ANÁLISIS COMPARATIVO DEL DESEMPEÑO MECÁNICO, …

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:

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Firma Presidente del Jurado

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Firma del Jurado

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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




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,


Figura 4.8. Variación de la Eficiencia de Conversión de Combustible para Diesel y


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


Combustión, 2000 rpm y 20% de carga. ................................................................ 99

xiii


Combustión, 2166 rpm y 50% de carga. .............................................................. 100


Combustión. ......................................................................................................... 101


Combustión. ......................................................................................................... 101

Figura 4.33. Diagramas P-v para 2000 rpm. ........................................................ 102




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.


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.


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


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.


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. --------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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)


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. --------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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. --------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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)



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. --------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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

--------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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. --------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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

--------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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


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)



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. --------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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

--------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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. --------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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. --------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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

--------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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)






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. --------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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

--------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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. --------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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

--------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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.




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)



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. --------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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

--------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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. --------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

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

--------------------------------------------------------------------------------


--------------------------------------------------------------------------------

Figura 4.25. Diferencia entre Medias para Emisiones HC, Diesel-Gas Natural.

Carga

HC

_DI_

GN

20 50 80120

130

140

150

160




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)



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.



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 ( ° )


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



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 ( ° )


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


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)


DI-GN 50% (2000rpm)


DI-GN 80% (2000 rpm)


DI-GN 20% (2166 rpm)


DI-GN 50% (2166 rpm)


DI-GN 80% (2166 rpm)


DI-GN 20% (2333 rpm)


DI-GN 50% (2333 rpm)


DI-GN 80% (2333 rpm)


DI-GN 20% (2500 rpm)


cámara de Combustión.

2050800180360540720

0

10

20

30

40

50

60

70

Pre

sió

n (

bar

)


DI-GN 20% (2000rpm)


DI-GN 50% (2000rpm)


DI-GN 80% (2000 rpm)


DI-GN 20% (2166 rpm)


DI-GN 50% (2166 rpm)


DI-GN 80% (2166 rpm)


DI-GN 20% (2333 rpm)


DI-GN 50% (2333 rpm)


DI-GN 80% (2333 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



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



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



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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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:


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:


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:


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:


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:


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:


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:


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:


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:


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:


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:


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:


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

ANÁLISIS COMPARATIVO DEL DESEMPEÑO MECÁNICO, …

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