Capitulo 7a - Ciclos termodinamicos 2014-II

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CICLOS TERMODINÁMICOS 
Mgtr. Ing. Raúl La Madrid Olivares 
raul.lamadrid@udep.pe 
SECCION FÍSICA 
www.udep.edu.pe 
Av Ramón Mugica 131. Piura. Perú 
073-284500 
2 
Ciclo Ideal: es un ciclo real al que se le eliminan todas las irreversibilidades y 
complejidades internas. Un ciclo ideal se asemeja en gran medida a uno real 
pero conformado por procesos internamente reversibles. 
CONSIDERACIONES BÁSICAS 
La modelación es una herramienta 
poderosa de la ingeniería que 
proporciona gran perspicacia y 
simplicidad a expensas de un poco 
menos de precisión 
El análisis de muchos procesos complejos 
puede ser reducido a un nivel manejable 
utilizando algunas; idealizaciones. 
Un modelo idealizado simple permite a los ingenieros estudiar los efectos de los 
principales parámetros que gobiernan el ciclo sin empantanarse en los detalles. 
El análisis simplificado para diferentes ciclos de potencia que se presenta es de 
interés práctico, pero también sirve como el punto de partida para un estudio 
más amplio. 
3 
Simulación motor de combustión interna usando 
ansys fluent 
4 
5 
Presión dentro del cilindro 
Las máquinas térmicas se diseñan con el propósito de convertir energía 
térmica en trabajo y su desempeño se expresa en términos de la eficiencia 
térmica 
neto
ter
entrada
W
Q
 
Recuerde que el ciclo más eficiente es el ciclo de Carnot, ya que es 
totalmente reversible. 
 
Los ciclos ideales que se estudiarán son internamente reversibles, pero, a 
diferencia del ciclo de Carnot, no son de manera necesaria externamente 
reversibles. 
6 
Idealizaciones y simplificaciones empleadas en el análisis de ciclos de 
potencia: 
1. El ciclo no implica ninguna fricción. 
2. Todos los proceso de expansión y compresión se dan en el modo de 
cuasiequilibrio. 
3. Las tuberías que conectan a los diferentes componentes de un sistema 
están muy bien aisladas y la transferencia de calor por ellas es 
despreciable. 
4. Se ignoran los cambios de energías cinética y potencial del fluido de 
trabajo. 
 
7 
EL CICLO DE CARNOT 
1 Lter
H
T
T
  
El rendimiento del ciclo es: 
8 
La relación de la eficiencia térmica para el ciclo de Carnot transmite un 
importante mensaje que es igualmente aplicable a ciclos ideales y reales: 
la eficiencia térmica aumenta con un incremento en la temperatura 
promedio a la cual se suministra calor hacia el sistema o con una 
disminución en la temperatura promedio a la cual el calor se rechaza del 
sistema. 
9 
SUPOSICIONES DE AIRE ESTÁNDAR 
Los ciclos de potencia de gases reales 
son bastante complejos. Para reducir el 
análisis a un nivel manejable, se utilizan 
las siguientes aproximaciones, conocidas 
comúnmente como suposiciones de aire 
estándar: 
1. El fluido de trabajo es aire que 
circula de modo continuo en un 
circuito cerrado y siempre se 
comporta como un gas ideal. 
 
2. Todos los procesos que integran el 
ciclo son internamente reversibles. 
10 
3. El proceso de combustión es sustituido por un proceso de adición de 
calor desde una fuente externa. 
 
4. El proceso de escape es sustituido por un proceso de rechazo de calor 
que regresa al fluido de trabajo a su estado inicial. 
11 
5. Para simplificar aún más el análisis, con frecuencia se emplea la suposición 
que el aire tiene calores específicos constantes cuyos valores se 
determinan a temperatura ambiente (25°C o 77°F). Cuando se utiliza esta 
suposición, las suposiciones de aire estándar son llamadas suposiciones de 
aire estándar frío. 
MÁQUINAS RECIPROCANTES 
12 
Relación de compresión: 
max
min
BDCPMI
PMS TDC
V VV
r
V V V
  
13 
a) Volumen de desplazamiento 
(displacement volume) 
b) Volumen de espacio 
libre (clearance volume) 
14 
Presión media efectiva (PME) 
Es una presión ficticia que, si actuara 
sobre el émbolo durante toda la carrera 
de potencia, produciría la misma 
cantidad de trabajo neto que el 
producido durante la carrera real 
 
max min
netoWPME kPa
V V


CICLOS DE OPERACIÓN 
15 
Motor de 4 tiempos 
16 
Motor de 2 tiempos 
17 
Ciclo diesel de 2 tiempos 
VENTAJAS Y DESVENTAJAS MOTORES DE 2 TIEMPOS 
18 
Ventajas 
1. Por cada revolución del motor hay una carrera de potencia, por lo tanto, la potencia 
desarrollada será teóricamente doble que el de un motor de cuatro tiempos de las 
mismas dimensiones cuando funcionamiento a la misma velocidad. 
 
2. Para la misma potencia de salida, el desplazamiento del pistón para un motor de 
dos tiempos es casi la mitad que el de uno de cuatro tiempos. Por lo tanto, un 
motor de dos tiempos es casi la mitad menos pesado y por tanto menos costoso. 
 
3. El construcción de un motor de dos tiempos es simple y por lo tanto es menos 
costoso. 
 
4. El motor de dos tiempos ocupa menos espacio, es más ligero y requiere menos 
mantenimiento. 
 
Tomado de: Gupta. “Fundamentals of Internal Combustion Engine” 
19 
Desventajas 
1. Es difícil obtener una buena compactación debido al período mucho más corto 
de tiempo disponible. 
 
2. El motor de dos tiempos tiene rango de velocidad limitada. 
 
3. Las lumbreras de escape (orificios ubicados en el cilindro controladas por 
pistón son susceptibles de formar una cantidad apreciable de depósitos de 
carbono. 
 
4. Debido a la repentina liberación de los gases de combustión, el escape es 
ruidoso. 
Tomado de: Gupta. “Fundamentals of Internal Combustion Engine” 
CICLO OTTO: CICLO IDEAL PARA LAS MAQUINAS DE 
ENCENDIDO POR CHISPA 
21 
22 
23 
Diagramas ciclo OTTO 
Diagramas P-v y T-s para ciclo OTTO ideal 
24 
Balance de energía para cualquiera de los procesos 
es: 
   
neto neto
entrada salida salida entrada
u q w
u q q w w
  
    
 
 
 
 
12 2 1
23 3 2
34 3 4
41 4 1
w u u kJ kg
q u u kJ kg
w u u kJ kg
q u u kJ kg
 
 
 
 
Operando para el ciclo 
Nos hemos apartado de nuestra convención de 
signos. W12 es un número + aunque presenta un 
trabajo de entrada. Q41 es un número + aunque 
presenta una salida de calor. 
25 
U [kJ/kg] T [K] 
1 207.014 290.15 
2 475.342 652.696 
3 1275.342 1575.383 
4 589.235 796.238 
Analizando proceso 1-2 
 
 
, ,
...
neto entrada neto salida
entrada salida
salida entrada
entrada
u q w
u q q
w w
u q
  
  
 
 
0
salidaq

 0 ...
salidaw

  0
2 1
entrada
entrada
w
u u q


 
0
salidaq

 0 ...
salidaw

  
 
0
12
2 1 12
12
12
475.342-207.014=268.328
=268.328
w
u u w
w
w trabajo deentrada


 

26 
U [kJ/kg] T [K] 
1 207.014 290.15 
2 475.342 652.696 
3 1275.342 1575.383 
4 589.235 796.238 
Analizando proceso 1-2 
 
2 1 12
12
12
475.342-207.014=268.328
=268.328
u u w
w
w trabajodeentrada
 

IMPORTANTE: el trabajo w12, se 
obtiene con signo positivo a pesar de 
ser trabajo de entrada debido a que 
en la ecuación de primera ley Ud. ya 
ha tomado en cuenta su signo. 
 
 
12,
...entrada salida
sal entradida
entrada
a
u q q
w
u
w
q
  

 

0
12,salidaq

 0
12,
...
salidaw

  10 2,entradaw 
27 
U [kJ/kg] T [K] 
1 207.014 290.15 
2 475.342 652.696 
3 1275.342 1575.383 
4 589.235 796.238 
Analizando proceso 3-4 
 
 
, ,
...
neto entrada neto salida
entrada salida
salida entrada
entrada
u q w
u q q
w w
u q
  
  
 
 
0
salidaq

 0 ...
salida entradaw w

  0
4 3 entradau u q

 
0
salidaq

 0
34
...
entradaw w

  
 
0
4 3 34 34 3 4
34
34
1275.342-589.235=686.107
=686.107
u u w w u u
w
w trabajode salida

     

28 
U [kJ/kg] T [K] 
1 207.014 290.15 
2 475.342 652.696 
3 1275.342 1575.383 
4 589.235 796.238 
Cálculo del trabajo neto de 
salida 
,
, 34 12
,
,
686.107-268.328
417.779
neto salidasalida entrada
neto salida
neto salida
neto salida
w w w
w w w
w
kJ
w
kg
 
 

 
  
 
   3 2 3 2entrada vq u u c T T   
   4 1 4 1salida vq u u c T T   
Calores de entrada y salida bajo suposiciones de 
aire estándar y aire estándar frío. 
29 
     
     
34 12
3 4 2 1
23 41
3 2 4 1
cycle
cycle
w w w
u u u u kJ kg
w q q
u u u u kJ kg
 
   
 
   
30 
4 1
,
3 2
1 1neto salidath OTTO
entrada entrada
w q T T
q q T T


    

4
1
1
,
3
2
2
1
1
1
th OTTO
T
T
T
T
T
T

  
  
  
 
Los procesos 1-2 y 3-4 son isentrópicos y 
v2=v3 y v4=v1 entonces: 
1 1
31 2 4
2 1 4 3
k k
VT V T
T V V T
 
   
     
   
31 
Sustituyendo 
, 1
1
1th OTTO kr


 
Donde: 
max 1
min 2
V V
r
V V
 
r: es la razón de compresión 
k: es la relación de calores específicos 
p
v
c
k
c

32 
RESUMEN CICLO OTTO IDEAL 
Suposición aire estándar 
cp y cv varían con la temperatura 
(tablas) 
Suposición aire estándar frío 
(formulas – cp y cv ctes) 
 
 
23 3 2
41 4 1
q u u kJ kg
q u u kJ kg
 
 
neto
ter
entrada
W
Q
 
 23 3 2vq c T T 
 41 4 1vq c T T 
, 1
1
1th OTTO kr


 
33 
La eficiencia térmica de máquinas reales de encendido por chispa 
varía de aproximadamente 25 a 30 % 
FORMULAS ADICIONALES 
34 
2 2
1 1.
r
rs const
P P
P P

 
 
 
Pr: presión relativa 
2 2
1 1.
r
rs const
V v
V v

 
 
 
vr: volumen relativo 
Estas fórmulas son estrictamente válidas, para procesos isentrópicos de 
gases ideales. 
35 
ENTALPÍA 
36 
En el análisis de cierto tipo de procesos, particularmente en la 
generación de potencia y en refrigeración, a menudo se encuentra la 
combinación de propiedades u + Pv. Para simplificar y por conveniencia, 
esta combinación se define como una nueva propiedad, entalpía, la cual se 
representa mediante el símbolo h: 
 H U PV kJ
kJh u P
kg

 
  
  
CICLO DIESEL: CICLO IDEAL PARA LAS MAQUINAS DE 
ENCENDIDO POR COMPRESIÓN 
37 
En los motores diesel, la bujía se reemplaza por un inyector de combustible, 
y sólo se comprime el aire durante el proceso de compresión. 
38 
39 
Diagramas P-v y T-s para ciclo diesel ideal 
Diagramas ciclo DIESEL ideal 
40 
   
 
2 3 2 3 2
3 2 3 2
entrada
p
q p v v u u
h h c T T
    
   
   4 1 4 1salida vq u u c T T   
El calor de entrada sería 
El calor de salida sería 
41 
 
4 1
,
3 2
1 1neto salidath DIESEL
entrada entrada
w q T T
q q k T T


    

4
1
1
,
3
2
2
1
1
1
th DIESEL
T
T
T
T
kT
T

  
  
  
 
Ahora se define una nueva cantidad, relación 
de corte de admisión rc, como la relación de 
los volúmenes del cilindro antes y después del 
proceso de combustión: 
3
2
c
V
r
V

42 
Sustituyendo 
 , 1
11
1
1
k
c
th DIESEL k
c
r
r k r


 
     
Donde: 
max 1
min 2
V V
r
V V
 
r: es la razón de compresión 
k: es la relación de calores específicos 
p
v
c
k
c

rc: relación de corte de admisión 
3
2
c
V
r
V

43 
RESUMEN CICLO DIESEL IDEAL 
Suposición aire estándar 
(tablas) 
Suposición aire estándar frío 
(formulas – cp y cv ctes) 
 
 
23 3 2
41 4 1
q h h kJ kg
q u u kJ kg
 
 
neto
ter
entrada
W
Q
 
 23 3 2pq c T T 
 41 4 1vq c T T 
 , 1
11
1
1
k
c
th DIESEL k
c
r
r k r


 
     
44 
La eficiencia térmica de 
máquinas reales de 
encendido por compresión 
varía de aproximadamente 
35 a 40 % 
NOTA 1: 
45 
neto
kJ
W
ciclo
 
 
 
Las unidades del trabajo neto son: 
Entonces para: 
Motor de 4 tiempos: 
 
2
neto neto
n
W W
rev
kJ s
kW
revciclo
ciclo
  
  
 
  
              
    
Motor de 2 tiempos: 
 
1
neto neto
n
W W
rev
kJ s
kW
revciclo
ciclo
  
  
 
  
              
    
NOTA 2: 
46 
Proceso Politrópico: Durante procesos reales de expansión y compresión de 
gases, la presión y el volumen suelen relacionarse mediante : PVn=C ó TVn-1=C 
donde n y C son constantes. Un proceso de esta clase se llama Proceso 
Politrópico. 
 
 2 1
1
b
mR T T
W kJ
n



Para un gas ideal (PV=mRT), esta ecuación se puede escribir también como: 
VENTAJAS DE LOS MOTORES ENCENDIDO POR 
COMPRESIÓN SOBRE LOS DE ENCENDIDO POR 
CHISPA 
47 
Los motores Diesel tienen cierto número de ventajas sobre los motores de 
encendido por chispa debido a la naturaleza del proceso de combustión, 
explicado anteriormente. De hecho, el motor Diesel de inyección directa es 
el más eficiente de los motores de combustión interna disponibles. Esto es 
debido a las siguientes razones. 
• Los motores de encendido por compresión no necesitan estrangular el 
aire de admisión del cilindro, ya que como operan con una mezcla no 
homogénea, la carga puede ser controlada por la cantidad de 
combustible inyectada dentro del cilindro. Por tanto los motores de 
encendido por compresión evitan pérdidas de bombeo lo que resulta en 
mayor eficiencia mecánica. 
48 
La carga inyectada dentro del cilindro no contiene combustible, que podría 
encenderse de manera no intencionada (knock). Por lo tanto, mayores relaciones de 
compresión son posibles, esto a su vez resulta en una mayor eficiencia en la 
conversión de combustible. 
 
En la práctica los motores Diesel tienen mejor eficiencia térmica, debido a que la 
relación de calores específicos (k) del fluido de trabajo es mayor que en el caso de 
motores de ECH. Los motores Diesel trabajan con mayor exceso de aire que los 
motores de ECH. Se ha demostrado que con valores de altos, se obtiene una mayor 
eficiencia térmica efectiva en motores Diesel. 
 
Este tipo de motores tiene una mayor eficiencia volumétrica, debido a que no hay 
pérdidas de flujo en las estrangulaciones (y carburador), no hay calentamiento del 
múltiple de admisión, no hay vapor de combustible (ya que la carga fresca no 
contiene ningún combustible), y finalmente, motores EC tienen menor fracción de gas 
residual. 
 
Sin el problema del golpeteo que tienen los motores ECH, los cilindros del motor 
Diesel pueden ser más largos, lo que resulta en menores pérdidas de calor en 
comparación con motores ECH de la misma potencia. Esto es debido a que la 
potencia del motor se incrementa con la cilindrada, pero pérdidas por transferencia 
de calor con el área superficial. Así, grandes motores diesel (por ejemplo: para 
propulsión naval) pueden lograr eficiencias efectivas del 50%. 
49 
Relación de compresión: El valor de la relación de compresión en los motores 
de ECH varía de 6 a 10, salvo casos excepcionales, mientras que en los motores 
de EC oscila entre 14 y 22. 
 
Peso. El motor de EC, es por lo general, más. pesado que un motor de EB de 
igual cilindrada porque funciona a presión considerablemente mayor. 
DIFERENCIAS PRINCIPALES ENTRE LOS MOTORES 
DE ENCENDIDO POR CHISPA Y ENCENDIDO POR 
COMPRESIÓN 
50 
Inyección de combustible: en la mayor parte de los motores de ECH el aire y el 
combustible son introducidos en la cámara de combustión bajo la forma de mezcla 
gaseosa. La mezcla se efectúa en el carburador, y la regulación de la cantidad de 
mezcla introducida se obtienen por medio de una válvula mariposa. En los 
motores de EC el aire se introduce en la cámara de combustión a través de 
conductos que van a la válvula de aspiración, mientras el combustible se introduce 
directamente por medio de un inyector. 
 
Encendido. El motor de EB requiere un sistema de encendido para generar en la 
cámara de combustión una chispa entre los electrodos de una bujía, para iniciar la 
combustión pueda iniciarse. El motor de EC utiliza la alta temperatura y presión 
obtenidas al comprimir el aireen el cilindro para dar comienzo a la combustión 
cuando el combustible es inyectado. 
EJEMPLOS 
51 
EJEMPLO 9-2 El ciclo de Otto ideal 
 
Un ciclo de Otto ideal tiene una relación de compresión de 8. Al inicio del 
proceso de compresión el aire está a 100 kPa y 17 °C, y 800 kJ/kg de calor se 
transfieren a volumen constante hacia el aire durante el proceso de adición de 
calor. Tome en cuenta la variación de los calores específicos del aire con la 
temperatura y determine: 
 a) La temperatura y presión máximas que ocurren durante el ciclo. 
 b) La salida de trabajo neto 
 c) La eficiencia térmica 
52 
Datos 
r=8. 
P1=100 kPa 
T1=17 °C 
qentrada=800 kJ/kg 
cp y cv variables 
 
Solución 
1
1
1
207.014 /
290.15
675.281r
u kJ kg
T K
v

  

interpolar 
53 
2 2 2
2
1 1
1 1
84.410
675.281 8
r r
r
r
v v v
v
v v r
     
1
1
1
207.014 /
290.15
675.281r
u kJ kg
T K
v

  

Proceso 1-2: Compresión isentrópica 
2
2
2
652.696
84.410
475.342 /
r
T K
v
u kJ kg

  

interpolar 
54 
 
   
2 2 1 1 1 2
2 1
2 1 2 1
2
2
652.696
8 100
290.15
1799.61
P v Pv v T
P P
T T v T
P
P kPa
  
     
  
 
  
 

Proceso 1-2: Compresión isentrópica 
55 
T 
[K] 
P 
[kP] 
vr 
[--] 
U 
[kJ/kg] 
1 290.15 100 675.281 207.014 
2 652.696 1799.61 84.41 475.342 
3 
4 
56 
Proceso 2-3: Adición de calor a volumen constante 
3 2
3
3
800 475.342
1275.342 /
entradaq u u
u
u kJ kg
 
 

interpolar 
3
3
3
1575.383
1275.342 /
6.105r
T K
u kJ kg
v

  

57 
Proceso 2-3: Adición de calor a volumen constante 
 
3 2
3
3
3
3
3
32
3 2
3 2
3
3
800 475.342
1275.342 /
1575.383
1275.342 /
6.105
( )
1575.383
1 (1799.61)
652.696
4343.638
entrada
r
q u u
u
u kJ kg
T K
u kJ kg
v
Tv
P P
v T
P
P kPa
 
 


  

  
   
  
 
  
 

58 
T 
[K] 
P 
[kP] 
vr 
[--] 
U 
[kJ/kg] 
1 290.15 100 675.281 207.014 
2 652.696 1799.61 84.41 475.342 
3 1575.383 4343.638 6.105 1275.342 
4 
59 
Proceso 3-4: Expansión isentrópica 
4 4
3 3
4 3
8
8( ) 48.84
r
r
r r
v v
r
v v
v v
  
 
4
4
4
589.235 /
48.84
796.238
r
u kJ kg
v
T K

  

interpolar 
60 
T 
[K] 
P 
[kP] 
vr 
[--] 
u 
[kJ/kg] 
1 290.15 100 675.281 207.014 
2 652.696 1799.61 84.41 475.342 
3 1575.383 4343.638 6.105 1275.342 
4 796.238 48.84 589.235 
61 
Cálculo calor y rendimiento 
4 1
589.235 267.014
382.221
800 382.221
417.779
salida
salida
salida
neto entrada salida
neto
neto
q u u
q
kJq
kg
w q q
w
kJw
kg
 
 

 
 

,
417.779
52.22%
800
th otto  
EJEMPLOS 
62 
EJEMPLO 9-3 El ciclo Diesel ideal 
 
Un ciclo Diesel ideal con aire como fluido de trabajo tiene una relación de 
compresión de 18 y una relación de corte de admisión de 2. Al principio del 
proceso de compresión el fluido de trabajo está a 14.7 psia, 80°F y 117 pulg3. 
Utilice las suposiciones de aire estándar frío y determine: 
 a) La temperatura y presión del aire al final de cada proceso. 
 b) La salida de trabajo neto en Btu y la eficiencia térmica. 
1
1
3
1
.
.
3
3
2 1
3
3 2
3
4 1
1 1.4 1
1
2 1
2
1
2 1
2
18
2
14.7
80º
117
0.240 / .
0.171 / .
1.4
117
/ 6.5
18
2(6.5) 13
117
117
539.67 1714.89
6.5
CA
p aire
v aire
c
K
r
r
P psia
T F
V m
C Btu lbm R
C Btu lbm R
k
in
V V r in
V rV in
V V in
V
T T R
V
V
P P
V
 








  
  
 
   
     
  


1.4
3 2
3 3 3 32 2
3 2
2 3 2 2
1 0.4
3
4 3
4
3
4 3
4
117
(14.7) 840.812
6.5
840.812
1714.89(2) 3429.78
13
3429.78 1424.19
117
13
840.812
117
K
K
K
psia
P P psia
PV P VPV
T T R
T T P V
V
T T R
V
V
P P
V

  
    
  
 
  
      
  
   
     
  
   
    
  
1.4
1 1
1
38.79psia
PV
PV mRT m
RT

   
63 
Datos 
Solución 
1
1
3
1
18
2
14.7
80º
117
CA
r
r
P psia
T F
V in





1
1
3
1
.
.
3
3
2 1
3
3 2
3
4 1
1 1.4 1
1
2 1
2
1
2 1
2
18
2
14.7
80º
117
0.240 / .
0.171 / .
1.4
117
/ 6.5
18
2(6.5) 13
117
117
539.67 1714.89
6.5
CA
p aire
v aire
c
K
r
r
P psia
T F
V m
C Btu lbm R
C Btu lbm R
k
in
V V r in
V rV in
V V in
V
T T R
V
V
P P
V
 








  
  
 
   
     
  


1.4
3 2
3 3 3 32 2
3 2
2 3 2 2
1 0.4
3
4 3
4
3
4 3
4
117
(14.7) 840.812
6.5
840.812
1714.89(2) 3429.78
13
3429.78 1424.19
117
13
840.812
117
K
K
K
psia
P P psia
PV P VPV
T T R
T T P V
V
T T R
V
V
P P
V

  
    
  
 
  
      
  
   
     
  
   
    
  
1.4
1 1
1
38.79psia
PV
PV mRT m
RT

   
64 
Proceso 1-2: Compresión isentrópica 
1
1
3
1
.
.
3
3
2 1
3
3 2
3
4 1
1 1.4 1
1
2 1
2
1
2 1
2
18
2
14.7
80º
117
0.240 / .
0.171 / .
1.4
117
/ 6.5
18
2(6.5) 13
117
117
539.67 1714.89
6.5
CA
p aire
v aire
c
K
r
r
P psia
T F
V m
C Btu lbm R
C Btu lbm R
k
in
V V r in
V rV in
V V in
V
T T R
V
V
P P
V
 








  
  
 
   
     
  


1.4
3 2
3 3 3 32 2
3 2
2 3 2 2
1 0.4
3
4 3
4
3
4 3
4
117
(14.7) 840.812
6.5
840.812
1714.89(2) 3429.78
13
3429.78 1424.19
117
13
840.812
117
K
K
K
psia
P P psia
PV P VPV
T T R
T T P V
V
T T R
V
V
P P
V

  
    
  
 
  
      
  
   
     
  
   
    
  
1.4
1 1
1
38.79psia
PV
PV mRT m
RT

   
Proceso 2-3: Adición de calor a 
presión constante 
1
1
3
1
.
.
3
3
2 1
3
3 2
3
4 1
1 1.4 1
1
2 1
2
1
2 1
2
18
2
14.7
80º
117
0.240 / .
0.171 / .
1.4
117
/ 6.5
18
2(6.5) 13
117
117
539.67 1714.89
6.5
CA
p aire
v aire
c
K
r
r
P psia
T F
V m
C Btu lbm R
C Btu lbm R
k
in
V V r in
V rV in
V V in
V
T T R
V
V
P P
V
 








  
  
 
   
     
  


1.4
3 2
3 3 3 32 2
3 2
2 3 2 2
1 0.4
3
4 3
4
3
4 3
4
117
(14.7) 840.812
6.5
840.812
1714.89(2) 3429.78
13
3429.78 1424.19
117
13
840.812
117
K
K
K
psia
P P psia
PV P VPV
T T R
T T P V
V
T T R
V
V
P P
V

  
    
  
 
  
      
  
   
     
  
   
    
  
1.4
1 1
1
38.79psia
PV
PV mRT m
RT

   
65 
Proceso 3-4: Expansión isentrópica 
1
1
3
1
.
.
3
3
2 1
3
3 2
3
4 1
1 1.4 1
1
2 1
2
1
2 1
2
18
2
14.7
80º
117
0.240 / .
0.171 / .
1.4
117
/ 6.5
18
2(6.5) 13
117
117
539.67 1714.89
6.5
CA
p aire
v aire
c
K
r
r
P psia
T F
V m
C Btu lbm R
C Btu lbm R
k
in
V V r in
V rV in
V V in
V
T T R
V
V
P P
V
 








  
  
 
   
     
  


1.4
3 2
3 3 3 32 2
3 2
2 3 2 2
1 0.4
3
4 3
4
3
4 3
4
117
(14.7) 840.812
6.5
840.812
1714.89(2) 3429.78
13
3429.78 1424.19
117
13
840.812
117
K
K
K
psia
P P psia
PV P VPV
T T R
T T P V
V
T T R
V
V
P P
V

  
    
  
 
  
      
  
   
     
  
   
    
  
1.4
1 1
1
38.79psia
PV
PV mRT m
RT

   
T 
[R] 
P 
[psia] 
v 
[in3] 
1 539.67 14.7 117 
2 1714.89 840.812 6.5 
3 3429.78 840.812 117 
4 1424.19 38.79 13 
66 
3 3
1 1
3
1
(14.7 )(117 ) 1
(0.3704)(540 ) 1728
0.00498
PV psia in ft
pV mRT m
RT R in
m lbm
 
     
 

Proceso 2-3 adición de calor a presión constante para el cual el trabajo de frontera 
y la variación de energía interna pueden combinarse. 
 
3 2( )
0.00498 (0.240 / . )(3429.78 1714.89)
2.05
entrada p
entrada
entrada
Q c T T
Q lbm Btu lbm R
Q Btu
 
 

67 
Proceso 4-1 rechazo de calora volumen constante. 
4 1
,
( )
0.00498(0.171)(1424.19 539.67)
0.753
2.05 0.753 1.297
1.297
63.3%
2.05
salida v
salida
salida
neto
th diesel
Q mc T T
Q
Q Btu
w Btu

 
 

  
 