48722 0,427866 0,0735486 0,4432
0,83004348 2318,72829 221,593341 0,2015413 0,0982541 0,4559
3,05404255 2154,78724 211,42168 0,68913617 0,11786512 0,3936
1,56270833 2003,65632 188,147551 0,32788958 0,1038443 0,2886
0,85561702 2526,26595 233,08149 0,22634894 0,1181294 0,4371
3,57721739 2500,55436 230,24587 0,93672609 0,152471 0,4463
2,55438462 1994,74038 180,756482 0,53358846 0,1015462 0,3612
76
Tabla 4.6. Resultados Emisiones Contaminantes en modo Diesel-Gas
Natural.
Velocidad
de Giro
(rpm)
Carga
(%)
CO
(% vol)
HC
(ppm vol)
CO2
(% vol)
O2
(% vol)
NO
(ppm)
m.gas
(kg/hr)
2166,7 20 0,04 198 1,00 19,68 17 0,4026
2500,0 80 0,04 118 1,38 18,93 33 0,4388
2166,7 50 0,05 175 1,22 19,42 25 0,4026
2000,0 80 0,05 165 1,46 18,87 33 0,3664
2500,0 20 0,04 193 0,96 19,6 13 0,4529
2500,0 50 0,04 144 1,14 19,69 21 0,4388
2000,0 20 0,04 115 1,14 19,67 16 0,2214
2333,3 80 0,04 129 1,20 19,39 29 0,4569
2333,3 50 0,04 127 1,00 19,59 16 0,3966
2000,0 50 0,05 167 1,20 19,45 20 0,3462
2333,3 20 0,03 190 0,88 19,86 11 0,4456
2166,7 80 0,04 141 1,42 18,82 35 0,408
2166,7 80 0,04 123 1,34 18,96 33 0,3825
2500,0 80 0,03 101 1,08 19,22 26 0,459
2500,0 20 0,03 154 0,80 19,57 11 0,4268
2166,7 20 0,04 114 1,00 19,78 15 0,2442
2000,0 80 0,05 158 1,42 18,69 31 0,3503
2333,3 20 0,03 174 0,80 19,96 12 0,4751
2000,0 50 0,05 137 1,20 18,92 19 0,2818
2333,3 80 0,03 123 1,18 19,35 24 0,4724
2000,0 20 0,04 117 1,12 19,25 17 0,1986
2166,7 50 0,04 178 1,16 19,57 22 0,4536
2500,0 50 0,03 130 0,90 19,59 16 0,4616
2333,3 50 0,03 125 0,94 19,61 17 0,4053
2166,7 20 0,03 119 0,98 19,81 17 0,255
2333,3 80 0,03 125 1,21 19,37 27 0,4532
2500,0 50 0,04 133 1,11 19,62 19 0,4518
2000,0 20 0,04 117 1,12 19,33 17 0,1968
2333,3 50 0,03 125 0,93 19,65 18 0,4031
2166,7 50 0,04 177 1,21 19,53 23 0,4432
2333,3 20 0,03 180 0,82 19,9 11 0,4559
2166,7 80 0,04 127 1,39 18,94 33 0,3936
2000,0 50 0,05 139 1,2 19,9 19 0,2886
2500,0 20 0,04 157 0,85 19,56 11 0,4371
2500,0 80 0,04 105 1,11 19,11 29 0,4463
2000,0 80 0,05 160 1,45 18,72 31 0,3612
77
Haciendo una revisión preliminar de los datos obtenidos se observa que tanto para
el modo Diesel como para el modo mixto Diesel-Gas Natural no se presenta
variación de las emisiones de CO para las diferentes condiciones de operación
evaluadas. Utilizando el software para análisis estadístico StatGraphics 5.0, se
muestran a continuación los análisis de los parámetros de operación y emisiones
de gases contaminantes.
4.2.1. Análisis de Resultados Consumo Específico de Combustible
En la Tabla 4.7, se muestra el análisis de varianza para Consumo específico de
Combustible (gef) en el modo Diesel, en el Anexo D., se presentan los gráficos de
verificación de los supuestos de normalidad, homocedasticidad e independencia
para todas las variables analizadas en este capítulo.
Tabla 4.7. ANOVA Consumo Específico de Combustible, Diesel. --------------------------------------------------------------------------------
Fuente Sum. de Cuad. GL Cuad. Medio Valor-F Valor-P
--------------------------------------------------------------------------------
EFECTOS PRINCIPALES
A:Par 4,93146E6 2 2,46573E6 1760,73 0,0000
B:Régimen 280286,0 3 93428,7 66,72 0,0000
INTERACCIONES
AB 134881,0 6 22480,2 16,05 0,0000
RESIDUAL 33609,6 24 1400,4
--------------------------------------------------------------------------------
TOTAL (CORREG.) 5,38023E6 35
Como era de esperarse tanto el Par como la Velocidad de Giro del motor afectan
significativamente el consumo específico de combustible, siendo el efecto del par
mucho más significativo que el de la velocidad del motor, la Figura 4.2, muestra la
diferencia entre las medias del factor Par,
78
Figura 4.2. Diferencia entre medias del factor Par, Diesel.
Par
gef
20 50 80420
620
820
1020
1220
1420
Se puede concluir que existe diferencia significativa entre las medias para los 3
porcentajes de carga a los que se sometió el motor, y se evidencia claramente que
a bajas cargas la eficiencia del motor es considerablemente baja, se consume
mucho más combustible para la potencia que se obtiene.
En la Tabla 4.8, se presenta el análisis de varianza de esta misma variable pero
para el modo Diesel-Gas,
Tabla 4.8. ANOVA Consumo Específico de Combustible, Diesel-Gas. --------------------------------------------------------------------------------
Fuente Sum. de Cuad. GL Cuad. Medio Valor-F Valor-P
--------------------------------------------------------------------------------
EFECTOS PRINCIPALES
A:Par 1,82974E7 2 9,14872E6 1115,24 0,0000
B:Régimen 158218,0 3 52739,3 6,43 0,0024
INTERACCIONES
AB 116079,0 6 19346,5 2,36 0,0622
RESIDUAL 196880,0 24 8203,34
--------------------------------------------------------------------------------
TOTAL (CORREG.) 1,87686E7 35
--------------------------------------------------------------------------------
El comportamiento es similar al del modo Diesel normal, con la diferencia que para
este análisis la interacción entre los factores Velocidad y Par no afecta
79
significativamente el consumo específico de combustible, en la Figura 4.3, se
muestra la diferencia de las medias para esta variable en modo Diesel-Gas.
Figura 4.3. Diferencia entre medias del factor Par, Diesel-Gas.
Par
gef D
I_G
N
20 50 80600
900
1200
1500
1800
2100
2400
Se observa claramente como los valores de las medias son mayores que los
obtenidos en el modo Diesel normal, esto se debe a la mayor cantidad de energía
suministrada por ambos combustibles, para obtener la misma energía útil
(potencia).
La Figura 4.4, presenta la variación del consumo específico de combustible para
las diferentes condiciones de operación evaluadas en los experimentos, el cálculo
del consumo específico de combustible para el modo Diesel-Gas se hizo teniendo
en cuenta la diferencia entre los poderes caloríficos inferiores de ambos
combustibles. Se observa claramente que a bajas cargas el consumo específico
de combustible se incrementa significativamente, y aunque a altas cargas es
menor, sigue siendo mayor para el modo Diesel-Gas en comparación con el Diesel
convencional. Este comportamiento está asociado a una menor temperatura de
combustión y al defecto del aire para reaccionar con ambos combustibles.
80
Figura 4.4. Variación del Consumo Específico de Combustible para Diesel y
Diesel-Gas Natural.
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200
gef (
g/kW
-h)
pme (kPa)
DI (2000 rpm) DI_GN (2000 rpm) DI (2166 rpm) DI_GN (2166 rpm)
DI (2333 rpm) DI_GN (2333 rpm) DI (2500 rpm) DI_GN (2500 rpm)
En la Figura 4.5 se observa la comparación de medias para ambos modos,
Figura 4.5. Comparación de Medias para Consumo Específico de
Combustible, Diesel y Diesel-Gas Natural.
gef_DI gef DI_GN640
840
1040
1240
1440
1640
81
Con un nivel de significancia del 5% la prueba LSD arroja que la diferencia entre
las medias de ambos modos es significativa.
4.2.2. Análisis de Resultados Eficiencia de Conversión de
Combustible
Los resultados correspondientes al consumo específico de combustible sugieren la
tendencia de la eficiencia de conversión de combustible, este parámetro por ser
adimensional, da un mejor indicador del desempeño de la máquina, en las Tablas
4.9 y 4.10, se presenta el análisis de varianza y las Figuras 4.6 y 4.7, la diferencia
entre las medias.
Tabla 4.9. ANOVA Eficiencia de Conversión de Combustible, Diesel. --------------------------------------------------------------------------------
Fuente Sum. de Cuad. GL Cuad. Medio Valor-F Valor-P
--------------------------------------------------------------------------------
EFECTOS PRINCIPALES
A:Carga 933,027 2 466,513 1461,57 0,0000
B:Régimen 50,3819 3 16,794 52,61 0,0000
INTERACCIONES
AB 3,25018 6 0,541697 1,70 0,1650
RESIDUAL 7,66047 24 0,319186
--------------------------------------------------------------------------------
TOTAL (CORREG) 994,319 35
--------------------------------------------------------------------------------
Figura 4.6. Diferencia entre Medias para Eficiencia de Conversión de
Combustible, Diesel.
Carga
nf_D
I
20 50 806
9
12
15
18
21
82
Tabla 4.10. ANOVA Eficiencia de Conversión de Combustible, Diesel-Gas
Natural. --------------------------------------------------------------------------------
Fuente Sum. de Cuad. GL Cuad. Medio Valor-F Valor-P
--------------------------------------------------------------------------------
EFECTOS PRINCIPALES
A:Carga 313,1 2 156,55 3043,72 0,0000
B:Régimen 9,94148 3 3,31383 64,43 0,0000
INTERACCIONES
AB 7,79767 6 1,29961 25,27 0,0000
RESIDUAL 1,23441 24 0,0514338
--------------------------------------------------------------------------------
TOTAL (CORREG.) 332,074 35
--------------------------------------------------------------------------------
Figura 4.7. Diferencia entre Medias para Eficiencia de Conversión de
Combustible, Diesel-Gas Natural.
Carga
nf_D
I_G
N
20 50 802,8
4,8
6,8
8,8
10,8
Se observa como a baja carga la eficiencia de conversión de combustible es
mucho menor que para alta carga, y que en el modo diesel gas esta cae por
encima del 50%, nuevamente esto está asociado al mal uso del combustible
gaseoso durante el proceso de combustión. La Figura 4.8, muestra la variación de
este parámetro para las condiciones de operación evaluadas. Se observa como a
bajas cargas los comportamientos de ambas condiciones intentan parecerse
siendo todavía mayor la eficiencia para el modo Diesel.
83
En la Figura 4.9 se observa la comparación de medias para ambos modos, con un
nivel de significancia del 5% la prueba LSD arroja que la diferencia entre las
medias de ambos modos es significativa, siendo mayor para el modo Diesel.
Figura 4.8. Variación de la Eficiencia de Conversión de Combustible para
Diesel y Diesel-Gas Natural.
0
5
10
15
20
25
0 50 100 150 200 250
Efic
ien
cia
de
Co
nve
rsió
n d
e C
om
bu
stib
le
pme (kPa)
DI (2000 rpm) DI_GN (2000 rpm) DI (2166 rpm) DI_GN (2166 rpm)
DI (2333 rpm) DI_GN (2333 rpm) DI (2500 rpm) DI_GN (2500 rpm)
Figura 4.9. Comparación de Medias para Eficiencia de Conversión de
Combustible, Diesel y Diesel-Gas Natural.
nf_DI nf_DI_GN5,5
7,5
9,5
11,5
13,5
15,5
84
4.2.3. Análisis de Resultados Eficiencia Volumétrica
Este parámetro utilizado para medir la efectividad del proceso de admisión de aire
se analiza en las Tablas 4.11 y 4.12, y las Figuras 4.10, 4.11, y 4.12, para esta
variable no resultó ser significativo el efecto de la carga a la que estaba sometido
el motor, solo la velocidad a la que se encontrara. Se observa que
comparativamente la eficiencia volumétrica obtenida se mantuvo menor en Diesel-
Gas y que es más crítico para velocidades de giro mayores, esto está asociado al
comportamiento propio del motor que implica que para estas condiciones necesite
más aire para garantizar la combustión.
Tabla 4.11. ANOVA Eficiencia Volumétrica, Diesel. --------------------------------------------------------------------------------
Fuente Sum. de Cuad. GL Cuad. Medio Valor-F Valor-P
--------------------------------------------------------------------------------
EFECTOS PRINCIPALES
A:Carga 15,8322 2 7,91611 1,51 0,2413
B:Régimen 529,604 3 176,535 33,66 0,0000
INTERACCIONES
AB 7,22373 6 1,20396 0,23 0,9629
RESIDUAL 125,88 24 5,24498
--------------------------------------------------------------------------------
TOTAL (CORREG.) 678,54 35
--------------------------------------------------------------------------------
Figura 4.10. Diferencia entre Medias para Eficiencia Volumétrica, Diesel.
Carga
nv_D
I
20 50 8081
82
83
84
85
86
85
Tabla 4.12. ANOVA Eficiencia Volumétrica, Diesel-Gas Natural. --------------------------------------------------------------------------------
Fuente Sum. de Cuad. GL Cuad. Medio Valor-F Valor-P
--------------------------------------------------------------------------------
EFECTOS PRINCIPALES
A:Carga 21,8034 2 10,9017 1,82 0,1845
B:Régimen 218,724 3 72,908 12,14 0,0000
INTERACCIONES
AB 71,8872 6 11,9812 1,99 0,1061
RESIDUAL 144,137 24 6,0057
--------------------------------------------------------------------------------
TOTAL (CORREG.) 456,552 35
--------------------------------------------------------------------------------
Figura 4.11. Diferencia entre Medias para Eficiencia Volumétrica, Diesel-Gas
Natural.
Carga
nv_D
I_G
N
20 50 8078
79
80
81
82
83
La disminución en el valor de la eficiencia volumétrica está relacionada con la
modificación del sistema de admisión por la inclusión del mezclador y a que
durante la admisión no solo se alimenta aire al motor sino una mezcla aire gas,
reduciendo el aire efectivamente admitido.
En la Figura 4.13 se observa la comparación de medias para ambos modos, con
un nivel de significancia del 5% la prueba LSD arroja que la diferencia entre las
medias de ambos modos es significativa, siendo mayor para el modo Diesel.
86
Figura 4.12. Variación de la Eficiencia Volumétrica para Diesel y Diesel-Gas
Natural.
74
76
78
80
82
84
86
88
90
0 50 100 150 200 250
Efi
cie
nci
a V
olu
mé
tric
a
pme (kPa)
DI (2000 rpm) DI_GN (2000 rpm) DI (2166 rpm) DI_GN (2166 rpm)
DI (2333 rpm) DI_GN (2333 rpm) DI (2500 rpm) DI_GN (2500 rpm)
Figura 4.13. Comparación de Medias para Eficiencia Volumétrica, Diesel y
Diesel-Gas Natural.
nv_DI nv_DI_GN79
80
81
82
83
84
85
87
4.2.4. Análisis de Resultados Porcentaje de Sustitución
En cuanto al porcentaje de sustitución obtenido es importante resaltar que a bajas
cargas la combustión presentó problemas (knock) al intentar aumentar el gas
suministrado, esto redujo considerablemente el flujo de gas utilizado para estas
condiciones y esto se evidencia en los análisis estadísticos a continuación. El Par
y la interacción Par - velocidad de Giro afectan significativamente el porcentaje de
sustitución alcanzado. Este fue calculado mediante la relación entre la energía
suministrada en el modo Diesel y el modo Diesel-Gas, el poder calorífico del
Diesel se asumió como 43,000 kJ/kg y el del Gas como 50,000 kJ/kg, Ecuación
(4.1)
−×=
−
)(
)(1100%
dieselDI
gasdieselDI
m
msust
&
& (4.1)
Tabla 4.13. ANOVA Porcentaje de Sustitución, Diesel-Gas Natural. --------------------------------------------------------------------------------
Fuente Sum. de Cuad. GL Cuad. Medio Valor-F Valor-P
--------------------------------------------------------------------------------
EFECTOS PRINCIPALES
A:Carga 1036,82 2 518,408 15,19 0,0001
B:Régimen 266,367 3 88,7889 2,60 0,0754
INTERACCIONES
AB 889,033 6 148,172 4,34 0,0042
RESIDUAL 819,133 24 34,1306
--------------------------------------------------------------------------------
TOTAL (CORREG.) 3011,35 35
--------------------------------------------------------------------------------
88
Figura 4.14. Diferencia entre Medias para Porcentaje de Sustitución, Diesel-
Gas Natural.
Carga
% s
ust
20 50 8046
50
54
58
62
66
En la Figura 4.15, se observa que el mayor porcentaje de sustitución se obtuvo
para una carga de 50% de la carga máxima a 2166 rpm, y fue alrededor del 70%.
Figura 4.15. Variación Porcentaje de Sustitución, Diesel-Gas Natural.
30,00
35,00
40,00
45,00
50,00
55,00
60,00
65,00
70,00
75,00
80,00
0 50 100 150 200 250
% S
ust
itu
ció
n
pme (kPa)
DI_GN (2000rpm) DI_GN (2166 rpm) DI_GN (2333 rpm) DI_GN (2500 rpm)
89
4.2.5. Análisis de Resultados Emisiones de Gases Contaminantes
Con respecto a las emisiones de Gases Contaminantes el análisis se realizó sobre
CO2, NO y HC, el caso de las emisiones de CO para ambos modos de operación
se mantuvo estable en un valor, sin embargo fue mayor para el modo Diesel-Gas
que para el modo Diesel.
Emisiones de NO (% vol)
La formación de NO se favorece por altas concentraciones de Oxígeno y altas
temperaturas de la carga admitida (aire, air-gas) en las Tablas 4.14 y 4.15, y las
Figuras 4.16 y 4.17, se muestra el análisis de varianza correspondiente a esta
variable. En ambos modos las emisiones a baja carga son significativamente más
bajas y son menores en todas las condiciones de operación evaluadas (carga y
rpm) para el modo Diesel-Gas.
Tabla 4.14. ANOVA Emisiones NO, Diesel. --------------------------------------------------------------------------------
Fuente Sum. de Cuad. GL Cuad. Medio Valor-F Valor-P
--------------------------------------------------------------------------------
EFECTOS PRINCIPALES
A:Carga 4821,17 2 2410,58 52,53 0,0000
B:Régimen 1829,64 3 609,88 13,29 0,0000
INTERACCIONES
AB 16,6111 6 2,76852 0,06 0,9989
RESIDUAL 1101,33 24 45,8889
--------------------------------------------------------------------------------
TOTAL (CORREG ) 7768,75 35
--------------------------------------------------------------------------------
90
Figura 4.16. Diferencia entre Medias para Emisiones NO, Diesel.
Carga
NO
_DI
20 50 8037
47
57
67
77
Tabla 4.15. ANOVA Emisiones NO, Diesel-Gas Natural. --------------------------------------------------------------------------------
Fuente Sum. de Cuad. GL Cuad. Medio Valor-F Valor-P
--------------------------------------------------------------------------------
EFECTOS PRINCIPALES
A:Carga 1654,06 2 827,028 286,28 0,0000
B:Régimen 200,306 3 66,7685 23,11 0,0000
INTERACCIONES
AB 21,9444 6 3,65741 1,27 0,3096
RESIDUAL 69,3333 24 2,88889
--------------------------------------------------------------------------------
TOTAL (CORREG.) 1945,64 35
--------------------------------------------------------------------------------
Figura 4.17. Diferencia entre Medias para Emisiones NO, Diesel-Gas Natural.
Carga
NO
_DI_
GN
20 50 8013
17
21
25
29
33
91
Figura 4.18. Variación Emisiones de NO para Diesel y Diesel-Gas Natural.
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
0 50 100 150 200 250
NO
(p
pm
vo
l)
pme (kPa)
DI (2000 rpm) DI_GN (2000 rpm) DI (2166 rpm) DI_GN (2166 rpm)
DI (2333 rpm) DI_GN (2333 rpm) DI (2500 rpm) DI_GN (2500 rpm)
En la Figura 4.19 se observa la comparación de medias para ambos modos, con
un nivel de significancia del 5% la prueba LSD arroja que la diferencia entre las
medias de ambos modos es significativa, siendo mayor para el modo Diesel.
Figura 4.19. Diferencia entre Medias para Emisiones NO, Diesel y Diesel-Gas
Natural.
NO_DI NO_DI_GN18
28
38
48
58
92
Emisiones de CO2 (% vol)
Las Tablas 4.16 y 4.17, y las Figuras 4.20, 4.21 y 4.22, muestran los resultados de
análisis de varianza y el análisis comparativo de las emisiones de CO2. Se observa
que tanto la carga como la velocidad de giro afectan significativamente la
concentración de este gas a la salida y que es mucho mayor a altas cargas que a
bajas para ambos modos evaluados, se observa además que hubo una reducción
considerable en la cantidad de CO2 producida en el modo Diesel-Gas Natural.
Tabla 4.16. ANOVA Emisiones CO2, Diesel. --------------------------------------------------------------------------------
Fuente Sum. de Cuad. GL Cuad. Medio Valor-F Valor-P
--------------------------------------------------------------------------------
EFECTOS PRINCIPALES
A:Carga 2,10611 2 1,05305 14,56 0,0001
B:Régimen 0,553475 3 0,184492 2,55 0,0794
INTERACCIONES
AB 0,0135167 6 0,00225278 0,03 0,9998
RESIDUAL 1,73593 24 0,0723306
--------------------------------------------------------------------------------
TOTAL (CORREG.) 4,40903 35
--------------------------------------------------------------------------------
Figura 4.20. Diferencia entre Medias para Emisiones CO2, Diesel.
Carga
CO
2_D
I
20 50 801,3
1,5
1,7
1,9
2,1
2,3
93
Tabla 4.17. ANOVA Emisiones CO2, Diesel-Gas Natural. --------------------------------------------------------------------------------
Fuente Sum. de Cuad. GL Cuad. Medio Valor-F Valor-P
--------------------------------------------------------------------------------
EFECTOS PRINCIPALES
A:Carga 0,73115 2 0,365575 75,81 0,0000
B:Régimen 0,415489 3 0,138496 28,72 0,0000
INTERACCIONES
AB 0,0212278 6 0,00353796 0,73 0,6274
RESIDUAL 0,115733 24 0,00482222
--------------------------------------------------------------------------------
TOTAL (CORREG.) 1,2836 35
--------------------------------------------------------------------------------
Figura 4.21. Diferencia entre Medias para Emisiones CO2, Diesel-Gas Natural.
Carga
CO
2_D
I_G
N
20 50 800,92
1,02
1,12
1,22
1,32
1,42
La Figura 4.22, muestra la variación de las emisiones y se puede resaltar que
entre más alta sea la velocidad de giro del motor, menores van a ser las emisiones
de CO2 encontradas.
En la Figura 4.23 se observa la comparación de medias para ambos modos, con
un nivel de significancia del 5% la prueba LSD arroja que la diferencia entre las
medias de ambos modos es significativa, siendo mayor para el modo Diesel.
94
Figura 4.22. Variación Emisiones de CO2 para Diesel y Diesel-Gas Natural.
0,5
0,7
0,9
1,1
1,3
1,5
1,7
1,9
2,1
2,3
2,5
0 50 100 150 200 250
CO
2 (%
vo
l)
pme (kPa)
DI (2000 rpm) DI_GN (2000 rpm) DI (2166 rpm) DI_GN (2166 rpm)
DI (2333 rpm) DI_GN (2333 rpm) DI (2500 rpm) DI_GN (2500 rpm)
Figura 4.23. Diferencia entre Medias para Emisiones CO2, Diesel y Diesel-Gas
Natural.
CO2_DI CO2_DI_GN1
1,2
1,4
1,6
1,8
2
95
Emisiones de Hidrocarburos sin quemar (HC, ppm vol)
En las Tablas 4.18 y 4.19, y las Figuras 4.24, 4.25, y 4.26, se muestran los
resultados del análisis correspondiente a las emisiones de Hidrocarburos sin
quemar tanto para Diesel como para Diesel-Gas Natural. Se destaca que la
velocidad de giro del motor no afecta significativamente la concentración de estos
gases a la salida del motor, además también se observa que a altas cargas para el
modo Diesel-Gas es considerablemente menor el contenido de HC.
Tabla 4.18. ANOVA Emisiones HC, Diesel. --------------------------------------------------------------------------------
Fuente Sum. de Cuad. GL Cuad. Medio Valor-F Valor-P
--------------------------------------------------------------------------------
EFECTOS PRINCIPALES
A:Carga 1,72222 2 0,861111 0,89 0,4255
B:Régimen 50,0 3 16,6667 17,14 0,0000
INTERACCIONES
AB 5,16667 6 0,861111 0,89 0,5205
RESIDUAL 23,3333 24 0,972222
--------------------------------------------------------------------------------
TOTAL (CORREG.) 80,2222 35
--------------------------------------------------------------------------------
Figura 4.24. Diferencia entre Medias para Emisiones HC, Diesel.
Carga
HC
_DI
20 50 807,5
7,8
8,1
8,4
8,7
9
96
Tabla 4.19. ANOVA Emisiones HC, Diesel-Gas Natural. --------------------------------------------------------------------------------
Fuente Sum. de Cuad. GL Cuad. Medio Valor-F Valor-P
--------------------------------------------------------------------------------
EFECTOS PRINCIPALES
A:Carga 2838,17 2 1419,08 5,18 0,0135
B:Régimen 795,333 3 265,111 0,97 0,4242
INTERACCIONES
AB 15338,5 6 2556,42 9,33 0,0000
RESIDUAL 6576,0 24 274,0
--------------------------------------------------------------------------------
TOTAL (CORREG.) 25548,0 35
--------------------------------------------------------------------------------
Figura 4.25. Diferencia entre Medias para Emisiones HC, Diesel-Gas Natural.
Carga
HC
_DI_
GN
20 50 80120
130
140
150
160
En la Figura 4.27 se observa la comparación de medias para ambos modos, con
un nivel de significancia del 5% la prueba LSD arroja que la diferencia entre las
medias de ambos modos es significativa, siendo mayor para el modo Diesel.
97
Figura 4.26. Variación Emisiones de HC para Diesel y Diesel-Gas Natural.
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
200
0 50 100 150 200 250
HC
(pp
m v
ol)
pme (kPa)
DI (2000 rpm) DI_GN (2000 rpm) DI (2166 rpm) DI_GN (2166 rpm)
DI (2333 rpm) DI_GN (2333 rpm) DI (2500 rpm) DI_GN (2500 rpm)
Figura 4.27. Diferencia entre Medias para Emisiones HC, Diesel y Diesel-Gas
Natural.
HC_DI HC_DI_GN0
30
60
90
120
150
98
4.2.6. Análisis de Resultados Curvas de Presión en Cámara de
Combustión
Durante las pruebas se realizaron mediciones de Presión al interior de la cámara
de combustión, se registraron las curvas para todas las condiciones de operación
ensayadas y a continuación se presentan algunas de las más significativas, en las
Figuras 4.31 y 4.32, se incluyen todas las curvas en un gráfico con el porcentaje
de carga como tercer eje.
Figura 4.28. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en
cámara de Combustión, 2500 rpm y 80% de carga.
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
0 180 360 540 720
Pre
sió
n (b
ar)
Ángulo de Giro Cigüeñal ( ° )
DI DI_R DI_GN DI_GN_R
En la Figura 4.28, están superpuestas las curvas de presión en cámara de
combustión para Diesel y para Diesel-Gas, por propósitos visuales solo se incluye
99
1 réplica en las curvas presentadas, como se puede observar el comportamiento
de la curva es similar lo cual no evidencia cambios notables en el proceso de
combustión, sin embargo se presentan algunos picos de presión más elevados en
Diesel-Gas para este estado.
Figura 4.29. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en
cámara de Combustión, 2000 rpm y 20% de carga.
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
0 180 360 540 720
Pre
sió
n (b
ar)
Ángulo de Giro del Cigüeñal ( ° )
DI DI_R DI_GN DI_GN_R
2000 20%carga
Figura 4.29, para este estado aunque el comportamiento de las curvas sea muy
similar se alcanza a observar una ligera desviación en la carrera de compresión y
menores picos de presión en comparación con los obtenidos en el modo Diesel.
100
Figura 4.30. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en
cámara de Combustión, 2166 rpm y 50% de carga.
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
0 180 360 540 720
Pre
sió
n (
ba
r)
Ángulo de Giro del Cigüeñal ( ° )
DI DI_R DI_GN DI_GN_R
Para esta condición de operación, (2166 rpm, 50% carga máxima) se observa una
reducción en el pico de presión obtenida en una de las réplicas, como se observó
en el análisis de porcentaje de sustitución este es el estado con el más alto
porcentaje de sustitución obtenido, lo cual evidencia que a medida que se
incremente el porcentaje de gas suministrado los picos de presión son menores y
el proceso de combustión tiene un comportamiento ligeramente diferente.
101
Figura 4.31. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en
cámara de Combustión.
20
50
80
0
180
360
540
720
0
10
20
30
40
50
60
70
Porcentaje de Carga (%)Ángulo de Giro del Cigüeñal ( ° )
Pre
sió
n (
bar
)
Diesel 20% (2000 rpm)
DI-GN 20% (2000rpm)
Diesel 50% (2000 rpm)
DI-GN 50% (2000rpm)
Diesel 80% (2000 rpm)
DI-GN 80% (2000 rpm)
Diesel 20% (2166 rpm)
DI-GN 20% (2166 rpm)
Diesel 50% (2166 rpm)
DI-GN 50% (2166 rpm)
Diesel 80% (2166 rpm)
DI-GN 80% (2166 rpm)
Diesel 20% (2333 rpm)
DI-GN 20% (2333 rpm)
Diesel 50% (2333 rpm)
DI-GN 50% (2333 rpm)
Diesel 80% (2333 rpm)
DI-GN 80% (2333 rpm)
Diesel 20% (2500 rpm)
DI-GN 20% (2500 rpm)
Figura 4.32. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en
cámara de Combustión.
2050800180360540720
0
10
20
30
40
50
60
70
Pre
sió
n (
bar
)
Diesel 20% (2000 rpm)
DI-GN 20% (2000rpm)
Diesel 50% (2000 rpm)
DI-GN 50% (2000rpm)
Diesel 80% (2000 rpm)
DI-GN 80% (2000 rpm)
Diesel 20% (2166 rpm)
DI-GN 20% (2166 rpm)
Diesel 50% (2166 rpm)
DI-GN 50% (2166 rpm)
Diesel 80% (2166 rpm)
DI-GN 80% (2166 rpm)
Diesel 20% (2333 rpm)
DI-GN 20% (2333 rpm)
Diesel 50% (2333 rpm)
DI-GN 50% (2333 rpm)
Diesel 80% (2333 rpm)
DI-GN 80% (2333 rpm)
Diesel 20% (2500 rpm)
DI-GN 20% (2500 rpm)
Utilizando las curvas de presión, el área bajo la curva de los diagramas P-v
representa el trabajo indicado del motor, con este valor se determinaron las
102
eficiencias mecánicas de los puntos de operación evaluados en el modo Diesel y
el modo Diesel-Gas Natural, las Figuras 4.33, 4.34, 4.35 y 4.36 muestran los
diagramas para las diferentes velocidades de Giro evaluadas.
Figura 4.33. Diagramas P-v para 2000 rpm.
Tabla 4.20. Eficiencias Térmicas para 2000 rpm, Diesel y Diesel-Gas Natural.
Modo
rpm/carga 2000 20 2000 20 2000 50 2000 50 2000 80 2000 80
Wi (N.m) =
Pi (kW) =
Pb (kW) =
Ef Mecánica (%) =
4,50062 4,81478
15,70 15,50 37,90 41,31 34,72 32,46
0,86524 0,7937 0,94433 1,01025
0,12905 0,12523 0,32789 0,32789 0,32789 0,32789
3,83116 3,84572 4,12369 3,78271
0,82179 0,80773
Diesel di-gn Diesel di-gn Diesel di-gn
Como se puede observar en la Tabla 4.20 solo para el 50% de la carga máxima se
presenta un incremento en el valor de la eficiencia mecánica obtenida en el modo
Diesel-Gas Natural, sin embargo es importante resaltar que la diferencia en las
curvas se presenta en la etapa de expansión siendo la curva de Diesel-Gas menor
a la del Diesel, además el pico de presión estuvo por debajo en comparación con
el de Diesel normal.
103
Figura 4.34. Diagramas P-v para 2166 rpm.
Tabla 4.21. Eficiencias Térmicas para 2166 rpm, Diesel y Diesel-Gas Natural.
Modo
rpm/carga 2166 20 2166 20 2166 50 2166 50 2166 80 2166 80
Wi (N.m) =
Pi (kW) =
Pb (kW) =
Ef Mecánica (%) =
1,18851
0,42787
36,00
1,06628
0,42787
40,13
0,94694
0,42787
45,18
1,1088
0,42787
38,59
1,07027
0,16489
15,41
0,84221
0,16278
19,33
di-gn
4,85272
Diesel di-gn
5,20157 4,66662
Diesel di-gn
3,73264 4,69462 4,14433
Diesel
Como se puede observar en la Tabla 4.21 solo para el 80% de la carga máxima se
presenta un incremento en el valor de la eficiencia mecánica obtenida en el modo
Diesel-Gas Natural, sin embargo es importante resaltar que la diferencia en las
curvas se presenta en la etapa de expansión siendo la curva de Diesel-Gas menor
a la del Diesel, además el pico de presión estuvo por debajo en comparación con
el de Diesel normal. Como era de esperarse para todos los puntos medidos la
eficiencia mecánica fue mayor que a 2000 rpm.
104
Figura 4.35. Diagramas P-v para 2333 rpm.
Tabla 4.22. Eficiencias Térmicas para 2333 rpm, Diesel y Diesel-Gas Natural.
Modo
rpm/carga 2333 20 2333 20 2333 50 2333 50 2333 80 2333 80
Wi (N.m) =
Pi (kW) =
Pb (kW) =
Ef Mecánica (%) =
4,92635
1,21134
0,51006
42,11
5,61206
1,38778
0,51227
36,91
Diesel di-gn
5,09731
1,26049
0,51227
40,64
4,25357
1,04591
0,51006
48,77
0,88838
0,19931
22,43
4,23174
1,03881
0,20118
19,37
3,58118
Diesel di-gn Diesel di-gn
Como se puede observar en la Tabla 4.22 para el 50% y el 80% de la carga
máxima se presenta un incremento en el valor de la eficiencia mecánica obtenida
en el modo Diesel-Gas Natural, sin embargo es importante resaltar que la
diferencia en las curvas se presenta en la etapa de expansión siendo la curva de
Diesel-Gas menor a la del Diesel, además el pico de presión estuvo por debajo en
comparación con el de Diesel normal. Como era de esperarse para todos los
puntos medidos la eficiencia mecánica fue mayor que a menores velocidades de
giro.
105
Figura 4.36. Diagramas P-v para 2333 rpm.
Tabla 4.23. Eficiencias Térmicas para 2500 rpm, Diesel y Diesel-Gas Natural.
Modo
rpm/carga 2500 20 2500 20 2500 50 2500 50 2500 80 2500 80
Wi (N.m) =
Pi (kW) =
Pb (kW) =
Ef Mecánica (%) =
5,08264
1,33644
0,58656
43,89
0,58656
49,24
5,87631
1,53951
0,58347
37,90
0,22635
27,15
4,23134
1,10855
0,58347
52,63
Diesel di-gn Diesel di-gn Diesel di-gn
3,56239
0,94243
0,22635
24,02
3,15183
0,83382
4,53072
1,19132
Como se puede observar en la Tabla 4.23 para el 20% y el 80% de la carga
máxima se presenta un incremento en el valor de la eficiencia mecánica obtenida
en el modo Diesel-Gas Natural, sin embargo es importante resaltar que la
diferencia en las curvas se presenta en la etapa de expansión siendo la curva de
Diesel-Gas menor a la del Diesel, además el pico de presión estuvo por debajo en
comparación con el de Diesel normal. Como era de esperarse para todos los
puntos medidos la eficiencia térmica fue mayor que a menores velocidades de
giro. También se observa que la eficiencia mecánica más alta de todos los puntos
evaluados se presento a 2500 rpm y 50% de la carga máxima en el modo Diesel
Normal.
106
5. CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES
Con el desarrollo de esta investigación se logró implementar un sistema de
conversión a un motor Diesel de Laboratorio para funcionar en modo Mixto Diesel-
Gas Natural. Para esto, sin modificar el diseño original del motor, se diseño y
construyó un mezclador tipo Venturi dispuesto en el múltiple de admisión del motor
y con el fin de mezclar el aire de entrada con Gas Natural.
Utilizando análisis estadístico de experimentos se determinaron el número de
réplicas necesarias para el análisis y se diseñó un experimento factorial general
con dos factores Velocidad de Giro y Par, con 4 y 3 niveles respectivamente. Las
36 corridas obtenidas en el diseño, se llevaron a cabo para el motor en modo
Diesel y en modo Diesel-Gas Natural. Las variables de respuesta fueron los gases
de escape y parámetros de operación del motor. El análisis comparativo de los
resultados obtenidos permitió concluir;
• El consumo específico de combustible se incrementó significativamente,
siendo un 77% mayor a altas cargas y 48% a bajas cargas en el modo
Diesel-Gas Natural, esto debido a que se incrementa la energía
suministrada por los combustibles quemados para obtener la misma
potencia.
• El máximo porcentaje de sustitución obtenido fue alrededor de 70% a 2166
rpm y 50% de la carga máxima, el cálculo de este porcentaje se hizo con
base a la energía sustituida tomando como referencia base el Diesel. A baja
carga y bajo régimen es considerablemente menor el porcentaje de
sustitución obtenido. A 2500 rpm el porcentaje de sustitución se mantuvo
estable indistinto del Par suministrado. Por otra parte, no se presentaron
107
variaciones significativas en el proceso de combustión, evidenciado en las
curvas de presión en cámara, sin embargo los porcentajes de sustitución
obtenidos tuvieron implicaciones importantes en las emisiones de gases
contaminantes.
• Con respecto a las emisiones de CO se observó un incremento para el
modo Diesel-Gas Natural, esto se debe a mala combustión del Gas Natural
que puede ser producto de ausencia de aire para quemar ambos
combustibles y al desempeño del mezclador tipo Venturi. Se observó
también una reducción significativa en las emisiones de CO2, 35% menores
en promedio, siendo mucho menores a altas cargas y mayores velocidades
de giro del motor.
• Las emisiones de HC muestran un incremento importante en el modo
Diesel-Gas Natural, nuevamente la mala combustión del gas producto de
defecto de aire, y de las menores temperaturas de combustión producto del
gas ingresado hacen que gran parte del gas suministrado no sea quemado
durante el ciclo de combustión. También se puede concluir que a altas
cargas en el modo Diesel-Gas se reducen las emisiones de HC
considerablemente pero aún siguen siendo mucho más elevadas que las
del modo Diesel, la velocidad de giro del motor por su parte no influye
significativamente sobre el comportamiento de esta variable.
• Las emisiones de NO se redujeron en un 65% a baja carga y hasta un 55 %
a altas cargas, esta reducción está asociada a una menor temperatura de
combustión al interior de la cámara por la presencia del gas, además el
porcentaje de aire desplazado por el gas reduce la concentración de
oxígeno lo cual reduce la tendencia a formación de NOx, se observó
también que a altas velocidades de giro se reduce la formación de NOx
significativamente para ambos modos de operación.
• Se pudo observar también que el exceso de aire se mantuvo tanto para el
modo Diesel como para el modo Diesel-Gas Natural (O2), con lo cual se
puede concluir que la mala combustión del gas no fue producto de falta de
108
aire sino de mala mezcla con este. Esto está asociado al comportamiento
propio del motor ensayado, si las velocidades de giro fuesen menores se
podría tener más tiempo disponible para la mezcla aire-gas, o también se
podría pensar en ubicar el mezclador más lejos de la entrada de aire al
motor y así mejorar la mezcla previa del combustible gaseoso con el aire de
admisión.
• Durante las pruebas también se observó que a bajas cargas y bajas
velocidades de giro la combustión del Diesel-Gas Natural presentaba
problemas (knock), esto obligó a reducir la cantidad de gas suministrado a
la cámara de combustión.
• Las curvas de presión en cámara no muestran diferencias significativas en
el comportamiento de la combustión de los dos modos de operación
evaluados, se pudo observar que en la medida que se incrementa el
porcentaje de gas suministrado se reducen considerablemente los picos de
presión, esto implica que es poco probable que con la implementación de
Diesel-Gas se ponga en riesgo la integridad del motor, por otra parte se
observa que el tiempo de inyección se encuentra retrasado algunos grados
en todas las condiciones evaluadas.
• En cuanto a la Eficiencia Mecánica las diferencias entre ambos modos se
observó en que a medida que se incrementa el porcentaje de sustitución se
reducen los picos de presión y se evidencia que la presencia de gas sin
quemar redujo las presiones en la etapa de expansión, por esto el área bajo
la curva se hacía menor haciendo la eficiencia mecánica más alta en el
modo Diesel-Gas en estos puntos. Esto no implica que sea más eficiente
porque el gas no estaba haciendo buena combustión.
109
Para futuras investigaciones se deben tener en cuenta los siguientes aspectos,
• Cambiar el sistema de mezclado a través del venturi por inyección
electrónica de gas, ubicando el inyector lo más cerca posible a la cámara
de combustión y probando distintos tiempos de inyección.
• Realizar pruebas del sistema de conversión sobre motores comerciales, las
características del motor ensayado condicionan los resultados obtenidos y
limitan las posibilidades de mejoras en los resultados obtenidos, por otra
parte la disponibilidad de repuestos hace que la experimentación sea más
continua en caso de requerir mantenimientos.
• Utilizar modelos computacionales (CFD) para modelar el uso de mezclador
o inyección electrónica y su efecto en la calidad de la mezcla Aire-Gas.
Además de intentar modelar el comportamiento de la mezcla al interior de la
cámara de combustión, esto permitiría un mejor entendimiento
fenomenológico de la combustión Diesel-Gas Natural.
• Utilizar las curvas de presión en cámara para un análisis termodinámico
más riguroso de la combustión del Gas y el Diesel en el modo mixto, incluir
análisis de tasa de calor liberado.
• El uso del mezclador tipo venturi puede presentar mejores resultados en
motores de mayor tamaño con velocidades de giro menores.
• Para las pruebas en el motor de laboratorio ensayado se debe modificar el
sistema de control de Diesel, el control manual de la palanca y la medición
cada 20 segundos, hace que el procedimiento de las pruebas sea iterativo y
engorroso. Además se debe modificar el tiempo de inyección ya que se
evidencia en las curvas de presión un retraso en este tiempo.
• Reducir los porcentajes de sustitución obtenidos tratando de mejorar las
emisiones asociadas a los hidrocarburos sin quemar.
110
BIBLIOGRAFÍA
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Minas y Energía 2003 – 2008”, www.upme.gov.co, 2009.
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Mashhad, Faculty of Engineering y University of Calgary, Department of
Mechanical Engineering, Irán y Canadá.
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102DL3 Commuter Buses”. California, USA, 2000.
[6] WESTPORT-CUMMINS, “Inyección directa a alta presión del Gas Natural
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[7] DAISHO, Y., YAEO, T., KOSEKI, T., SAITO, T., KIHARA, R., QUIROS, E.,
“Combustion and exhaust emissions in a direct-injection diesel engine dual-
fueled with natural gas”, 1995, SAE Paper No. 950465
111
[8] BARATA, J., “Performance and emissions of a dual fueled DI diesel engine”,
1995, SAE Paper No. 952364.
[9] GEBERT, K., BECK, N.J., BARKHIMER R.L., WONG, H-CH., “Strategies to
improve combustion and emissions characteristics of dual-fuel pilot ignited
natural gas engines”, 1997, SAE Paper No. 971712.
[10] POONIA, M.P., RAMESH, A., GAUR, R.R., “Effect of intake air
temperature and pilot fuel quantity on the combustion characteristics of a
LPG diesel dual fuel engine”. 1998, SAE Paper No. 982455.
[11] GUNEA, C., RAZAVI, M.R.M., KARIM, G.A., “The effects of pilot fuel
quality on dual fuel engine ignition delay”. 1998, SAE Paper No. 982453.
[12] ABD ALLA, G.H., SOLIMAN, H.A., BADR, O.A., ABD RABBO, M.R.,
“Effect of pilot fuel quantity on the performance of a dual fuel engine”. 1999,
SAE Paper No. 1999-01-3597.
[13] MBARAWA, M., MILTON, B. E., CASEY, R. T., “Experiments and
modelling of natural gas combustion ignited by a pilot diesel fuel spray”,
2001, International Journal of Thermal Sciences, Volume 40, Issue 10, P
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[14] PAPAGIANNAKIS, R.G., HOUNTALAS, D.T. “Experimental
investigation concerning the effect of natural gas percentage on
performance and emissions of a DI dual fuel diesel engine.”, 2003, Applied
thermal engineering, ISSN 1359-4311, Vol. 23, Nº 3, P. 353-365.
[15] PAPAGIANNAKIS, R. G., HOUNTALAS, D. T., “Combustion and
exhaust emission characteristics of a dual fuel compression ignition engine
112
operated with pilot Diesel fuel and natural gas”, 2004, Energy Conversion
and Management, Volume 45, Issues 18-19, November, P 2971-2987
[16] CARLUCCI, A.P., DE RISI, A., LAFORGIA, D., NACCARATO, F.,
“Experimental investigation and combustion analysis of a direct injection
dual-fuel diesel–natural gas engine”, 2008, Energy, Volume 33, Issue 2,
February P 256-263.
[17] HEYWOOD, J.B. “Internal Combustion Engine Fundamentals”, 1989,
McGraw-Hill, New York.
[18] CENGEL, Y., y BOLES, M., “THERMODYNAMICS, An Engineering
Approach”, 2007, 5th Edition, McGraw-Hill, New York.
[19] KRIEGER, R. B., y BORMAN, G. L., “The Computation of Apparent
Heat Release for Internal Combustion Engines”, 1966, ASME paper 66-
WA/DGP-4, Proc. Diesel Gas Power, ASME.
[20] BOWMAN, C. T., “Kinetics of Pollutant Dormation and Destruction in
Combustion”, 1975, Prog. Energy Combust. Sci., Vol 1, P 33 – 45.
[21] LAVOIE, G. A., HEYWOOD, J. B., y KECK, J. C., “Experimental and
Theoretical Investigation of Nitric Oxide Formation in Internal combustion
Engines”, 1970, Combust. Sci. Technol. Vol 1, P 313 – 326.
[22] HILLIARD, J. C., y WHEELER, R. W. , “Nitrogen Dioxide in Engine
Exhaust”, 1979, SAE Trans, SAE paper # 790691, Vol 88.
[23] BLEVINS, R., New., “Applied Fluid Dynamics Handbook”, 1984, 568
p., 1984, Van Nostrand Reinhold Co , New York,
113
[24] MONTGOMERY, D., “Design and Analysis of Experiments”, 2004,
Wiley, 600 p, 6th Edition.
114
ANEXOS
115
ANEXO A. CARACTERÍSTICAS DE LOS SENSORES UTILIZADOS DURANTE
LAS PRUEBAS EXPERIMENTALES.
Especificaciones MEXA 584L:
116
Desempeño Medidor MEXA 584L:
117
ANEXO B. PLANOS DE FABRICACIÓN MEZCLADOR TIPO VENTURI.
118
ANEXO C. CORRIDAS ALEATORIZADAS DEL EXPERIMENTO DISEÑADO.
Velocidad
de GiroPar % sust gef CO HC CO2 O2 NO
2166,67 20
2500 80
2166,67 50
2000 80
2500 20
2500 50
2000 20
2333,33 80
2333,33 50
2000 50
2333,33 20
2166,67 80
2166,67 80
2500 80
2500 20
2166,67 20
2000 80
2333,33 20
2000 50
2333,33 80
2000 20
2166,67 50
2500 50
2333,33 50
2166,67 20
2333,33 80
2500 50
2000 20
2333,33 50
2166,67 50
2333,33 20
2166,67 80
2000 50
2500 20
2500 80
2000 80
119
ANEXO D. GRÁFICOS DE VERIFICACIÓN DE SUPUESTOS ESTADÍSTICOS.
Consumo Específico de Combustible, Diesel:
Gráfico de probabilidad Normal, Homocedasticidad e Independencia.
0 300 600 900 1200 1500 1800
gef
0,1
15
20
50
80
9599
99,9
perc
enta
ge
resi
dual
predicted gef
-90
-60
-30
0
30
60
90
0 300 600 900 1200 1500 1800
resi
dual
row number
-90
-60
-30
0
30
60
90
0 10 20 30 40
120
Consumo Específico de Combustible, Diesel-Gas Natural:
Gráfico de probabilidad Normal, Homocedasticidad e Independencia.
gef DI_GN
perc
enta
ge
0 0,5 1 1,5 2 2,5 3(X 1000)
0,1
15
20
50
80
9599
99,9
resi
dual
predicted gef DI_GN
-310
-110
90
290
490
0 0,5 1 1,5 2 2,5 3(X 1000)
resi
dual
row number
-310
-110
90
290
490
0 10 20 30 40
121
Eficiencia de Conversión de Combustible, Diesel:
Gráfico de probabilidad Normal, Homocedasticidad e Independencia.
0 4 8 12 16 20 24
nf_DI
0,1
15
20
50
80
9599
99,9
perc
enta
ge
resi
dual
predicted nf_DI
-1,2
-0,8
-0,4
0
0,4
0,8
1,2
0 4 8 12 16 20 24
resi
dual
row number
-1,2
-0,8
-0,4
0
0,4
0,8
1,2
0 10 20 30 40
122
Eficiencia de Conversión de Combustible, Diesel-Gas Natural:
Gráfico de probabilidad Normal, Homocedasticidad e Independencia.
0 2 4 6 8 10 12
nf_DI_GN
0,1
15
20
50
80
9599
99,9
perc
enta
ge
-0,6
-0,4
-0,2
0
0,2
0,4
0,6
resi
dual
0 2 4 6 8 10 12
predicted nf_DI_GN
-0,6
-0,4
-0,2
0
0,2
0,4
0,6
resi
dual
0 10 20 30 40
row number
123
Eficiencia Volumétrica, Diesel:
Gráfico de probabilidad Normal, Homocedasticidad e Independencia.
nv_DI
perc
enta
ge
71 75 79 83 87 910,1
15
20
50
80
9599
99,9
resi
dual
predicted nv_DI
-9
-6
-3
0
3
6
9
71 75 79 83 87 91
resi
dual
row number
-9
-6
-3
0
3
6
9
0 10 20 30 40
124
Eficiencia Volumétrica, Diesel-Gas Natural:
Gráfico de probabilidad Normal, Homocedasticidad e Independencia.
73 76 79 82 85 88 91
nv_DI_GN
0,1
15
20
50
80
9599
99,9
perc
enta
ge
-7
-4
-1
2
5
8
resi
dual
73 76 79 82 85 88 91
predicted nv_DI_GN
-7
-4
-1
2
5
8
resi
dual
0 10 20 30 40
row number
125
Eficiencia Porcentaje de sustitución, Diesel-Gas Natural:
Gráfico de probabilidad Normal, Homocedasticidad e Independencia.
29 39 49 59 69 79
% sust
0,1
15
20
50
80
9599
99,9
perc
enta
gere
sidu
al
predicted % sust
-19
-9
1
11
21
29 39 49 59 69 79
resi
dual
row number
-19
-9
1
11
21
0 10 20 30 40
126
Emisiones NO, Diesel:
Gráfico de probabilidad Normal, Homocedasticidad e Independencia.
30 50 70 90 110
NO_DI
0,1
15
20
50
80
9599
99,9
perc
enta
ge
20 50 80-13
-8
-3
2
7
12
17
resi
dual
Carga
-13
-8
-3
2
7
12
17
resi
dual
30 50 70 90 110
predicted NO_DI
127
Emisiones NO, Diesel-Gas Natural:
Gráfico de probabilidad Normal, Homocedasticidad e Independencia.
11 15 19 23 27 31 35
NO_DI_GN
0,1
15
20
50
80
9599
99,9
perc
enta
gere
sidu
al
predicted NO_DI_GN
-3,7
-1,7
0,3
2,3
4,3
11 15 19 23 27 31 35
resi
dual
row number
-3,7
-1,7
0,3
2,3
4,3
0 10 20 30 40
128
Emisiones CO2, Diesel:
Gráfico de probabilidad Normal, Homocedasticidad e Independencia.
1,1 1,5 1,9 2,3 2,7
CO2_DI
0,1
15
20
50
80
9599
99,9
perc
enta
gere
sidu
al
predicted CO2_DI
-0,44
-0,24
-0,04
0,16
0,36
0,56
1,1 1,5 1,9 2,3 2,7
resi
dual
row number
-0,44
-0,24
-0,04
0,16
0,36
0,56
0 10 20 30 40
129
Emisiones CO2, Diesel-Gas Natural:
Gráfico de probabilidad Normal, Homocedasticidad e Independencia.
CO2_DI_GN
perc
enta
ge
0,8 1 1,2 1,4 1,60,1
15
20
50
80
9599
99,9
resi
dual
predicted CO2_DI_GN
-0,19
-0,09
0,01
0,11
0,21
0,8 1 1,2 1,4 1,6
resi
dual
row number
-0,19
-0,09
0,01
0,11
0,21
0 10 20 30 40
130
Emisiones HC, Diesel:
Gráfico de probabilidad Normal, Homocedasticidad e Independencia.
5 6 7 8 9 10 11
HC_DI
0,1
15
20
50
80
9599
99,9
perc
enta
gere
sidu
al
predicted HC_DI
-1,7
-0,7
0,3
1,3
2,3
5 6 7 8 9 10 11
resi
dual
row number
-1,7
-0,7
0,3
1,3
2,3
0 10 20 30 40
131
Emisiones HC, Diesel-Gas Natural:
Gráfico de probabilidad Normal, Homocedasticidad e Independencia.
100 120 140 160 180 200
HC_DI_GN
0,1
15
20
50
80
9599
99,9
perc
enta
ge
-60
-40
-20
0
20
40
60
resi
dual
100 120 140 160 180 200
predicted HC_DI_GN
-60
-40
-20
0
20
40
60
resi
dual
0 10 20 30 40
row number