Pérdidas Mecánicas y Lubricación

CAPÍTULO 8

PÉRDIDAS MECÁNICAS Y LUBRICACIÓN

INTRODUCCIÓN

Hasta ahora hemos considerado el rendimiento del motor en términos de la proporción del calor total convertido en trabajo útil en el cilindro, pero ésta no es de ninguna manera la historia completa; en lo que estamos realmente interesados es en la proporción de trabajo útil obtenible en el del cigüeñal y en realidad no ganamos nada consumiendo por fricción interna o por bombeo de aire lo que ganamos con algunos mejoramientos en el rendimiento térmico indicado, ya que generalmente al tratar de aumentar ésta, aumentan los anteriores.

Tomada en su extensión la fricción interna mecánica de un motor es una función de la máxima presión, puesto que esto, en gran parte, determina tanto el área de las partes deslizantes como el peso de las partes móviles; también determina la fricción de los anillos del pistón, o por lo menos del anillo superior del pistón contra las paredes del cilindro, pues para funcionar, es esencial que este anillo tenga detrás de sí la presión del gas.

Así permaneciendo los demás factores iguales, mientras más baja sea la relación de la presión máxima a la presión media efectiva, mayor será el rendimiento mecánica del motor. Además, una gran cantidad de las pérdidas se debe a la viscosidad del aceite y otra parte sustancial, al trabajo del bombeo de aire para llenar y vaciar el cilindro, ambos son independientes de la presión de trabajo, por lo tanto se sigue también que, mientras más alta sea la presión efectiva media, mayor será el rendimiento mecánico.

Desde el punto de vista de el rendimiento mecánico, necesitamos entonces la máxima pme posible, combinada con la menor relación posible entre la presión máxima y la pme. Desafortunadamente los recursos a los cuales podríamos acudir para mejorar el rendimiento térmico indicado (tales como usar una relación de compresión muy alta o una prolongación del tiempo de expansión) tienden a aumentar demasiado la relación entre la presión media y la máxima, y una proporción sustancial de nuestras ganancias se perdería en la fricción entre el cilindro y el cigüeñal.

De nuevo, a medida que aumentamos la velocidad de rotación del motor, ganamos en rendimiento indicado debido a la reducción de las pérdidas de calor, pero igualmente, a medida que aumentamos la velocidad aumentamos también la fricción resultante de las fuerzas dinámicas

Capítulo 8. Pérdidas mecánicas y lubricación

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debidas a la inercia del pistón, etc. Las fuerzas dinámicas aumentan con el cuadrado de la velocidad de rotación como se demostró en el Capítulo 6, como también la resistencia viscosa del lubricante.

No todo el trabajo transferido por los gases al interior del cilindro - Trabajo indicado- se convierte en trabajo disponible en el eje. Una fracción de este se transforma en fricción y a éste se le denomina trabajo de fricción.

El trabajo o potencia de fricción es una fracción considerable del trabajo indicado, llegando a ser cerca del 10% a plena carga y del 100% al ralentí, punto de funcionamiento en el cual toda la energía generada en el cilindro se emplea en vencer las pérdidas de fricción. Gran parte de las pérdidas de fricción se disipan en forma de calor y son arrastradas por el refrigerante y/o por el aceite.

El trabajo de fricción, definido como la diferencia entre el trabajo durante la compresión y expansión y el trabajo en el eje del motor se consume de la siguiente forma:

• En arrastrar mezcla fresca durante la carrera de admisión y en sacar los gases quemados desde el cilindro durante la carrera de escape. Este usualmente se llama trabajo de bombeo (durante la renovación de la carga).

• Para vencer el movimiento relativo de las partes móviles del motor. Incluye fricción entre

segmentos (anillos) y camisa, cigüeñal, rodamientos del árbol de levas, mecanismo de las válvulas, piñones, poleas o bandas.

• Para mover los accesorios del motor. Ventilador, bomba de agua, bomba de aceite,

bomba de combustible, alternador, y en algunos casos aire acondicionado.

A continuación se definen algunos parámetros importantes: Trabajo de bombeo: Es el trabajo neto por ciclo hecho por el pistón durante la renovación de la carga (carreras de admisión y escape). Wb se define únicamente para motores de 4 tiempos. Trabajo de fricción por rozamiento: Es el trabajo por ciclo disipado para sobreponerse a la fricción debida al movimiento relativo entre componentes adyacentes del motor. Trabajo de accesorios o auxiliares: Es el trabajo por ciclo requerido para conducir los accesorios del motor, como ventilador, bombas, alternador, compresor del aire acondicionado, etc. Normalmente se incluyen en los cálculos solamente los más esenciales


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Trabajo total de fricción: Es la suma de los tres componentes anteriores:

Wt = Wb + Wr + Wa (8.1)

En la Figura 8.1 se muestra el aporte de los componentes de fricción antes mencionados en la presión media de fricción total.

Figura 8.1 Comparación entre las distintas formas de fricción del motor: pmf a diferentes cargas y

velocidades para un MEP y para un MEC [1]

La mejor forma de medir la fricción en un motor es por vía termodinámica, es decir, restando de la potencia indicada (medida mediante un captador de presión en la cámara de combustión), la potencia efectiva (o al freno). Este método sin embargo es difícil de usar en motores multicilíndricos, debido a la variación entre cilindros de la potencia indicada y debido a la dificultad de obtener datos de presión en cámara suficientemente precisos, ya que el ruido inducido por el funcionamiento de los demás cilindros afecta las mediciones. Por esta razón, la potencia de fricción usualmente se mide a motor arrastrado (sin combustión). Si bien es cierto que las pérdidas son diferentes que cuando hay combustión, se suelen dar buenas aproximaciones


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de esta manera. A continuación se detallan los diferentes métodos propuestos en la medida de la presión media de pérdidas de fricción (pmf) del motor.

FORMAS DE MEDIR LAS PÉRDIDAS DE FRICCIÓN EN LOS MCIA

1. Ciclo indicado. Consiste en medir directamente a partir de la potencia indicada determinada mediante análisis de los datos de presión en cámara de combustión provenientes de un captador de presión piezoeléctrico. A continuación se presenta un código de programación, realizado en Visual Basic™, que permitiría calcular la potencia indicada:

Public Sub CalculosIndicados 'Trabajo indicado

For i = rca To aae ‘rca = retraso cierre admisión y aae = avance apertura escape Wi = Wi + (p(i) + p(i + 1)) / 2 _ * (fVol(i + 1) - fVol(i))

NEXT I

'Se suma un 5.5% debido a que no se integra todo el ciclo 'de alta presión, sino solamente entre el cierre de la válvula ‘de admisión y la apertura de la válvula del escape.

‘presión media indicada pmi = 1.055 * (Wi / VD) ‘(presión media indicada) ‘Potencia indicada Potind = 1.055 * (Wi * rps / 2) * NumCil ‘(potencia indicada) ‘Rendimiento indicado rendin = Potind / (mf * hc) * 1000 ‘(rendimiento indicado) ‘Consumo específico de combustible indicado gif = (mf * 1000 * 3600) / Potind ‘(consumo específico indicado) End sub

Entre los puntos rca y aae (ciclo termodinámico cerrado) se almacena en una matriz de datos los valores del trabajo indicado Wi dados como el producto pdV. Como recomendación de algunos autores, se suma un 5.5% para acabar de cerrar el ciclo, ya que el rca y el aae no coinciden con el PMI [2].


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Teniendo ahora la potencia indicada sólo basta restar la potencia efectiva para obtener entonces la potencia de fricción global del motor.

2. Motor arrastrado. consisten en arrastrar el motor con un medio externo (otro MCIA o un

motor eléctrico), bajo condiciones de operación lo más parecidas posibles a cuando hay combustión. Es necesario elevar primero la temperatura del aceite y del refrigerante del motor. Otro método consiste en llevar el motor a las condiciones de operación normales y a partir de allí retirar, rápidamente y por unos segundos, el sistema de encendido de aquel cilindro donde se encuentre el captador de presión (la bujía en un MEP o la inyección de combustible en un MEC). El resto de cilindros arrastran al cilindro en cuestión. Es importante tener en cuenta que las pérdidas de fricción calculadas de esta manera incluyen las pérdidas de bombeo.

3. Pruebas de Morse. En el ensayo Morse, se corta el paso de corriente, o la inyección de

combustible a cada cilindro a la vez (motores multicilíndricos), y se determina la pérdida de par efectivo manteniendo constante la velocidad del motor. El resto de cilindros arrastran al cilindro en cuestión.

4. Líneas de Williams. Es un método aproximado para MEC. En banco de ensayos se fija la

velocidad del motor y se llevan a una gráfica, el consumo de combustible (g/s) en función de la presión media efectiva (kPa). La curva que une todos los puntos se extrapola a cero en el eje de consumo de combustible y el valor que se lea sobre el eje de pme corresponde a la presión media de pérdidas de fricción (Figura 8.2). Generalmente la línea no es recta (ligeramente curva) lo que dificulta la extrapolación. En la misma figura se observa el parecido entre un valor calculado con las líneas de Williams y con motor arrastrado.


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Figura 8.2 Método de las líneas de Williams para determinar la pmf [1]

PÉRDIDAS DE FRICCIÓN EN EL MOTOR

En muchas ocasiones es importante predecir mediante un modelo de cálculo matemático el funcionamiento de un motor, especialmente para mirar tendencias de comportamiento y para evitar grandes costos al momento de realizar ensayos. Un método corriente consiste en obtener mediante un modelo de combustión del motor los parámetros indicados. Debido a que el término que realmente interesa es la potencia del motor en el eje, es necesario entonces restarle a los valores indicados la potencia requerida para vencer las pérdidas de fricción. En el presente texto, como es común en muchos investigadores (por ejemplo, D.E. Winterbone y D. Tennant [2]), los términos de fricción incluirán únicamente los componentes del cigüeñal, el pistón, el árbol de levas y los auxiliares, no incluirán pues los términos de bombeo (renovación de la carga).

La referencia más conocida para el cálculo de la fricción en los MEC turboalimentados es la de S.K. Chen y P.F. Flynn [3]. Sus investigaciones las realizaron en un motor experimental diesel monocilíndrico capaz de aguantar presiones en cilindro de 20000 kPa (200 bar) con presiones medias indicadas de hasta 1800 kPa (18 bar) a 3200 rpm. Los ensayos fueron realizados en dos variantes de las cuales la ER-2 incluía las pérdidas de auxiliares. Las expresiones de la presión media de fricción para ambas configuraciones son las siguientes:

pmf = 0.138 + 0.005·pmax + 0.164·Cm (ER-2) (8.2)

pmf = 1.172 + 0.010·pmax + 0.164·Cm (ER-1) (8.3)


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Donde pmf es la presión media de fricción (bar), pmax es la presión máxima de combustión

(bar) y Cm es la velocidad lineal media del pistón (m/s). Winterbone y Tennant [4] han desarrollado su propia correlación basados en la ecuación de

Chen y Flynn con el fin de utilizarla durante la simulación del régimen transitorio del motor. Su ecuación es la siguiente:

Pmf(bar) = 0.061 + 0.294·Cm(rpm)/1000 + 0.016·pmax(bar) (8.4)

Ledger [5], Winterbone [6] y Watson [7] emplearon la misma estructura de la ecuación (8.3) en sus modelos transitorios modificando únicamente los valores de los coeficientes de acuerdo a sus resultados experimentales. Agudelo [8], obtuvo su propia correlación para un motor IVECO diesel, turboalimentado, de 6 cilindros en línea, inyección directa y una cilindrada de 7,685 litros:

mmax nppmf ⋅+⋅−= 0765991.00234018.0184.221 (8.5)

Donde pmf es la presión media de fricción (kPa), pmax es la presión máxima de combustión

(kPa) y nm es el régimen de giro del motor (rpm). En la Figura 8.3 se comparan los resultados experimentales y los calculados por las diferentes correlaciones mencionadas de la presión media de fricción. En la Figura 8.4 se muestra la correspondencia entre los datos experimentales y los calculados con la correlación (8.5).

0

50

100

150

200

250

300

800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200

Régimen de giro (min-1)

pmf (

kPa)

Experimental S.K.Chen Winterbone Propia

Figura 8.3 Presión media de fricción experimental y calculada con diferentes correlaciones


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0

50

100

150

200

250

300

0 50 100 150 200 250 300

Calculados con Ecuación 2.35 (kPa)

pmf e

xper

imen

tal (

kPa)

Figura 8.4 Comparación de la pmf experimental y calculada con la correlación (8.5) [x]

Para MEP, Heywood [1] propone en su libro la siguiente correlación:

( ) ( ) 2

100005.0

100015.097.0 ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛+⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛+=

nrpmnbarpmftotal (8.6)

SISTEMA DE LUBRICACIÓN

El lubricante y el sistema de lubricación (Figura 8.5) desempeñan las siguientes funciones principales:

• Reducir las pérdidas de fricción y asegurar el máximo rendimiento mecánico del motor • Proteger el motor contra el desgaste • Contribuir a la refrigeración del pistón y de aquellas partes por las cuales se disipa el

trabajo de fricción • Remover impurezas de las zonas lubricadas • Mantener las fugas de gas y de aceite (especialmente en la región de los anillos) a un

nivel mínimo aceptable.


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Figura 8.5 Sistema de lubricación típico de un MCIA [1]

Requerimientos del lubricante

Estabilidad a la oxidación: se refiere a la degradación del aceite lubricante por oxidación de los hidrocarburos que lo componen. Se debe a las elevadas temperaturas del aceite y de las partes del motor en movimiento, a la presencia de oxigeno, a la naturaleza de las superficies metálicas y a los productos de la combustión. Contribuye a la formación de depósitos. La temperatura del aceite en el cárter es del orden de 130C. Detergencia/Dispersión: La propiedad de detergencia está dada en aceites minerales por los aditivos; su función es reducir la cantidad de depósitos y asegurar su remoción. A baja temperatura los depósitos se deben principalmente a los subproductos de la combustión. A elevadas temperaturas provienen de las fracciones oxidadas del aceite. Reducción del desgaste: El desgaste es debido a los efectos individuales y combinados de la corrosión, la adhesión (es decir, contacto metal - metal) y a la abrasión. El ataque corrosivo por productos ácidos de la combustión es el principal causante del desgaste de las camisas y los anillos. La abrasión resulta de la presencia de polvo, esquirlas metálicas y del aceite lubricante que se almacena en los filtros. Viscosidad: Se determina midiendo el tiempo requerido para que un volumen fijo de aceite fluya a través del orificio de un tubo capilar que se encuentra en un medio a temperatura controlada.


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La viscosidad de un lubricante decrece con el incremento de la temperatura (Figura 8.6). Se requiere baja viscosidad a temperatura ambiente y alta viscosidad a motor caliente.

Figura 8.6 Curvas SAE para la viscosidad en función de la temperatura [1]

La clasificación de los lubricantes para MCIA más común es la de SAE1. Ésta depende

únicamente de la viscosidad del aceite. Hay 7 clasificaciones diferentes SAE 5W, 10W, 20W, 20, 30, 40 y 50. Cada número corresponde a un rango de viscosidad (Figura 8.6).

Según la clasificación SAE para los aceites, los números seguidos por la letra W son empleados en climas fríos, su viscosidad se determina en laboratorio a una temperatura de –18C. Sin W indica que son aceites propios para climas cálidos. Éstos se basan en viscosidad medida a 99ºC. Los aceites multígrados (por ejemplo un SAE 10W-40) satisface condiciones de servicio a bajas y altas temperaturas. Éstos tienen índices de viscosidad mayores que los aceites de un solo grado, lo cual los hace muy atractivos para los MCIA.

REFERENCIAS

[1] Heywood, J.B., (1988), “Internal Combustion Engines Fundamental”, McGraw-Hill, New York [2] J.H. Horlock and D.E. Winterbone, (1986), “The Thermodynamics and Gas Dynamics of Internal Combustion Engines”, Clarendon Press, Vol. 2, Oxford

1 SAE indica Society of Automotive Engineering


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[3] S.K. Chen and P.F. Flynn, “Development of a Single Cylinder Compression Ignition Research Engine”, SAE paper No. 650733 (1965) [4] D.E. Winterbone, D.W.H. Tennant, “The Variation of Friction and Combustion Rates During Diesel Engine Transients”, SAE paper No. 810339 (1981) [5] J.D. Ledger, N.D. Walmsley, "Computer Simulation of a Turbocharged Diesel Engine Operating Under Transient Load Conditions", SAE paper No. 710177 (1971) [6] D.E. Winterbone, C. Thiruarooran, P.E. Wellstead, "A Wholly Dynamic Model of a Turbocharged Diesel Engine for Transfer Function Evaluation", SAE paper No. 770124 (1977) [7] Watson N, Marzouk M., "A non-linear Digital Simulation of Turbocharged Diesel Engines under Transient Conditions" SAE paper No. 770123 (1977).

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