AnAãÆAílisis-exergAãÆA-tico-a-un-motor-de-combustiAãÆAn-interna-Otto

Vista previa del material en texto

INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL 
 
ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y ELÉCTRICA 
 
SECCIÓN DE ESTUDIOS DE POSGRADO E INVESTIGACIÓN 
 
 
 
 
ANÁLISIS EXERGÉTICO A UN MOTOR DE COMBUSTIÓN 
INTERNA OTTO. 
 
 
 
 
 
T E S I S 
 
QUE PARA OBTENER EL GRADO DE 
MAESTRO EN CIENCIAS CON ESPECIALIDAD 
EN INGENIERÍA MECÁNICA, OPCIÓN ENERGÉTICA. 
 
P R E S E N T A: 
 
ING. ISMAEL RIVERA OLÍN 
 
 
 
MÉXICO, D. F., NOVIEMBRE DEL 2002. 
.
 
Exergía 
 CONTENIDO PÁGINA 
 
 
RELACIÓN DE FIGURAS Y TABLAS. iii 
NOMENCLATURA v 
RESUMEN viii 
ABSTRACT ix 
INTRODUCCIÓN 1 
 
CAPÍTULO 1 FUNDAMENTOS DE LA EXERGÍA 
 
1.1 PRIMERA LEY DE LA TERMODINÁMICA 3 
1.2 PRIMER PRINCIPIO DE LA TERMODINÁMICA EN UN 
 SISTEMA ABIERTO 4 
1.3 SEGUNDA LEY DE LA TERMODINÁMICA 6 
1.4 AMBIENTE ESTABLE DE REFERENCIA 9 
1.5 EXERGÍA 9 
1.6 IRREVERSIBILIDAD 14 
1.7 BALANCE EXERGÉTICO DE UN SISTEMA CERRADO 17 
 1.7.1 EXERGÍA MECÁNICA 18 
 1.7.2 EXERGÍA DEL CALOR 19 
 1.7.3 EXERGÍA PÉRDIDA 19 
1.8 BALANCE EXERGÉTICO DE UN SISTEMA ABIERTO 19 
1.9 RENDIMIENTO EXERGÉTICO 22 
 
CAPÍTULO 2 EL MOTOR DE COMBUSTIÓN INTERNA 
 
2.1 CLASIFICACIÓN DE LOS MOTORES DE COMBUSTIÓN INTERNA 24 
2.2 CICLO OTTO IDEAL 26 
2.3 CICLO OTTO REAL 28 
2.4 PROCESO DE ADMISIÓN 31 
 2.4.1 CAIDA DE PRESIÓN EN EL CILINDRO 33 
 2.4.2 GASES RESIDUALES 33 
 2.4.3 CALENTAMIENTO DE LA CARGA 35 
2.5 PROCESO DE COMPRESIÓN 35 
 i
 
Exergía 
2.6 PROCESO DE COMBUSTIÓN 37 
2.7 PROCESO DE EXPANSIÓN 41 
2.8 PROCESOS DE ESCAPE Y BARRIDO 43 
 
CAPÍTULO 3 METODOLOGÍA EXPERIMENTAL Y 
 RESULTADOS 
 
3.1 CONSIDERACIONES AL CICLO OTTO REAL 45 
3.2 DESCRIPCIÓN DEL BANCO DE PRUEBAS DE UN MCI 46 
 3.2.1 INSTRUMENTACIÓN 48 
3.3 METODOLOGIA EXPERIMENTAL 48 
 3.3.1 MODELO MATEMÁTICO PARA EL CÁLCULO EXERGÉTICO 50 
 3.3.2 PRUEBAS EN EL MCI A VELOCIDAD VARIABLE 53 
 3.3.3 DIAGRAMA DE FLUJO PARA EL ANÁLISIS EXERGÉTICO 53 
 3.3.4 DIAGRAMAS DE GRASSMANN 56 
3.4 DIAGRAMA DE SANKEY 62 
 
CAPÍTULO 4 ANÁLISIS DE LOS RESULTADOS 
 
4.1 ANÁLISIS DE LOS RESULTADOS EXERGÉTICOS 64 
4.2 ANÁLISIS DE LOS RESULTADOS ENERGÉTICOS 72 
4.3 COMPARACIÓN DE LOS RESULTADOS 76 
 
CONCLUSIONES 78 
 
RECOMENDACIONES 80 
 
BIBLIOGRAFIA 81 
 
ANEXO I.-CÁLCULO DE LOS ESTADOS TERMODINÁMICOS 83
 DEL CICLO OTTO REAL 
ANEXO II.-CÁLCULO DE LOS PARÁMETROS INDICADOS 88
 
ANEXO III.-TABLAS DE LA COMPOSICIÓN QUÍMICA DE LA 92 
 GASOLINA, CALORES ESPECÍFICOS Y ENERGÍA 
 INTERNA DE LOS GASES DE COMBUSTIÓN. 
 ii
 
Exergía 
 RELACIÓN DE FIGURAS Y TABLAS 
 
Figura Página 
 
1.1 Sistema abierto, compuesto por una cámara de combustión y una 4 
 turbina de gas. 
1.2 Procesos termodinámicos en ejes (u-v). 6 
1.3 Procesos termodinámicos de un sistema abierto en ejes (h-p). 7 
1.4 Máquina térmica de Carnot en un ambiente de estado muerto. 9 
1.5 Proceso isoentrópico a e isotérmico b, de un sistema cerrado. 10 
1.6 Transmisión de calor de T3 a T1. 15 
1.7 Degradación de la energía, hasta el trabajo útil. 17 
1.8 Procesos termodinámicos mostrados en un diagrama de Grassmann 18 
1.9 Balance exergético para un sistema termodinámico abierto. 20 
 
2.1 Diagrama de un ciclo Otto, en ejes a) (p-v) y b) (T-s). 27 
2.2 Diagrama indicado de un motor de combustión interna 29 
en coordenadas (P-ϕ). 
2.3 Proceso de admisión de combustible, en ejes (P-V), 31 
2.4 Proceso de compresión, con diferentes valores del exponente 36 
 politrópico de compresión. 
2.5 Proceso de combustión CZ en ejes (p-v) y (P-ϕ). 40 
2.6 Proceso de expansión en ejes (p-v). 41 
2.7 Proceso de escape, y sus diferentes puntos de apertura de 43 
 la válvula de escape. 
 
3.1 Banco de pruebas del motor de combustión interna a gasolina Ford-TD4 47 
3.2 Diagrama de flujo para el análisis exergético 54 
3.3 Diagrama de Grassmann a 2000 rpm en unidades de KJ/Kg 57 
3.4 Diagrama de Grassmann a 2500 rpm. 58 
3.5 Diagrama de Grassmann a 3000 rpm. 59 
3.6 Diagrama de Grassmann a 3500 rpm. 60 
3.7 Diagrama de Grassmann a 4000 rpm. 61 
3.8 Diagrama de Sankey correspondiente a la tabla 3.4. 62 
 iii
 
Exergía 
4.1 Diagrama de Grassmann en términos de porcentaje, desde 2000 70 
 hasta 4000 rpm. 
4.2 Diagrama de Sankey en términos de porcentaje, de 2000 a 4000 rpm. 73 
4.3 Curvas características del motor Ford TD4. 75 
 
Tabla 
 
3.1 Variables termodinámicas obtenidas durante el funcionamiento 50 
 del motor Ford TD4. 
3.2 Valores exergéticos de los diferentes estados termodinámicos 55 
del motor Ford TD4. 
 
4.1 Pérdidas de energía porcentaje durante la operación del MCI 76 
 Ford-TD4. 
 
 
Anexo 
 
Tabla I.1 Estados termodinámicos correspondientes al motor Ford TD4. 87 
 
Figura I.1 Estados termodinámicos reales del motor Ford-TD4, en ejes (p-v) 87 
 a 3000 rpm 
 
Tabla II.1 Parámetros energéticos generados durante el funcionamiento 91 
 del motor Ford-D4. 
 
Tabla III.1 Composición química de la gasolina 92 
Tabla III.2 Calor específico molar medio de los gases de combustión a V=C 92 
Tabla III.3 Calor específico de los productos de combustión [KJ/Kmol oC] 93 
Tabla III.4 Energía interna de los gases de combustión en [MJ/Kmol] 93 
 
 
 
 iv
 
Exergía 
 
NOMENCLATURA 
Símbolo Concepto 
F Energía libre de Helmholtz: [J] 
AVA Apertura de la válvula de admisión 
AVE 
An 
Apertura de la válvula de escape 
Anergía: [J] 
A Área: [m2] 
B Función de Darrieus: [J] 
C Velocidad de flujo: [m/s] 
Ce Consumo específico de combustible: [g/W h] 
Ch Consumo horario de combustible: [g/h] 
Cp Calor específico a presión constante: [J/Kg K] 
Cv Calor específico a volumen constante: [J/Kg K] 
CVA Cierre de la válvula de admisión 
CVE Cierre de la válvula de escape 
D 
E 
Diámetro: [ ] m
Energía: [J] 
G Energía libre de Gibbs: [J] 
G Gasto [lpm] 
gc Fuerza de la gravedad específica: [m/s2] 
gi Gasto específico indicado de combustible: [g/W h] 
H Entalpía: [J] 
Hc Poder calorífico inferior del combustible: [J/Kg] 
I Irreversibilidad: [J] 
Ig Pérdida de energía por gases de combustión:[W] 
Ia Pérdida de energía por agua de enfriamiento:[W] 
Ir Pérdida de energía por transmisión de calor:[W] 
Il Pérdida de energía por rozamiento: [W] 
K Relación de calores específicos 
lo Aire teórico 
m
•
 Gasto másico: [Kg/s] 
MCI Motor de combustión interna 
 v
 
Exergía 
M Masa de los productos de combustión: [Kmol] 
n Revoluciones por minuto 
P Presión absoluta: [ ]Pa 
PMI Punto muerto inferior 
PMS Punto muerto superior 
q Flujo de calor por unidad de área: [W/m2] 
R Constante específica de los gases: [J/Kg K] 
S Entropía: [J/Kg K] 
t Tiempo: [s] 
T Temperatura absoluta: [K] 
U Energía interna : [J] 
v Volumen específico: [m3/kg] 
W•
Trabajo:[J] 
Wc Potencia del combustible: [ ]W 
•
Wt Potencia termodinámica: [ ]W 
•
Wf Potencia al freno: [ ]W 
z Altura: [m] 
 
 
Símbolos 
 
Griegos 
α Coeficiente de exceso de aire 
β Coeficiente de amortiguación de la mezcla 
γυ Coeficiente de gases residuales 
ε Relación de compresión 
η Rendimiento: [%] 
ι Número de cilindros. 
ν Grado de pérdida: [ ]% 
ξ Exergía: [J] 
ρ Densidad: [kg/m3] 
iξ Flujo exergético de entrada al sistema 
uξ Flujo de exergía útil 
rξ Flujo de exergía recuperable 
pξ Flujo de exergía pérdida 
τ Torque [N-m] 
 vi
 
Exergía 
σ Constante de Stefan-Boltzmann 
φ Energía máxima disponible en sistema cerrado: [J] 
ϕ Grados mecánicos 
ψ Energía máxima disponible de un sistema abierto: [J] 
θ Temperatura adimensional 
Λ Disponibilidad 
 
Subíndices 
p Pérdida 
q Calor 
rev Reversible. 
irr Irreversible 
x Trabajo en la flecha 
t Total 
w Trabajo mecánico. 
e Salida. 
i Entrada. 
o Medio ambiente. 
u Útil. 
f Final 
l lubricante 
g Gases de combustión 
r Fin del proceso de garrido 
a Fin del proceso de admisión 
c Fin del proceso de compresión 
ae Agua entrando 
as Agua saliendo 
máx. máximo 
b-r Proceso de escape y barrido 
r-a Proceso de admisión 
a-c Proceso de compresión 
c-z’ Proceso de combustión 
Z’-b Proceso de expansión 
b Inicio del proceso de escape 
Z’ Fin del proceso de combustión 
 vii
 
Exergía 
RESUMEN 
 
En este trabajo se realizó un análisis exergético a cada uno de los procesos 
termodinámicos que conforman el motor de combustión interna a carburador 
Ford-TD4-009/04, de 1300cc de cilindrada, con dimensiones 80.98 x 62.99 mm y 
relación de compresión de 9:1. 
 
El estudio se realizó de acuerdo al modelo teórico de un motor de combustión 
interna real, propuesto por Jovaj, M. S., y al método de las corrientes, que 
considera la exergía del flujo en cuestión, independientemente de su origen o 
destino, obteniéndose así, la exergía en cada proceso del motor. 
 
De este análisis se obtuvieron los diagramas de Grassmann, desde 2000 hasta 
4000 rpm, a intervalos de 500 rpm, correspondientes a cada una de las 
transformaciones que suceden en el interior del motor, de los cuales, son los 
gases de combustión y el proceso de escape, los que pierden 18.8 y 10.8% 
respectivamente, del total de exergía del motor. 
 
La exergía que se debe aprovechar, es la que se pierde en el motor por 
radiación, que fue de 14.7% del total de exergía del motor, la cual pasaría a 
agregarse al nuevo fluido de trabajo por efecto de la transmisión de calor por 
conducción en las paredes del motor. 
 
Energéticamente la mayor pérdida de energía ocurre en el sistema de 
enfriamiento, con un valor del 57.1 al 62.5% de la energía del combustible, lo 
cual implica que para los métodos de análisis exergético y energético, los valores 
de las pérdidas y los elementos que las producen son diferentes, y por lo tanto, 
las acciones para corregirlos también son diferentes. 
 
 
 
 
 
 
 
 viii
 
Exergía 
ABSTRACT 
 
In this task an exergetic analysis was realized to each of the thermodynamic 
processes that conform the engine combustion motor with a carburetor Ford-
TD4-009/04 and a displacement volume of 1300cc. and cylinder dimensions of 
80.98 x 62.99 mm a compress ratio of 9:1. 
 
The study was developed in accordance to the theorical model of a real internal 
combustion engine proposed by Jovaj M.S., and by currents methods, where flow 
exergy is considered as independent of its origin or destiny, obtaining in this way 
the exergy in each motor process. 
 
From this analysis we obtained as a result the Grassmann diagrams that were 
from 2000 up to 4000 rpm, with increments of 500 rpm, related to each of the 
transformations that happen within the motor and that are the gas combustion 
and exhaust process and that loose 18.8 and 10.8 percent of the total exergy 
motor respectively. 
 
The exergy that must be taken advantage of is the radiation lost in the motor and 
that was the 14.7 % of the total exergy motor, which should be supplied to the 
new work flow to outcome the motor conduction. 
 
Energyly the major energy lost happens in the cooling system with values 
between 57.1 to 62.5 % of the combustible energy where for methods of 
exergetic and energetic analysis lost and causes are different, therefore the 
processes for correction are also different. 
 
 
 
 
 
 
 
 ix
 
Exergía 
INTRODUCCIÓN 
 
Con los acuerdos del TLC (Tratado de Libre Comercio) entre México, los 
Estados Unidos de Norteamérica y Canadá para formar un bloque comercial y 
geográfico en la zona norte del continente, han surgido normas ambientales 
más exigentes y, por supuesto, el aspecto técnico-económico que siempre ha 
ocupado un papel preponderante en la industria automotriz, obligan a las 
distintas armadoras de automóviles a fabricar motores de combustión interna 
más eficientes y con una menor relación peso / potencia. 
 
Es así que a partir de 1991, en México se dejaron de fabricar motores de 
combustión interna con sistemas convencionales de encendido e inyección de 
combustible, los cuales fueron sustituidos por sistemas electrónicos, que 
requieren de personal técnico especializado, y aumentan el costo de 
mantenimiento de los automotores. 
 
En la presente década, los aspectos técnicos, económicos y ambientales, 
conforman una relación más equidistante para enfrentar a la competencia 
internacional, y con base en lo anterior, los futuros automotores serán motores 
de combustión interna construidos en su mayoría a base de aleaciones, 
cerámicas, y motores híbridos. 
 
Una de las metas en el área de la ingeniería térmica, es el perfeccionamiento de 
sus procesos termodinámicos tendientes a optimizar los procesos donde 
aparece la energía, cuyas relaciones inmediatas como son el trabajo y la 
potencia, se traducen a final de cuentas en dinero. 
 
Comúnmente, es el análisis energético el modelo tradicional para estudios de 
ahorro de energía, su limitante, es la manera global de explicar el 
comportamiento termodinámico del equipo, sin aclarar qué elemento de la 
máquina no contribuye de manera satisfactoria a la mejora de su eficiencia; 
actualmente, es el análisis exergético, más no el energético, la herramienta 
adecuada para un estudio completo, el cual valora los aspectos cuantitativo y 
cualitativo con el fin de optimizar los procesos de conversión de energía y 
detectar en dónde no se efectúa de esta manera. 
 1
 
Exergía 
El objetivo del presente trabajo es identificar y evaluar las pérdidas de exergía 
originadas durante el funcionamiento del motor, a fin de reducirlas o evitarlas, y 
con ello mejorar los aspectos técnico, económico y ambiental. 
 
Esto se sustenta en la hipótesis del análisis exergético por el método de las 
corrientes, el cual permite elaborar los diagramas de Grassmann del motor e 
identificar las partes en el mismo que pierden exergía y, a su vez, crean anergía. 
Lo anterior se desarrolla en cuatro capítulos. 
 
En el capítulo 1 se presenta la termodinámica, donde se fundamentan desde un 
punto de vista fenomenológico, la primera y segunda ley de la termodinámica. Se 
describen de las variables termodinámicas como la energía libre de Gibbs y 
Helmholtz con respecto al trabajo máximo, se definen los conceptos de exergía y 
anergía, las cuales se entenderán como la parte del calor convertido 
teóricamente en trabajo mecánico con respecto a algún estado termodinámico 
de referencia, y como anergía lo contribuyente a pérdidas en dicha conversión. 
 
En el capítulo 2, se sustenta el marco teórico, no ideal del ciclo termodinámico 
Otto, propuesto por M. S. Jovaj [16], del cual se derivan las ecuaciones que 
predicen cada uno de los procesos reales del ciclo Otto. 
 
En el capítulo 3, se plantea la metodología del análisis exergético de acuerdo al 
método de las corrientes, el cual utiliza los valores termodinámicos del capítulo 
2, a finde predecir las pérdidas exergéticas originadas en el motor. 
 
En el capítulo 4, se analizan los resultados obtenidos del motor por medio de 
diagramas de Grassmann, mismos que se comparan con los de Sankey, lo cual 
demuestra que un análisis exergético, a diferencia de uno energético, localiza y 
cuantifica cada una de las pérdidas producidas durante el funcionamiento del 
motor. 
 
Finalmente se presentan las conclusiones y recomendaciones derivadas de este 
trabajo. 
 2
 
Exergía 
 
CAPÍTULO 1 
 
FUNDAMENTOS DE LA EXERGÍA. 
 
En este capítulo se presenta la función de estado conocida como exergía, con 
relación a una temperatura absoluta de referencia, la cual se fundamenta a partir 
de las leyes de la termodinámica clásica. Se muestra además el concepto de 
anergía y se explica el balance exergético de un sistema abierto, como lo es el 
motor de combustión interna. 
 
 
1.1 Primera ley de la termodinámica. 
 
Uno de los conceptos que se generan a partir de la primera ley de la 
termodinámica, es el de la energía interna, el cual fenomenologicamente, surge 
a partir del experimento que realizo el Inglés James Prescott Joule, el cual fue un 
sistema experimental que primeramente fue aislado, al que se le realizó trabajo 
de rozamiento; sin embargo, si se valora el principio de conservación básico en 
física, este trabajo sólo produjo un incremento de temperatura en el fluido, es 
decir, por este cambio de estado termodinámico, el trabajo se transformó en otra 
clase de energía conocida como energía interna, misma que se expresa como: 
 
1221 UUW reversibleAdiabático −=− − (1.1) 
 
Donde W1-2 representa el trabajo aplicado en el fluido, y la diferencia de energía 
interna del fluido está representada por el segundo miembro de la ecuación 1.1. 
 
Ahora, si el experimento anterior solo permanece cerrado, la conservación de 
energía no se cumple y se comprueba la existencia de una nueva forma de 
energía distinta al trabajo que, para procesos no adiabáticos, atraviesa los 
límites del sistema y contribuye a la variación de la energía interna. 
 3
 
Exergía 
Esta forma de energía es el calor y se expresa mediante la siguiente igualdad: 
 
211221 −− +−= WUUQ (1.2)
 
De esta ecuación, las tres formas de energías son el trabajo o medios mecánicos 
de transferencia de energía (W), el calor o medios no mecánicos de 
transferencia de energía (Q) y la energía interna del sistema (U), donde el 
trabajo es necesariamente la acción del vector fuerza actuante sobre el límite del 
sistema; cualquier otra interacción del mismo será el calor, cuyo enunciado se 
expresa a continuación: 
 
 “Cada sistema termodinámico posee una característica propia (o parámetro de 
estado) conocida como energía interna. La energía interna del sistema se 
incrementa por la cantidad de calor δQ absorbido por él, y disminuye por el 
trabajo externo δw, desarrollado; en un sistema aislado, la cantidad total de 
energía se conserva” [25]. 
 
 
1.2 Primer principio de la termodinámica en un sistema abierto. 
 
Un sistema abierto puede generar trabajo de manera continúa, si el flujo de 
trabajo atraviesa el sistema constantemente. 
 
 
 
 
 
 
z 1
1 
C1
W x
Límite del 
Sistema 
Turbina de gas 
 
Fig.1.1.-Sistema abierto,
 
 
Q 1 - 2 
C2 
z 2Cámara de combustión 
 2 
 compuesto por una cámara de combustión y una turbina de gas. 
 4
 
Exergía 
Para calcular el trabajo mecánico de la figura 1.1, se muestran las variables 
termodinámicas que entran por el punto 1 y lo abandonan por el punto 2, 
Además, si se consideran condiciones de estado estacionario, la primera Ley de 
la termodinámica para un sistema abierto en el cual se presentan variaciones de 
masa y energía, se expresa de la siguiente manera: 
 
21−Q - [ +xW ( ) ] ( )[ ( ) ( ) ]12121222212122 uuzzgccmvpvpm −+−+−=− ∆∆ (1.3) 
 
Donde Q representa el calor cedido o rechazado al sistema abierto, W es el 
trabajo generado o suministrado al mismo, y los dos primeros términos del 
segundo miembro de la ecuación, son la energía cinética y potencial 
respectivamente. 
 
El concepto de entalpía H simplifica la ecuación 1.3, ya que agrupa los términos 
de trabajo de flujo Pv y la energía interna U, por lo que se define como el calor 
aprovechable en un proceso termodinámico a presión constante y 
matemáticamente como: 
 
UPvH += (1.4) 
 
De lo anterior, para un sistema abierto la ecuación 1.3, se rescribe como: 
 
21−Q - =xW pEH ∆+∆ + cE∆ (1.5) 
 
De la ecuación 1.5, los coeficientes del segundo miembro son propiedades 
termodinámicas, tal que para un ciclo termodinámico resulta: 
 
WQ Σ=Σ 
 
Por lo anterior, no existe restricción al transformar el calor en trabajo y viceversa; 
sin embargo, con la segunda ley de la termodinámica se observa que la 
transformación de energía en un cambio de estado tiene una dirección 
preferente. Así, a pesar de la conservación en cantidad, se degrada en calidad. 
 5
 
Exergía 
1.3 Segunda ley de la termodinámica. 
 
En la figura 1.2, se muestran en ejes u-v, distintos procesos termodinámicos que 
se pueden realizar, y son: 
1-2a: proceso isentrópico. 
1-2b: proceso adiabático irreversible. 
1-2c: proceso de estrangulamiento. 
1-2d: proceso de rozamiento 
 
Fig. 1.2.- Procesos termodinámicos en ejes (u-v), [2]. 
 
 
Si se efectúa una expansión adiabática del estado 1 hacia algún estado 2 de la 
figura 1.2, se obtiene el siguiente trabajo mecánico: 
 
→=+ ;0Pdvdu P
V
U
−=⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
reversible
Adiabático∂
∂ (1.6) 
 
En cada estado de la curva, la pendiente está dada por -p, e intentar alcanzar un 
estado 3 por debajo de la curva isentrópica, mediante algún proceso 
termodinámico, es imposible. 
 6
 
Exergía 
De lo anterior se deriva el siguiente enunciado de la segunda ley de la 
termodinámica: 
"En un sistema cerrado adiabático, de todos los procesos posibles de entre 
dos estados diferentes, el proceso reversible proporciona mayor trabajo". 
 
De lo anterior, se comprueba que las transformaciones energéticas convertidas 
en trabajo tienen un límite, para lo cual la energía interna es de menor calidad si 
se compara con otras formas mecánicas de energía. Así pues, esta energía se 
transforma según se degrada su capacidad al realizar trabajo mecánico y nunca 
al revés, cuya directriz disminuye los grados de restricción [9]. 
 
En la figura 1.3, si en lugar de evaluar la energía interna se considera la entalpía, 
el trabajo lo constituyen la parte mecánica y sus variaciones de energías 
cinética y potencial, así los procesos termodinámicos a considerar resultan: 
 
 
Fig.1.3.-Procesos termodinámicos de un sistema abierto, en ejes (h-p). 
 
1-2a: Proceso isoentrópico. 
1-2b: Proceso adiabático e irreversible. 
1-2c: Proceso isoentálpico. 
 
 7
 
Exergía 
Del diagrama 1.3, la siguiente ecuación expresa el trabajo mecánico: 
 
reversibleyadiabático
p
hvvdpdh ⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
∂
∂
==− ;0 (1.7) 
 
A partir del estado 1, gráficamente sólo son alcanzables los estados a la 
izquierda de la curva isentrópica, mientras que los estados a la derecha de dicha 
curva son por el contrario, inalcanzables, por lo que de la figura 1.3, resulta: 
 
:Pdvdu + 
⎪
⎩
⎪
⎨
⎧
<
>
.imposibleadiabáticoprocesounen0
.reversibleadiabáticoprocesounen0
.leirreversibadiabáticoprocesounen0
 
Así, la variable de estado formulada por la segunda ley de la termodinámica es: 
 
vdpdhPdvdu −==+ 0 
 
De lo anterior se deriva que: 
 
( ) ( )phf
vdpdh
vuf
pdvduds
,,
−
=
+
= (1.8) 
 
Para lo cual: 
( ) ( phfuff ,, == )ν 
 
[ ]aTemperaturf : 
 
Donde 
T
1 es el factor integrante de la ecuación 1.8 
 
T
vdpdh
T
pdvdudS −=+= (1.9) 
 
De lo cual S, representa la entropía. 
 8
 
Exergía 
1.4 Ambiente estable de referencia. 
 
En la figura 1.4, se define como ambiente estable de referencia (AER), aquél 
espacio que en condiciones de equilibrio térmico, mecánico y químico, su 
presión y temperaturacoinciden con las del medio ambiente (P0,T0), también 
conocido como estado muerto, el cual agota su capacidad de producir trabajo. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Exergía rechazada en 
forma de calor 
Estado en desequilibrio 
P1,T1
Ambiente estable de referencia (estado muerto) 
P0,T0
Máquina 
térmica de 
Carnot 
Exergía mecánica 
(trabajo) 
 
Fig.1.4.- Máquina térmica de Carnot, en un ambiente de estado muerto. 
 
Por lo que si ocurriera un proceso de transmisión de calor, con una máquina 
térmica reversible, hasta llegar al equilibrio térmico con el medio ambiente, el 
producto de esta conversión de energía se llama, exergía. 
 
 
1.5 E x e r g í a. 
 
En un sistema termodinámico, la variable termodinámica que permite el cálculo 
de la máxima cantidad de trabajo disponible interactuando con el medio 
ambiente se conoce como exergía, es decir, para determinar el trabajo máximo 
posible no deben señalarse los límites en los que trabaja una máquina térmica, 
sino a los que debería trabajar. 
 9
 
Exergía 
Para determinar el trabajo útil máximo del estado termodinámico 1 al estado 2, 
se analiza la figura 1.5, donde se debe realizar una expansión isentrópica 
(Proceso a), del estado 1 al estado A y, posteriormente, un proceso isotérmico 
(Proceso b), del estado A al estado 2. Cualquier otra transformación entre los 
estados 1 y 2 es irreversible y produce menor trabajo mecánico 
 
. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
p T 
P1 
Fig.1.5.- Procesos isoentrópico a e isotérmico b, de un sistema cerrado [17]. 
 
Con base en lo anterior, el trabajo del proceso isoentrópico a, según la expresión 
del primer principio de la termodinámica, resulta: 
 
aa UUW −=− 11 (1.10) 
 
Para obtener el trabajo del proceso isotérmico b, se utilizan la primera y segunda 
ley de la termodinámica, a saber: WdUTds δ+= , y se obtiene: 
 
( ) 2222 UUSSTW aaa −+−=− (1.11) 
 
Pa 
P2a 
A b
 s 
T1
2 T2
a) S1 S2
a 
A b 
v 
T=c 
PVk=c 
b) 
1 1 P1
2 
P2
 10
 
Exergía 
El trabajo de flujo correspondiente al medio ambiente, es: 
 
( )1220 VVPW −−= (1.12) 
 
De las ecuaciones 1.11 y 1.12, el máximo trabajo útil al expandirse el fluido 
desde el estado 1 al estado 2 debido a los procesos termodinámicos de 
expansión reversibles es: 
 
( ) ( ) ( )120222121máx21 VVPSTUSTUW −−−−−=− (1.13) 
 
La expresión anterior depende de la energía interna, del trabajo realizado al 
medio ambiente y del calor transferido reversiblemente. 
 
A continuación, se ocupa la función de Helmholtz ( )F o energía libre, la cual es 
una función de disponibilidad monoterma o energía utilizable, que depende del 
estado de la sustancia referida al sistema, ( ) ,, cVTFF = así: 
 
Función de Helmholtz; TsUF −= 
 
La ecuación 1.13, se rescribe ahora como: 
 
( )1202121 VVPFFW máx −−−=− (1.14) 
 
Donde es la temperatura final constante. 2T
 
Si se aplica el mismo criterio para un sistema abierto en estado estacionario y 
permanente, se obtiene la siguiente expresión: 
 
dwgdzdcdhTds +++= 221 (1.15) 
 
Esta expresión determina el trabajo isoentrópico del proceso de expansión a de 
la figura 1.5, así las ecuaciones para el trabajo se rescriben como: 
 
( ) ( ) ( )aaa zzgcchhW ++−+−=− 122122111 (1.16) 
 11
 
Exergía 
Mientras que del proceso de expansión b, resulta ser: 
 
( ) ( ) ( ) ( )2a22a2212a1222a zzgcchhsstW −+−−−+−=− (1.17) 
 
Cuando se combinan las ecuaciones 1.16 y 1.17, la ecuación final que describe 
el trabajo útil máximo para un sistema abierto, resulta: 
 
( ) ( ) ( ) ( ) ( )2a22a221222121máx21 zzgccsthsthW −+−+−−−=− (1.18) 
 
Al igual que para un sistema cerrado, si se utiliza ahora la función de Gibbs g o 
energía libre para un sistema abierto, la cual también es una función de 
disponibilidad monoterma, c)T,P(gg = 
 
Función de Gibbs; tshg −= (1.19) 
 
Resulta que el trabajo útil máximo es: 
 
( ) ( ) ( )21c22122121máx21 zzgccggW −+−+−=− (1.20) 
 
Del subcapitulo 1.4, la energía disponible de cualquier estado en desequilibrio 
termodinámico con el estado muerto, es máxima ya que no es posible desarrollar 
más trabajo, como consecuencia, todo proceso de un sistema termodinámico 
cuyo destino final es el estado muerto, establece condiciones máximas para el 
trabajo, por lo que ahora si el estado final 2, de la figura 1.5, resulta ser el 
estado muerto, se genera una nueva nomenclatura para las funciones de 
disponibilidad anteriormente desarrolladas. 
 
Así, para un sistema cerrado, la energía útil del fluido que indica el valor máximo 
de la energía que se puede obtener, y que corresponde al caso particular de la 
función de Helmholtz, es la función de disponibilidad φ que se presenta a 
continuación: 
 
sTvPu 00 −+=φ (1.21) 
 
 12
 
Exergía 
Esta expresión de disponibilidad sólo depende del estado en cuestión y del 
estado de referencia. Con esto, la ecuación 1.13, del trabajo útil máximo resulta: 
 
( ) 0101 φφ −=− máxW (1.22) 
 
En 1932, H. Keenan [18], la propuso como “Availability Energy” y 
matemáticamente como: 
 
minφφ −≡Λ 
 
En 1969, Evans [7], agregó a la expresión anterior el potencial químico y la 
denominó Essergy, donde: 
 
( ) ( ) ( ) ( )0000000 NNVVPSSTUUEs −−−−−−−≡ µ (1.23) 
 
Si el estado 2 resulta ser el estado muerto de un sistema abierto, la función de 
disponibilidad es igual a la función de Darrieus [24]: 
 
sThb 0−≡ (1.24) 
 
La cual también es energía útil y, como en el caso anterior, es una forma 
particular de la ecuación de Gibbs, lo cual representa la expresión del trabajo útil 
máximo para un sistema abierto en función de la expresión de disponibilidadψ, y 
se define como: 
 
zgcb c
2
2
1 ++≡ψ (1.25) 
 
Con ello, se obtiene una expresión de trabajo reversible, la cual resulta ser: 
 
( ) 0101 ψψ −=− máxW (1.26) 
 
 
La ecuación 1.26 es válida siempre y cuando los procesos sean reversibles e 
isotérmicos con el medio ambiente. Si se descartan tanto la energía cinética 
como la potencial, la mayoría de autores denominan las funciones de 
 13
 
Exergía 
disponibilidad φ yψ, como la exergía de un sistema cerrado y uno abierto 
respectivamente. 
 
Por lo anterior, la exergía de un sistema cerrado es: 
 
( ) ( )000 sstUU −−−≡ξ (1.27) 
 
Y, de un sistema abierto: 
 
( ) ( )000 ssthh −−−≡ξ (1.28) 
 
 
Las ecuaciones 1.27 y 1.28 son funciones de disponibilidad y reciben el nombre 
de “exergía”, las cuales se define unívocamente si se conocen las propiedades 
termodinámicas del estado en cuestión y las del estado de referencia. 
 
Finalmente el trabajo útil máximo de la figura 1.5, resulta ser: 
 
 
( ) potencialEnergíacinéticaEnergíaW máx ++=− ξ01 (1.29) 
 
 
 
1.6 Irreversibilidad. 
 
De acuerdo a los conceptos anteriores, si aumentan las irreversibilidades, 
disminuye el trabajo útil y viceversa. Ahora, de la figura 1.5, si los procesos 
termodinámicos entre los estados 1 y 2 son irreversibles, se produce trabajo 
perdido el cual resulta ser: 
 
Wp=Wreversible - Wirreversible
Wp=(U1 - T2S1) - (U2 - T2S2) - Q1-2 - (U2 - U1) (1.30) 
Wp=T2∆Ssistema - T2∆Saire
Wp=T2∆Suniverso 
 
 14
 
Exergía 
Con esto la irreversibilidad es una pérdida de energía que tiene como una de sus 
causas, la transmisión de calor debido a diferencias de temperaturas, misma que 
se muestra en la figura 1.6, donde se representa una máquina térmica de Carnot 
que funciona entre dos focos a diferentes temperaturas por medio de una barra, 
desde T3 hasta T1, donde existe una resistencia térmica de conducción T2 
opuesta al paso del calor. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Barra conductora T3>T2>T1
T3 T2
Máquina 
Térmica 
de Carnot 
T1
Fig.1.6.- Transmisión de calor de T3 a T1 
 
 
Así, con base en la eficiencia de una máquina de Carnot, se obtienen las 
siguientes expresiones: 
 
c
f
T
T
−=1η 
η : Factor de Carnot. 
 
fT y son las temperaturas del sumidero frío y del foco caliente 
respectivamente,tal que si incrementa, ó disminuye, el resultado en la 
ecuación de la eficiencia es un aumento en su valor, además si de la figura 1.6 
no se utiliza el foco intermedio, la ecuación anterior que expresa el trabajo 
máximo resulta: 
cT
cT fT
W 1- T
T
 max 3 1
3
=
⎡
⎣
⎢
⎤
⎦
⎥Qi (1.31) 
 15
 
Exergía 
De acuerdo a la figura 1.6, si el calor fluye desde la temperatura 3T hasta ,1T a 
través de la barra por , se obtiene el siguiente trabajo máximo: 2T
 
W max 2 = −
⎡
⎣
⎢
⎤
⎦
⎥Q
T
Ti
1 1
2
 (1.32) 
 
Las dos ecuaciones anteriores representan cantidades de trabajo diferentes, tal 
que dicha diferencia es la parte del calor desaprovechado. Por lo que en el 
funcionamiento de dicha máquina, no existiese la temperatura , el resultado 
del trabajo máximo es: 
2T
 
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
−=⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
−=∆
32
1
3
1
2
1
max2)-(3
W
T
Q
T
Q
T
T
T
T
T
Q iii 
Al simplificar la expresión anterior, se tiene: 
 
∆Wmax =I (1.33) 
 
La ecuación 1.33, expresa el grado de irreversibilidad (I) o trabajo perdido, la 
cual es una pérdida energética, y que como tal, equivalente a veces el 
incremento de entropía producida por procesos irreversibles; por el contrario, si 
en el mejor de los casos fuese reversible, el resultado es: 
0T
 
∆S=0 y, Wp=0 
 
Si en la deducción anterior, ahora el depósito de energía estuviera en función del 
estado muerto, la ecuación 1.33, resulta ser la expresión de la anergía: 
 
SuTAn ∆= 0 (1.34) 
 
La ecuación 1.34, se conoce como anergía, y se define como la parte del calor 
no transformada a voluntad, es decir, la energía de un cuerpo siempre estará 
formada por dos propiedades termodinámicas: Exergía y Anergía, 
correspondiéndole el siguiente enunciado de la segunda ley de la 
Termodinámica: 
 16
 
Exergía 
“En cualquier proceso natural, se crea Anergía y se destruye Exergía”. 
 
El enunciado anterior se representa por medio de la figura 1.7, la cual muestra 
las diferentes distribuciones de energía en el motor a partir de la energía 
suministrada por el combustible, hasta obtenerse el trabajo útil. 
 
 
 
 
Pérdida 
Tr
ab
aj
o 
re
al
 
er
gí
a 
o,T
o
 M
áx
im
o 
o,E
po
ca
lo
r 
Fig.1.7
1.7 Balance exe
 
Todo sistema termodin
de generar trabajo útil,
Sin embargo, en tales p
cantidad aunque no e
exergético es identif
generadores de anergí
 
La figura 1.8, correspo
exergético de un sistem
 
 
 
 
 
 
 
Ane
Tr
ab
aj
o 
út
il 
P o
,T
o,E
c
.- Degradación de la energ
 
 
 
rgético de un sis
ámico en desequilibr
 el cual es máximo si
rocesos se pierde ex
n calidad. Con esto
icar puntos en la 
a. 
nde a todos los eleme
a cerrado, la cual se m
 
rgía 
E
x P
ía hasta el trabaj
tema cerra
io con el med
 es a base de
ergía dado qu
, el objetivo 
instalación, 
ntos que inter
uestra a cont
a
o útil. 
do. 
io amb
 proces
e ésta 
princip
proces
vienen
inuació
Entropí
ien
os
se 
al 
os 
 en
n.
te es capaz 
 reversibles. 
conserva en 
del balance 
y equipos 
 un balance 
 
 17
 
Exergía 
 
 
 
ξw
 Líneas de 
Flujo Líneas de 
Proceso ξ1
 ξ2 
 ξq ξp
Fig.1.8.- Procesos termodinámicos, mostrados en un diagrama de Grassmann. 
 
Al considerar la primera y segunda ley de la termodinámica, la ecuación que 
corresponde al balance exergético de un sistema termodinámico cerrado en 
estado estable y permanente, es: 
 
( )∆ξ = u u1 0− − −T S S0 1 0 
 
( )010 VVP-= −ξ∆∆Φ 
 
∫ −⎟⎠
⎞
⎜
⎝
⎛−++ g000 STT
dQ TQvP W- = ∆ξ∆ (1.35) 
 
1.7.1 Exergía mecánica ξW. 
 
De la ecuación 1.35, los dos primeros términos del segundo miembro 
representan la exergía mecánica, la cual está conformada por la diferencia del 
trabajo realizado por el sistema y el trabajo del medio ambiente. Lo anterior se 
representa por la siguiente expresión: 
 
ξW = VPw ∆+− 0 . (1.36) 
 18
 
Exergía 
1.7.2 Exergía del calor ξq. 
 
Del segundo miembro de la expresión 1.35, el tercer y cuarto término 
representan el trabajo máximo obtenido del flujo del calor de una máquina 
térmica de Carnot; es decir, no toda la energía es totalmente aprovechable, sino 
que, en el mejor de los casos, el calor se convierte en trabajo a razón de: 
 
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
−=
T
T
q oe 1Wn (1.37) 
 
1.7.3 Exergía pérdida ξp. 
 
El último término de la ecuación 1.35, representa todo tipo de irreversibilidades. 
 
De los conceptos anteriores, se deduce la expresión correspondiente al balance 
exergético para un sistema termodinámico cerrado es: 
 
pqw ξξξξ −+=∆ (1.38) 
 
Esta ecuación se representa gráficamente por medio de un diagrama de exergía 
o diagrama de Grassmann [13], mismo que se representó en la figura 1.8, donde 
se distingue la calidad de las distintas transformaciones energéticas. Así, cada 
proceso desarrollado por el sistema se representa por una línea horizontal, 
mientras que la afluencia y efusión de energías se representan mediante líneas 
de flujo, las cuales representan de manera proporcional el valor de la exergía. 
 
 
 
1.8 Balance exergético de un sistema abierto. 
 
 
Para definir la expresión de balance exergético de un sistema abierto, se utiliza 
la Figura 1.9, la cual se conforma de un ducto a desnivel en el que se aporta 
calor y genera trabajo, además de mostrar la afluencia y efusión de exergía en 
condiciones estables y continúas, donde el flujo a su paso pierde exergía. 
 
 19
 
Exergía 
 
 
 
 
 
 
 
 
Ambiente estable de 
referencia, estado 
muerto (Po, To) 
Exergía pérdida(ξp) 
Aportación de calor 
 Qi
Trabajo 
realizado Wx
Estado 2 
 Productos 
 ψo
Sistema abierto 
 Estado1 
 
Reactivos 
ψ 
 
 
Fig.1.9.- Balance exergético para un sistema termodinámico abierto. 
 
A continuación se describen los términos del balance de exergía para un estado 
estable y continuo, correspondiente a la figura 1.9. 
 
pwq ξξψξψ ++=+ 01 (1.39) 
 
Si la energía cinética y potencial valen cero, resulta: 
 
pweqi ξξξξξ ++=+ (1.40)
 
De la ecuación 1.40, el sistema realiza trabajo mecánico por medio del 
suministro de energía calorífica aprovechada al máximo en una máquina de 
Carnot, cuya exergía resulta ser: 
 
ξq q T= −
⎛
⎝
⎜
⎞
⎠
⎟∫1 0 
dQ
T
 (1.41) 
De la ecuación 1.41, la exergía debido al calor no es una propiedad, ya que 
depende de la trayectoria recorrida por el proceso termodinámico. Así, en el 
mejor de los casos, si ésta fuera reversible, se obtiene: 
 
 
( )00 SSTqiq −−=ξ (1.42) 
 20
 
Exergía 
De acuerdo al subcapitulo 1.2, la expresión del contenido de exergía mecánica 
por la primera ley de la termodinámica de un sistema abierto es: 
 
( )0hhqiw −−=ξ (1.43) 
 
Con base en la ecuación 1.40, se despeja la exergía pérdida, y se obtiene: 
 
qweip ξξξξξ +±−= (1.44) 
 
Si se sustituyen las ecuaciones 1.42, y 1.43, en la ecuación 1.44, resulta: 
 
( ) ∫ ⎟⎠
⎞
⎜
⎝
⎛−−=
T
dQ TT 000 SSpξ (1.45) 
 
Para el caso adiabático: ( )00 SSTp −=ξ ; 
 
Y para el caso isoentrópico: 0=pξ 
 
Ahora bien, como el trabajo total de un proceso lo constituyen tanto la parte 
mecánica como la de rozamiento, la pérdida de exergía adquiere una forma 
particular conveniente y, para determinarla, se usa la ecuación generalizada de 
la termodinámica: 
 
rozx dWdWduTds ++= (1.46) 
 
Si se sustituye esta expresión en 1.44, se obtiene: 
 
ξ
δ
p = ⎛
⎝⎜
⎞
⎠⎟
 T 
 W
T0
roz 
 
La cual también se representa como: 
 
d
dW
T
T
p
roz
ξ⎛
⎝
⎜
⎞
⎠
⎟ =
⎛
⎝
⎜
⎞
⎠
⎟0 
 
 21
 
Exergía 
En esta ecuación, se observa que la pérdida de exergía disminuye si se tiende a 
incrementar al máximo la temperatura a la que se desarrolla el proceso, o si para 
tal caso, disminuye la temperatura ambiente de referencia. 
 
Por lo anterior, el análisis exergético no indica las modificaciones que se deben 
realizar en la instalación o equipo, aunque sí indica en que sección de la 
instalación fijar la atención. Así el diagrama de Grassmann es la parte visual 
representativade todas las pérdidas de energía originadas en cada elemento del 
equipo, producto de las irreversibilidades surgidas en el proceso. 
 
 
1.9 Rendimiento exergético. 
 
De acuerdo a los subcapitulos 1.3 y 1.6, acerca de la segunda ley de la 
termodinámica y del concepto de irreversibilidad, respectivamente, se conoce 
que en toda transformación energética hay disminución en cantidad y calidad de 
energía, por lo cual, es necesario saber el grado de perfeccionamiento de dichos 
procesos, su rendimiento térmico y los parámetros de los cuales depende. 
 
Al realizar un análisis exergético a un motor de combustión interna, se presentan 
afluencias y efusiones de exergía, donde la efusión de energía genera 
producción de trabajo útil y gases residuales, los cuales se pueden considerar 
como exergía recuperable que se puede utilizar en un turbocargador, y que 
eliminaría el área que se genera por los procesos de barrido y admisión, lo que 
incrementaría el trabajo neto. Así, si el flujo de exergía no se aprovecha de 
alguna forma, se considerará definitivamente como exergía perdida. 
 
Es necesario aclarar que el flujo de exergía rechazado al foco frío, no debe 
considerarse como pérdida, sino como una contribución necesaria para su 
funcionamiento; como consecuencia, el sentido de la calidad de la conversión de 
energía no se basa en el calor rechazado, sino en otro tipo de efusiones las 
cuales si son pérdidas; para tal caso, se considera el siguiente balance de 
exergías posible en cualquier ciclo termodinámico. 
 
prui ξξξξ −+= (1.47) 
 22
 
Exergía 
Si se define el rendimiento exergético, como la relación del aprovechamiento útil 
de exergía entre lo empleado para tal fin, se obtiene: 
 
e
pr
e
u
ξ
ξξ
ξ
ξη ξ
−
−== 1 (1.48) 
Donde: 
ξη = Rendimiento exergético [%] 
 
De este estudio, resulta que la conversión de energía puede determinarse 
mediante: 
 
1.- El grado de calidad o reversibilidad ( ϕ ) 
 
empleada
recuoerada
ξ
ξ
ϕ = (1.49) 
 
2.- El grado de pérdida (υ ) producida es: 
 
empleada
pérdida
ξ
ξ
υ = (1.50) 
Así que: υ + ϕ = 1 
 
Aplicar el rendimiento exergético conlleva a realizar mejoras al proceso, 
tendientes a incrementar la exergía útil desde el punto de vista termodinámico. 
Sin embargo, la mayor de las veces es conveniente un punto de vista técnico-
económico, ya que a veces aumentar el rendimiento termodinámico implica de 
manera directa un incremento económico del equipo. 
 
Los conceptos termodinámicos de exergía y anergía, desarrollados en el 
presente capítulo, fundamentan los elementos de cálculo para el análisis 
exergético, que a su vez, utilizan los parámetros termodinámicos teóricos del 
motor, que se derivan del capítulo 2. 
 
 23
 
Exergía 
 
 
CAPÍTULO 2 
 
 
EL MOTOR DE COMBUSTIÓN INTERNA 
 
En éste capítulo se describen los procesos termodinámicos que constituyen el 
ciclo Otto de un motor de combustión interna, como son: admisión, compresión, 
explosión, expansión, escape y barrido, de acuerdo al criterio propuesto por de 
M. S. Jovaj y V. M. Arjangelski [16]. 
 
 
2.1 Clasificación de los motores de combustión interna. 
 
La gran necesidad del hombre por resolver sus necesidades de transporte, han 
hecho que el motor de combustión interna, sea el prototipo de todo automóvil, el 
cual desde su inicio, ha estado en constante proceso de perfeccionamiento con 
una evolución de más de 100 años, esto con el fin de obtener potencia máxima, 
y el mayor rendimiento térmico, al más bajo consumo de combustible, lo anterior 
se ha logrado debido a una serie de modificaciones en los cilindros, pistones, 
árbol de levas, válvulas, etc., hasta llegar a los motores actuales, los cuales 
pueden ser turbo o supercargados, de doble accionamiento en el árbol de levas, 
de encendido e inyección electrónica, y por último los motores construidos con 
base en cerámicas. 
 
Por lo anterior, la evolución del motor de combustión interna ha traído consigo, 
una gran variedad de éstos, como a continuación se presenta: 
 
a) Según el campo de aplicación. 
a.1) Estacionarios. 
a.2) De transporte. 
 24
 
Exergía 
b) Según el combustible utilizado. 
b.1) Combustible líquido ligero. 
b.2) Combustible líquido pesado. 
b.3) Combustible gaseoso. 
 
c) Por la transformación de la energía calorífica en mecánica. 
c.1) Motores de combustión interna alternativos. 
c.2) Motores de combustión interna rotativos. 
c.3) Motores de combustión externa. 
 
d) Según la forma de realizar el encendido. 
d.1) Ignición por chispa eléctrica. 
d.2) Ignición por compresión. 
d.3) Precombustión. 
 
e) Según el ciclo de trabajo. 
e.1) De dos tiempos. 
e.2) De cuatro tiempos. 
 
f) Por la manera de alimentarse. 
f.1) Normalmente aspirados. 
f.2) Supercargados. 
f.3) Turbocargados. 
 
g) Según su estructura. 
g.1) En línea. 
g.2) En “V”. 
g.3) En estrella. 
g.4) De pistones rotativos. 
 
h) Por el sistema de enfriamiento. 
h.1) Enfriado por líquido. 
h.2) Enfriado por aire. 
h.3) Mixtos. 
 
 
 25
 
Exergía 
2.2 Ciclo Otto ideal. 
 
Analizar el ciclo Otto real, resulta una tarea complicada, por tanto, se realizan 
ciertas suposiciones en cuanto al ciclo de trabajo a fin de idealizar un ciclo 
teórico, el cual sirve de base para establecer un mecanismo de estudio y una 
metodología en función de algunas hipótesis, de las más importantes se 
presentan a continuación: 
 
a) El fluido de trabajo se supone aire, aunque en realidad la sustancia de trabajo 
no se comporta como un gas ideal, ya que es producto de la combustión del 
hidrocarburo con el oxígeno del aire y una cantidad de gases residuales, el cual 
termodinámicamente se comporta diferente. 
 
b) El proceso de combustión de la mezcla aire-gasolina en el cilindro, se realiza 
a volumen constante debido al efecto de una chispa eléctrica, a través de la 
bujía. Sin embargo, en la realidad el proceso de combustión requiere tiempo 
para su ejecución, aproximadamente de 30 a 40 grados mecánicos (ϕ), en el 
cigüeñal del motor. 
 
c) El ciclo funciona según un sistema termodinámico cerrado, y en realidad es un 
sistema abierto, ya que entra al motor una mezcla de aire-combustible y salen 
gases de la combustión. Asimismo, hay intercambio de energía calorífica por 
medio de la transmisión de calor hacia el circuito de refrigeración. 
 
d) Los procesos de compresión y expansión que conforman el ciclo, se suponen 
adiabáticos y reversibles, aunque en realidad se tiene una transferencia de calor 
continua entre los gases y el cilindro del motor, lo que implica que 
termodinámicamente no sea adiabático. Además de acuerdo al capítulo uno, se 
sabe que todo proceso real es irreversible. 
 
e) Los calores específicos que figuran en el ciclo permanecen constantes, no 
obstante estos varían en función de la temperatura. 
 
Por lo anterior, a continuación se traza en la figura 2.1, un diagrama (P-V) del 
ciclo Otto real, lo cual conlleva de manera consecutiva a los siguientes procesos: 
 26
 
Exergía 
 Suministro al cilindro de una mezcla fresca de aire-combustible, mediante el 
múltiple de admisión a través de la válvula de admisión, a presión constante. 
 
 Compresión isentrópica de la mezcla, para obtener condiciones óptimas de 
presión y temperatura. 
 
 Ignición de la mezcla aire-gasolina comprimida a volumen constante, por 
medio de una chispa eléctrica proveniente del sistema de encendido, lo cual 
eleva al máximo la presión y temperatura del fluido de trabajo. 
 
 Expansión isentrópica de los gases quemados, durante la cual se obtiene 
trabajo útil en el pistón del cilindro. 
 
 Rechazo del calor y gases residuales por medio de la apertura de la válvula 
de escape, esto a volumen constante. 
 
 Expulsión a la atmósfera de los gases residuales, mediante el barrido del 
pistón en el cilindro a presión constante. 
 
A continuación se representan en la figura 2.1, los diagramas (p-v) y (T-S), del 
ciclo Otto ideal, con suministro de calor yrechazo del mismo a volumen 
constante, así como la producción de trabajo en la expansión isentrópica . 
iq eq
xW
 
a) 
b) 
Fig. 2.1.- Diagrama de un ciclo Otto en ejes a) (P-V) y b) (T-S). 
 27
 
Exergía 
En la figura 2.1, el diagrama (p-v), contiene al trabajo neto, mientras que al 
diagrama (T-S), le corresponde el calor neto. Así las expresiones de suministro y 
rechazo de calor de la figura anterior, se detallan a continuación: 
 
( )23 TTCvqi −= (2.1) 
 
( )41 TTCvqe −−= (2.2) 
 
Al emplear las ecuaciones 2.1 y 2.2, en la ecuación de la eficiencia térmica para 
el ciclo Otto ideal, resulta: 
 
η =
⎛
⎝
⎜
⎞
⎠
⎟ = −
⎛
⎝
⎜
⎞
⎠
⎟
W
Q
q
q
n
s
e
i
1 (2.3) 
 
Tal que: 
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛−=
−10
11
kε
η (2.4) 
 
Donde: 
ε : Relación de compresión (v 1 / v2); de 6 a 11 
k : Relación de calores específicos (Cp / Cv); de 1 a 1.47
0η : Rendimiento térmico del ciclo Otto ideal. 
 
Con esto se deduce que la eficiencia del motor de combustión interna Otto, 
depende únicamente de ξ y k, y aumenta si se incrementa una o ambas 
variables. La cantidad de calor suministrado no influye en la eficiencia del ciclo, y 
si en los valores máximos de presión y temperatura del motor. 
 
 
2.3 Ciclo Otto real. 
 
Para explicar cada uno de los procesos que conforman el ciclo Otto real, se 
presenta la figura 2.2, que corresponde a un diagrama indicado que representa 
toda la gama de presiones de funcionamiento del ciclo Otto, en relación al ángulo 
 28
 
Exergía 
 29 
de avance mecánico ϕ , del cual se leen la presión y el volumen para así obtener 
otras variables termodinámicas de utilidad. 
 
Por otra parte, también se muestra la duración, en grados mecánicos, de cada 
uno de los seis procesos termodinámicos conformados por el ciclo anterior, así 
como los puntos de apertura y cierre de las válvulas de admisión y escape. 
 
 
 
Fig.2.2.- Diagrama indicado de un motor de combustión interna en coordenadas (P-ϕ), [16]. 
 
De acuerdo a la figura 2.2, el proceso de admisión de la carga fresca aire-
combustible, se inicia en el punto 1 con la apertura de la válvula de admisión 
AVA, la cual se adelanta de 5 a 18 ϕ, con respecto al punto muerto superior 
PMS, y genera la trayectoria de 1 a 2 que corresponde a la admisión de mezcla 
fresca de aire-combustible proveniente del múltiple de admisión, mismo que 
penetra al cilindro a través de la válvula de admisión, donde se mezcla con los 
gases residuales del ciclo anterior, proceso que concluye en el punto 2, con el 
cierre de la válvula de admisión CVA. 
 
El proceso siguiente, es comprimir la mezcla aspirada con anterioridad 
identificado por la trayectoria 2–5, cuyo objetivo principal es llegar a condiciones 
 
Exergía 
de presión y temperatura que faciliten la inflamación de la mezcla, una vez 
llegado el momento de la ignición. Durante el trayecto de todo este proceso, la 
mezcla de aire-combustible que originalmente había sido pulverizada por la 
turbulencia del múltiple y la válvula de admisión, está sometida a evaporación, 
por la temperatura que gana de la propia compresión y por la transmisión de 
calor que en el proceso se llega a manifestar. 
 
Una vez que ha llegado al punto 5, surge una chispa eléctrica en la bujía del 
cilindro, misma que inicia la combustión de la mezcla aire–combustible, para ello 
se requiere que el proceso llegue a condiciones máximas de presión y 
temperatura, por lo que se debe tener una chispa lo más cercano al intervalo de 
4 a 12ϕ antes del PMS, dado que en un corto intervalo de tiempo, casi a volumen 
constante, se incrementan considerablemente la presión y la temperatura, con 
valores cercanos a 10,000 K, cuya velocidad de flama se aproxima entre los 30 y 
50 m/s en todo el volumen de la cámara de combustión del cilindro . 
 
Ante esto, las condiciones para el siguiente proceso de expansión, se tienen 
cuando el pistón se encuentra en su PMS, que es donde casi el total de la 
mezcla se ha inflamado. Sin embargo, el proceso de combustión todavía abarca 
parte del proceso de expansión, mismo que dura desde 30 hasta 40 ϕ a partir 
de su inicio en el punto 5. Así los gases de combustión se expansionan sobre la 
cara del émbolo, y proporcionan trabajo útil en la flecha del motor, reflejándose 
en una caída considerable de presión y temperatura, hasta llegar al punto 3, de 
apertura de la válvula de escape AVE, donde empieza el proceso de escape por 
medio del barrido del pistón en el cilindro. 
 
Así, el objetivo principal del proceso de barrido, es desalojar en su totalidad los 
gases residuales, para que al reiniciar el ciclo, este cuente con el máximo 
volumen disponible de mezcla nueva de aire-combustible, que idealmente sería 
el 100% del volumen del trabajo Vh. 
 
La trayectoria posterior en este proceso es 3-1-4, y se realiza ligeramente arriba 
de la presión atmosférica con el fin de maximizar la carrera de trabajo y 
minimizar el área de bombeo, y finaliza con el cierre de la válvula de escape 
CVE, en el punto 4. Así al término del proceso de barrido, el ciclo reinicia. 
 30
 
Exergía 
2.4 Proceso de admisión. 
 
 
Para analizar éste proceso, también se debe valorar el proceso de barrido, ya 
que en un instante determinado de operación del motor, tanto la válvula de 
admisión como la válvula de escape permanecen abiertas, fenómeno conocido 
como traslape valvular, lo cual conviene al motor ya que la cantidad de ingreso 
de mezcla fresca depende de la limpieza del cilindro de los gases residuales del 
ciclo anterior. 
 
La figura 2.3, muestra esquemáticamente como transcurre el proceso de 
admisión de un motor normalmente aspirado a carburador, en un diagrama de 
ejes coordenados (p-v), en función de los grados mecánicos ϕ . 
 
 
 
Fig. 2.3.- Proceso de admisión de combustible en ejes (p-v) [16]. 
 
 31
 
Exergía 
Se representa el múltiple de admisión por medio del cual ingresa mezcla fresca 
de aire-gasolina proveniente del carburador a presión y temperatura ambiente, 
que ingresará al cilindro a través de la válvula de admisión, Además se muestran 
en un diagrama de ejes p-v, los procesos de barrido y admisión así como los 
puntos de apertura y cierre de las válvulas de admisión y escape 
respectivamente, que son: 
 
3 - 4: Proceso de escape 
1 - 2: Proceso de admisión 
1: AVA (10 a 20) ϕ , antes del PMS 
2: CVA (50 a 70) ϕ , después del PMI 
3: AVE (40 a 60) ϕ, antes del PMI 
4: CVE (15 a 30) ϕ , después del PMS 
5: inicio de la chispa eléctrica 
 
En el punto 3, se abre la válvula de escape e inicia el proceso del mismo 
nombre, motivo por el cual se tiene un rechazo de calor por medio de la 
liberación de presión y temperatura, debido a la diferencia de presiones entre los 
gases residuales y la atmosférica. Así al llegar el émbolo a su PMI, inicia el 
proceso de barrido del cilindro por medio del émbolo, para expulsar los gases 
residuales al medio ambiente a través de la válvula de escape. 
 
Aunque todavía el pistón no llega al PMS, y no ha concluido el proceso de 
barrido, se abre la válvula de admisión e inicia dicho proceso con la trayectoria 1-
4, en la cual están abiertas tanto la válvula de admisión como la de escape, 
lapso que se conoce como traslape valvular, y que favorece al enfriamiento de la 
bujía y el llenado del cilindro de carga fresca. Al igualarse la presión atmosférica 
en el punto 2, termina el proceso de admisión y empieza el proceso de 
compresión. 
 
Para el análisis del proceso de admisión, los factores que influyen en el llenado 
del cilindro son: 
 
 32
 
Exergía 
a) Resistencia hidráulica en el sistema de admisión, que disminuye la presión de 
llenado. 
 
b) La existencia de gases residuales en el cilindro. 
 
c) El calentamiento de la mezcla en el múltiple de admisión, el cual disminuye la 
densidad de la carga introducida al cilindro. 
 
 
2.4.1 Caída de presión en el cilindro.La mezcla aire-combustible sufre diversas pérdidas durante su trayectoria en el 
múltiple de admisión, debido a que ejerce resistencia al ingresar al cilindro, y 
disminuye la densidad de la mezcla por el calentamiento presentado dentro del 
mismo, lo que refleja un mayor trabajo de bombeo por parte del motor. 
 
El trabajo de bombeo es un área generada por los procesos de barrido y de 
admisión, que disminuye tanto el trabajo neto como la eficiencia del ciclo. Como 
esta área depende de la diferencia de presiones Pa∆ , la manera de disminuir 
dicho incremento, es aumentar el diámetro de la válvula de admisión, así como 
el recorrido de su apertura, e indirectamente reducir y mejorar el acabado 
superficial del múltiple de admisión. Además, la Pa∆ se anula, si el sistema de 
alimentación de combustible se realiza de manera sobrealimentada. 
 
 
2.4.2 Gases residuales. 
 
Durante el proceso de barrido, se supone que se elimina el total de los gases 
acumulados, aunque en la realidad esto no sucede dado que siempre persiste 
una cantidad de gases residuales del ciclo anterior dentro del cilindro, los cuales 
no se eliminan en este proceso. 
 
De esta forma, al concluir el proceso de admisión, el volumen de trabajo se 
compone de una cantidad de mezcla fresca y de otra de gases residuales 
presentes del ciclo anterior. 
 
 33
 
Exergía 
La ecuación que establece esta relación de gases y mezcla, es el coeficiente de 
gases residuales representado con: 
 
( )
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
−
+
==
ra
r
r
o
1
r
r
PP 
P T
TT
M
M
ε
∆
γ (2.5) 
Donde: 
 
rγ : Coeficiente de gases residuales, (0.06 a 0.1) 
rP : Presión de los gases residuales, (1.1 a 1.25) P0 
1M : Cantidad de mezcla fresca de aire-gasolina, en Kmol 
rM : Cantidad de gases residuales 
T∆ : Calentamiento de la mezcla aire-gasolina 
ε : Relación de compresión 
rT : Temperatura de los gases residuales (900 a 1100) K 
0T : Temperatura del aire en la succión 
 
 
La calidad evaluada en los gases se conoce como coeficiente de barrido o 
rendimiento volumétrico: 
 
 
( ) ( )ra
0
0
a
v 1T
T
P
P
1 δε
εη
+−
= (2.6) 
Donde 
 
:rδ Coeficiente de gases residuales 
ηv : Rendimiento volumétrico 
 
El valor del rendimiento volumétrico en un motor a carburador, asume gran 
relevancia puesto que el ciclo termodinámico depende de la masa involucrada, 
así en la medida que éste aumenta, se beneficia el ciclo en general, de tal forma 
que en la ecuación 2.6, el rendimiento aumenta proporcionalmente si mejora el 
diseño del múltiple de admisión, si se cuenta tanto con un buen sellado en los 
anillos del pistón, como un sistema de lubricación eficiente. 
 34
 
Exergía 
 
2.4.3 Calentamiento de la carga. 
 
 
El calentamiento de la mezcla aire-combustible en el múltiple de admisión es 
dañino porque disminuye su densidad y aumenta el trabajo en el proceso de 
admisión, lo conveniente es la prevaporización de la mezcla aire-gasolina en el 
múltiple de admisión, en un rango de 10 a 20° C, para que posteriormente en la 
etapa de compresión, esta se vaporice. 
 
Por lo anterior, la forma de determinar la temperatura al fin de la admisión, es: 
 
( ) ( ))1/(1TTTT r0r0a γγ∆ +++= (2.7) 
 
Con valores de: 
 
aT = (320 a 400) K 
T∆ = (0 a 20) º C 
 
 
 
2.5 Proceso de compresión. 
 
 
En el instante en que la válvula de admisión se cierra, inicia el proceso de 
compresión, el cual se ilustra por la trayectoria a-c de la figura 2.4, y su objetivo 
es llevar a la mezcla a condiciones adecuadas de presión y temperatura para 
realizar el siguiente proceso de combustión y con él, la transmisión de calor. 
 
Al principio, el cilindro se encuentra a mayor temperatura que la mezcla a 
comprimir, por lo tanto el proceso de transmisión de calor se presenta del 
cilindro hacia el fluido de trabajo, posterior a esto, en algún momento de la 
compresión, se igualan ambas temperaturas y después la temperatura de la 
mezcla es mayor que la del cilindro, conduciéndose ahora la transmisión de calor 
hacia las paredes del mismo. 
 
 35
 
Exergía 
 
 
Fig. 2.4.- Proceso de compresión con diferentes valores del exponente politrópico de compresión. 
 
 
Para determinar los valores de presión y temperatura al final de la compresión, 
los cuales dependen principalmente de la hermeticidad de los anillos de 
compresión y de las condiciones finales de admisión, se considera un proceso 
politrópico, el cual transcurre con una intensa transmisión de calor, 
descartándose que éste sea adiabático, donde el valor del exponente toma un 
valor medio de la mezcla comprimida y resulta: 
 
1n
ac PP ε= (2.8) 
 
11 −= nac TT ε (2.9) 
 
Donde: 
 
ε : Relación de compresión 6 a 9 
1n : Exponente politrópico de compresión, 1.3 a 1.37 
cP = (0.9 a 1.5) MPa 
cT = (550 a 750) K 
 
 36
 
Exergía 
El parámetro termodinámico que permite predecir las condiciones finales de 
presión y temperatura, es el exponente politrópico , el cual depende del 
sistema de enfriamiento, del área de transferencia de calor del pistón, del 
material de construcción de éste, de la hermeticidad de sellado en los anillos de 
compresión y la velocidad para realizar este proceso. 
1n
 
 
 
2.6 Proceso de combustión. 
 
 
Combustión es la reacción química de oxidación del combustible (gasolina), por 
el comburente (oxígeno del aire), en la cual se desprende energía y gases, 
producto de la combustión. En el motor de combustión interna, además de la 
combustión producida en el seno del mismo, la cual se realiza en milésimas de 
segundo, se deben satisfacer otros requerimientos básicos, que son: 
 
 Que el proceso de combustión se desarrolle por completo sin formación de 
carbonilla, y productos corrosivos cuya toxicidad no sea mayor que la 
establecida, además la combustión debe realizarse satisfactoriamente en todos 
las frecuencias de rotación del motor, sin importar las condiciones de carga o 
temperatura del mismo. 
 
 En lo que respecta al combustible, actualmente se utiliza líquido, además de 
existir gas, tal que para los procesos termodinámicos anteriores encargados de 
vaporizar dicho combustible, la cantidad teórica de oxígeno en el aire es de 23 % 
en masa y 21 % en volumen, necesaria para la combustión de 1 Kg de 
combustible líquido, para lo cual resulta: 
 
I
C H
0
1
0 21 21 4
0
32
= − −
⎛
⎝
⎜
⎞
⎠
⎟
.
 (2.10) 
Donde: 
 
0I : Cantidad de aire teórico 
C : Porcentaje de carbono en el combustible 
H : Porcentaje de hidrógeno 
 37
 
Exergía 
La ecuación 2.10, corresponde al aire mínimo necesario para que el oxígeno del 
aire oxide completamente al combustible, cuando esto sucede así α = 1, y la 
mezcla es estequiométrica, si esto no sucede así, hay dos variantes: 
 
Mezcla rica (insuficiencia de oxígeno), α < 1, (0.85 a 0.9) 
Mezcla pobre (exceso de oxígeno), α > 1, (1.1 a 1.4) 
α : Coeficiente de exceso de aire 
 
Las condiciones de operación anteriores, no siempre son perjudiciales para el 
desarrollo del motor, ya que en la operación del mismo, hay momentos en que 
se requiere que la mezcla sea pobre o rica, según sea el caso. 
 
El aspecto importante es verificar los productos de combustión originados de tal 
forma para el caso de una mezcla pobre (α > 1), se tendrán productos de 
combustión tales como: Anhídrido Carbónico, vapor de agua, Nitrógeno y 
Oxígeno sobrante, por lo que se obtiene: 
 
M2 = MCO2 + MH2O +MO2 + MN (2.11) 
 
M1 = αlO + 1 / µc 
Donde: 
 
M1: Cantidad de mezcla aire–combustible. 
M2: Cantidad total de productos de combustión tales como bióxido de carbono 
 vapor de agua, oxigeno y nitrógeno. 
 µc : Masa molecular del combustible 
 α : Coeficiente deexceso de aire 
 
Además se requiere determinar la cantidad de mezcla fresca, G1: 
 
G1 = 1 + αlO 
 
 
La cantidad de cada uno de los gases de combustión, para el caso de una 
mezcla pobre con α>1, se realiza como a continuación se indica: 
 38
 
Exergía 
MCO2= C/12 
 
MH2O = H/2 
 
MO2 = 0.21 (α-1) Lo 
 
MN2 = 0.79 α Lo 
 
Ahora, si el coeficiente de exceso de aire resulta α = 1, los productos de 
combustión serían los de la ecuación 2.11, excepto el O2, cuyo valor es cero. 
Cuando la mezcla es rica (α < 1), hay escasez de oxígeno y se presentan los 
productos de combustión tales como el monóxido de carbono e hidrógeno, por lo 
que la cantidad de cada componente que integran los productos de combustión 
que se expulsan a la atmósfera, se determinan mediante las siguientes fórmulas: 
 
MCO = 0.42 (1 - α / 1 + K) lO (2.12) 
 
MCO2 = C / 2 - MCO 
 
MH2 = KMCO 
 
MN2 = H / 2 - MH2 
 
MN2 = 0.79 α lO 
 
Donde M2 es la sumatoria de cada uno de los productos de combustión, que 
para una mezcla rica, son el CO, CO2, H2 y N2. 
 
Para explicar el proceso de combustión constituido por la línea c-z, se muestra la 
figura 2.5, donde la curva de elevación de presión es reemplazada por la isócora 
CZ, lapso del proceso de combustión en que los gases no efectúan trabajo 
mecánico y todo el calor desprendido se consume en incrementar su energía 
interna, con lo cual alcanzan valores de temperatura cercanos a los 2000 K, para 
posteriormente disminuir al inicio del proceso de expansión, así los valores de 
presión y temperatura de combustión máxima, resultan: 
 39
 
Exergía 
 
 
 
Fig. 2.5.-Proceso de combustión CZ en ejes (p-v) y (p-ϕ), [16]. 
 
( ) ( ) Zrr
CrC
1r
CZ U
1
UU
M1
H 1 ′′=
+
′′+
+
+
∈
≥ µ
γ
γ
γ
α Si (2.13) 
 
Si α<1 [ ]( ) ( ) Zrr
CrC
1r
CCZ U
1
UU
M1
HH ′′=
+
′′+
+
+
−∈
µ
γ
γ
γ
∆ (2.14) 
 
Donde: 
 
z∈ : Coeficiente de aprovechamiento de calor, (0.85 a 0.9) 
cH : Poder calorífico inferior, [kJ/kg] 
cU : Energía interna de 1kmol de carga fresca a TC 
"cU :Energía interna de 1kmol de productos de combustión a TC 
"Uz :Energía interna de 1kmol de productos de combustión a TZ 
 40
 
Exergía 
,"U,"U,U zcc , se calculan en base a los productos de combustión de las tablas 
III.,3 y III. 4, del anexo III, y de ahí su temperatura. 
zz PP ϕ=' 
ϕ : (0.85 a 0.90) Coeficiente de redondeo,[16]
'zP : Presión real 
 
 
Este último término representa el proceso de combustión no completamente a 
volumen constante, sino su deformación como proceso real, que abarca parte 
del proceso de expansión. 
 
 
2.7 Proceso de expansión. 
 
 
El proceso comienza en el PMS del pistón, y se realiza en los siguientes 180ϕ 
del diagrama indicado, al cual también se conoce como proceso de trabajo útil o 
carrera de trabajo, que como se indica en la figura 2.6, inicia durante la 
combustión en el punto c’ y termina cuando se abre la válvula de escape. 
 
 
 
Fig. 2.6- Proceso de expansión en ejes (p-v) [16]. 
 41
 
Exergía 
En el punto C, los valores máximos de P y T, no se alcanzan en el PMS, como 
sucede en el ciclo ideal, sino que sucede dentro de los siguientes 10 ϕ, y es en 
este intervalo donde el émbolo aprovecha la elevada presión y temperatura 
poseída por los gases, para que por medio de la expansión de émbolo, se 
aproveche dicha energía, reflejándose a su vez en el torque del cigüeñal del 
motor. 
 
 
El fin de este proceso ocurre de 40 a 60 ϕ antes del PMI, que es cuando la 
válvula de escape se abre, conllevando al siguiente proceso termodinámico 
denominado barrido, el cual se realiza ligeramente arriba de la presión 
atmosférica. 
 
Al igual que el proceso de compresión, también aquí se presenta un fenómeno 
de transmisión de calor aunando a irreversibilidades por fugas y rozamiento de 
los anillos de compresión con la camisa del cilindro. 
 
Para predecir la trayectoria del proceso anterior, se considera una expansión 
politrópica, y el valor del exponente depende de los factores de irreversibilidad 
mencionados anteriormente, tal que para el cálculo de los valores 
termodinámicos de presión y temperatura, se ocupan las siguientes ecuaciones: 
 
 
( )12/1 −= nzb PP ε (2.15) 
 
( )12/1 −= nzb TT ε (2.16) 
 
 
De donde: 
 
2n : Exponente politrópico de expansión, (1.23 a 1.3) 
 
bP : Presión al final de la expansión, (0.35 a 0.50) MPa 
 
bT : Temperatura al final de le expansión, (1200 a 1500) K 
 
 42
 
Exergía 
2.8 Proceso de escape y barrido. 
 
 
 
Este proceso, último del ciclo Otto, surge en la carrera de expansión al abrirse la 
válvula de admisión, con el fin de expulsar los gases exhaustos producto de la 
combustión. La figura 2.7, muestra tres posibles aperturas de la válvula de 
escape en un motor de combustión interna. 
 
 
r 
’ 
Fig. 2.7.-Proceso 
 
 
Punto 3”.-corres
origina que la tra
por debajo de la
en vez de barrid
Punto 3’.-punto 
origina, es por a
el área de bomb
 
r
de escape, y sus dife
ponde a una aper
yectoria de escap
 presión atmosfé
o. 
de retraso de la a
rriba de la presión
eo. 
3
- 
 
rentes puntos de apertura de la válvula de escape [16]. 
tura anticipada de la válvula de escape, la cual 
e de los gases de combustión, se decremente 
rica, lo que generaría un proceso de aspirado 
 
pertura de la válvula de escape, y la curva que 
 atmosférica, lo que implica un incremento en 
 43
 
Exergía 
Punto 3.-corresponde al punto óptimo de la apertura de la válvula de escape, 
donde la trayectoria de desalojo de los gases de combustión, ocurre ligeramente 
arriba de la presión atmosférica, con lo cual minimiza el área de bombeo. 
 
 
Una vez determinada la forma en que se localizan los valores de exergía y 
anergía, así como la presión y la temperatura de cada uno de los estados 
termodinámicos del motor, los cuales constituyen elementos indispensables del 
análisis exergético, el paso siguiente, es proponer en el capítulo 3 el desarrollo 
experimental de esta tesis. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 44
 
Exergía 
 
CAPÍTULO 3 
 
 
METODOLOGÍA EXPERIMENTAL Y RESULTADOS. 
 
En este capítulo se presenta la metodología exergética aplicada a un motor de 
combustión interna normalmente aspirado Otto, para lo cual se requiere de los 
parámetros reales del motor y del estado de referencia. 
 
Se identifican y evalúan todos aquellos procesos en el motor, que durante su 
ejecución generan pérdidas de exergía, con base en lo cual, se obtienen los 
diagrames de Grassmann a los diferentes regímenes de velocidad con los que 
opero el motor. Además se obtienen los diagramas de Sankey del motor, 
correspondientes a la evaluación energética. 
 
 
3.1 Consideraciones al ciclo Otto real 
 
 
 Los estados termodinámicos del ciclo Otto real, se evalúan por seis procesos 
termodinámicos, mismos que se explicaron en el capítulo 2, y son: 
 
r - a: Aspiración de la carga fresca 
a - c: Compresión de dicha carga 
c - z - z’: Combustión 
z - b: Expansión de los gases de combustión. 
b – r: Escape y barrido de los gases residuales. 
 
 El sistema termodinámico del ciclo Otto, corresponde a un sistema abierto en 
estado permanente y continuo, tal que en los procesos de aspiración y barrido, la 
masa involucrada que varía en su composición en cada proceso, tiene como 
 45
 
Exergía 
destino final el medio ambiente, así el sistema anterior puede suponerse cíclico, 
debido a que el medio ambiente es el punto común de admisión y descarga de 
los gases de combustión del motor. 
 
 Debido a la reacción química que se desarrolla en una máquina de este tipo, 
es necesario un conocimiento exacto del proceso de combustión para realizar el 
análisis exergético. Sin embargo, para este trabajo se prescinde de la exergía 
química de los gases de combustión, lo cual propicia que varíe la composición 
del fluido de trabajo a lo largo de cada proceso queconforma el ciclo Otto, y sólo 
se considera la exergía física del motor. 
 
 Debido a que el período de cada prueba es muy corto, se establece que el 
sistema corresponde al de un estado estacionario. 
 
 No se consideran las aportaciones de energía cinética y potencial, ya que el 
análisis exergético no las requiere. 
 
 La composición del combustible utilizado es invariable en cada prueba 
efectuada. 
 
 El fluido refrigerante del motor se considera como agua saturada de un 
sistema cerrado. 
 
 
3.2 Descripción del banco de pruebas de un MCI. 
 
 
 La figura 3.1, muestra el banco de pruebas de un motor de combustión interna 
Otto, que consta de un motor de gasolina Tecquipment Ford TD4, de cuatro 
cilindros en línea, de 1300 cm3 de cilindrada, con un diámetro de los cilindros de 
80.98mm, una carrera de 62.99 mm, una relación de compresión de 9:1, un 
orden de encendido 1-2-4-3, carburador tipo ventura, una unidad de 
dinamómetro montado en una placa de cama universal, 3.6 l de lubricante a 275 
N/m2 y 3.2 l de refrigerante, donde el funcionamiento del motor se indica en la 
unidad de instrumentación. 
 46
 
Exergía 
 
Fig.3.1.-Banco de pruebas del motor de combustión interna a gasolina, Ford TD4. 
 
Las partes de que consta el motor de prueba, son: 
 
1.-Ahogador 
2.-Carburador 
3.-Múltiple de admisión 
4.-Múltiple de escape 
5.-Tapa de punterías 
6.-Distribuidor de encendido convencional 
7.-Freno hidráulico 
8.-Cambiador de calor agua-aceite 
9.-Dinamómetro Froude 
10.- Caja de aire 
11.-Panel de instrumentación 
 
 47
 
Exergía 
3.2.1 Instrumentación. 
 
 
La instrumentación empleada en el banco de pruebas del motor Ford TD4, para 
el desarrollo experimental, con la cual se obtiene el flujo y temperatura de agua, 
presión y temperatura de aceite, temperatura de los gases de escape, flujo y 
temperatura de entrada y salida del agua de enfriamiento, consumo de 
combustible y flujo de aire, se muestran en la siguiente relación: 
 
INSTRUMENTO RANGO 
Medidor de presión de aceite 0-700 KPa 
Manómetro diferencial 0-75 mm de H2O 
Rotámetro 0-80 Lpm
Termómetro de agua de entrada 0-100oC
Termómetro de agua de salida 0-100oC
Pipetas de combustible 50-100 ml
Termómetro de aceite del motor 0-140oC
Pirómetro de gases de combustión 0-1000oC
Osciloscopio E32G-CS-1562A 
Tacómetro 0-5000 rpm 
Cronómetro 1/100 s
Placa de orificio 55 mm
 
 
 
 
3.3 Metodología experimental. 
 
 
Para realizar el análisis exergético al motor de combustión interna, primeramente 
se deben establecer los estados termodinámicos reales del motor, el modelo 
matemático para el cálculo exergético y los valores de las pruebas efectuadas a 
velocidad variable, los cuales en su conjunto, facilitan la elaboración de un 
diagrama de flujo correspondiente a los procesos que se suscitan en el interior 
del motor, y así, finalmente, la elaboración de los diagramas de Grassmann 
como legítima representación del comportamiento termodinámico del motor. 
 48
 
Exergía 
La metodología experimental llevada a cabo para el procedimiento de encendido 
y puesta en marcha del motor Ford TD4, es la siguiente: 
 
1.-Suministro de combustible: 
 
Antes de encender el motor, se aseguró que el tanque de combustible estuviese 
lleno, el filtro de combustible limpio, y que la válvula de paso del combustible al 
motor estuviera abierta. 
 
2.- Suministro de agua: 
 
Se suministro agua a la línea que abastece al motor, al dinamómetro y al 
cambiador de calor. La temperatura del agua para el enfriamiento del motor no 
debió sobrepasar los 800C, y se tuvo mucho cuidado en que el agua de 
enfriamiento estuviera fluyendo a través del transductor de presiones, el cual se 
conecta al osciloscopio. 
 
3.- Procedimiento de arranque: 
 
El procedimiento para iniciar la ignición en el motor, fue estrangular el regulador 
de aire del carburador, girar la llave que cierra el circuito de encendido, arrancar 
el motor, y permitir que funcione al mínimo vacío, con una relación aire-
combustible de 16:1, tiempo después, dicho regulador se abrió totalmente, y la 
operación del motor fue adecuada. 
 
4.- Procedimiento de prueba a carga variable: 
 
El paso siguiente, fue ajustar el regulador del acelerador a 4000 rpm, lo anterior 
sin carga alguna, solo el contrapeso del freno de 30Kgf, punto donde se 
registraron los valores de presión, temperatura, tiempo del consumo de de 
combustible y gasto de agua de circulación, necesarios para el análisis 
energético. 
 
Ahora, se aplicó carga al motor por medio del dinamómetro, hasta reducir la 
velocidad de rotación en 500 rpm, punto donde se volvieron a registrar las 
 49
 
Exergía 
variables del motor, dicho procedimiento se llevó a cabo hasta llegar a 2000 rpm, 
con lo cual la prueba concluyó. Cabe mencionar que los parámetros máximos del 
ciclo se obtuvieron por medio del osciloscopio de doble trazo E32G-CS-1562A 
del mismo banco de pruebas, el cual esta en función del cigüeñal del motor. Así 
todos los parámetros termodinámicos involucrados, se muestran en la tabla 3.1. 
 
Tabla 3.1.- Variables termodinámicas obtenidas durante el funcionamiento del motor Ford TD4. 
 
n rpm 2000 2500 3000 3500 4000
τ N-m 74 66 61 56 53
G Lpm 6.95 3.11 18.76 20.62 24.75
Va m3 0.008 0.0123 0.0148 0.0141 0.0162
Tg K 488 520 530 570 590
Tl ºC 72 69 69 68 68
Tae ºC 45 43 42 41 40
Tas ºC 71 60 56 55 54
t s 69 56 47 40.6 39
Pr MPa 0.098 0.11 0.11 0.12 0.12
Tr K 890 900 900 910 919
Vc cm3 50 50 50 50 50
Vl dm3 4 4 4 4 4
 
 
 
3.3.1 Modelo matemático para el cálculo exergético. 
 
 
Para determinar el valor de la exergía en algún estado en cuestión se aplica la 
ecuación 1.28, al proceso en cuestión. 
 
ξ = (h-ho)-To(S-So) 
 
 
Si el fluido de trabajo se presenta en fase gaseosa, la ecuación 1.28 resulta: 
 
ξ= Cp (T-To)-To(S-So) (3.1) 
 50
 
Exergía 
El término difícil de determinar de la ecuación 3.1, es la diferencia de entropía, 
por lo que se emplea la ley generalizada de la termodinámica y se obtiene: 
 
vdudpdvhdsdT ρ+=−= (3.2) 
 
Además de la ecuación de estado calórica para la energía interna, se tiene: 
 
( )
( ) vv
Tv
T
S
TTvC
T
U
.ctev
vd
v
U
Td
T
U
Ud
v,TUU
∂
∂
∂
∂
∂
∂
∂
∂
==
=
+=
=
 
Tal que: 
du=Cv(T) dT 
 
h=u+pv=u (T)+RT=h (T) 
 
Así, la ecuación de estado térmica para la entalpía resulta: 
 
( ) pp
pT
T
STTpC
T
h
ctep
Td
T
hpd
p
hhd
∂
∂
∂
∂
∂
∂
∂
∂
==
=
+=
. 
Por lo que dh = Cp(T)dT 
 
Al intervenir la ecuación de estado de los gases ideales P v = R T, se obtiene: 
 
( ) ( ) 0=+=−=
v
vdR
T
TdTvC
p
pdR
T
TdTpCSd (3.3) 
 51
 
Exergía 
La ecuación 3.3, valora el cambio de entropía en función del proceso 
termodinámico que se trate, tal que para el ciclo Otto se tienen los siguientes 
casos: 
 
a) Misma temperatura y diferente presión: 
 
dS=-R dp/p (3.4) 
b) Mismo volumen y diferente temperatura: 
 
dS=Cv dT/T (3.5) 
 
c) Misma presión y diferente temperatura: 
 
dS= Cp dT/T (3.6) 
 
d) Para el caso típico, en que cambia, la presión y la temperatura, resulta: 
 
dS= CpdT/T – Rdp/p (3.7) 
 
Si se utiliza la ecuación de Mayer ( ) ( ) RTvCTpC =− y ( )( )TvC
TpCn = se tiene: 
 
d S C p T
T
n
n
P
P
= −
−⎛
⎝⎜
⎞
⎠⎟
⎛
⎝
⎜
⎞
⎠
⎟ln ln2
1
2
1
1
 
 Con esto, si fuera el caso, la exergía se valora como: 
 
 
( )
⎪⎭
⎪
⎬
⎫
⎪⎩
⎪
⎨
⎧
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛ −−⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
−−=
00
00 ln
1ln
P
P
n
n
T
TTTTpCξ (3.8) 
 
Mientras que para el caso de la anergía, resulta: 
 
 
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛ −−⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
=
1
2
1
2
0 P
P
ln
n
1n
T
T
lnpCTAn (3.9) 
 52
 
Exergía 
3.3.2 Pruebas en el MCI a velocidad variable. 
 
La técnica que se empleó para obtener el valor de la exergía en cada punto del 
motor, y así predecir la exergía que se pierde en cada proceso, consistió en 
emplear el modelo de las corrientes, el cual sólo considera la fase del flujo que 
pasa a través del equipo a evaluar;