91452

Vista previa del material en texto

ANÁLISIS COMPARATIVO DEL DESEMPEÑO MECÁNICO, ENERGÉTICO Y 
AMBIENTAL DE UN MOTOR DIESEL EN FUNCIONAMIENTO MIXTO DIESEL-
GAS NATURAL 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
JAIME ROBERTO GARCÍA MONTENEGRO 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
FUNDACIÓN UNIVERSIDAD DEL NORTE 
DIVISIÓN DE INGENIERÍAS 
DEPARTAMENTO DE INGENIERÍA MECÁNICA 
BARRANQUILLA 
2009
 
 
 
ANÁLISIS COMPARATIVO DEL DESEMPEÑO MECÁNICO, ENERGÉTICO Y 
AMBIENTAL DE UN MOTOR DIESEL EN FUNCIONAMIENTO MIXTO DIESEL-
GAS NATURAL 
 
 
 
 
JAIME ROBERTO GARCÍA MONTENEGRO 
 
 
 
 
Tesis de grado presentada como requisito para optar al título de 
Magíster en Ingeniera Mecánica 
 
 
 
Director: 
Ph.D Lesmes A. Corredor M. 
 
 
 
FUNDACIÓN UNIVERSIDAD DEL NORTE 
DIVISIÓN DE INGENIERÍAS 
DEPARTAMENTO DE INGENIERÍA MECÁNICA 
BARRANQUILLA 
2009 
 
 iii
 
 
 
NOTA DE ACEPTACIÓN: 
_______________________________
_______________________________
_______________________________
_______________________________
_______________________________ 
 
 
 
 
_______________________________ 
Firma Presidente del Jurado 
 
 
 
_______________________________ 
Firma del Jurado 
 
 
 
_______________________________ 
Firma del Jurado 
 
 
 
 
Barranquilla, Julio de 2009 
 
 iv 
 
 
 
Dedicatoria 
 
 
A mi abuelo (QEPD), te llevo en mi 
corazón y estás conmigo en este y 
todos mis logros. 
 
A mis Padres por todo su amor y 
apoyo incondicional en cada etapa de 
mi vida. 
 
A Mile porque haces más valioso cada 
uno de mis logros, a todos mis amigos 
y compañeros de promoción porque 
no hubiese sido lo mismo sin ustedes. 
 
 
Jaime Roberto 
 
 v
 
 
 
AGRADECIMIENTOS 
 
El autor desea expresar su agradecimiento: 
 
Al Ingeniero Lesmes Corredor por la dirección del Trabajo de Investigación y su 
valioso aporte a lo largo de mi carrera profesional. 
 
Al Ingeniero Marco Sanjuán por su asesoría en la fase experimental de esta 
investigación, por su valiosa amistad y apoyo incondicional a lo largo de la 
maestría. 
 
A mis amigos Pedro, José, Iván, Fabio, Carlos C, quienes a lo largo de la maestría 
han sido parte importante no solo de esta investigación sino de cada nuevo reto 
propuesto. 
 
Al Departamento de Ingeniería Mecánica y en especial al Grupo UREMA porque 
de todos y cada uno de sus miembros he aprendido la importancia de la 
Investigación Aplicada a desarrollos y que con esfuerzo y dedicación se pueden 
lograr grandes cosas. 
 
 vi 
 
 
 
LISTA DE SIMBOLOS 
 
K: Grados Kelvin 
MPa: Unidades de Presión, x 106 Pa 
N: Unidades de Fuerza, Newton 
m: Unidades de Longitud, Metros 
rc: Relación de Compresión 
Vc: Volumen Libre 
Vd: Volumen Desplazado 
P: Potencia 
π: Número Pi 
N: Régimen o Velocidad de Giro (rev/s) 
T: Para o Torque (N.m) 
W: Trabajo 
p: Presión 
dV: Diferencia de Volumen 
nR: Número de Revoluciones por ciclo 
ηm: Eficiencia Térmica 
mf: Flujo Másico de Combustible 
ηf: Eficiencia de Conversión de Combustible 
PCI: Poder Calorífico Inferior del Combustible 
A/F: Relación Aire – Combustible 
ma: Flujo Másico de Aire 
λ: Relación de Equivalencia 
ηv: Eficiencia Volumétrica 
ρ: Densidad 
C: Carbono 
 
 vii
CO: Monóxido de Carbono 
CO2: Dióxido de Carbono 
O2: Oxígeno 
H2: Hidrógeno 
H2O: Agua 
N2: Nitrógeno 
HC: Hidrocarburos Sin Quemar 
NOx: Óxidos Nítricos 
Q: Calor 
h: Entalpía 
U: Energía Interna 
Σ: Sumatoria 
dt: Diferencial de tiempo 
cv: Calor Específico 
γ: Relación de Calores Específicos 
Vm: Cilindrada del Motor 
Va: Flujo Volumétrico de Aire 
A: Área 
β: Probabilidad de Error Tipo II 
α: Nivel de Significancia 
H: Hipótesis Nula 
F: Valor F, Distribución Estadística 
σ2: Varianza 
 
 viii
 
 
 
CONTENIDO 
Pag. 
INTRODUCCIÓN ................................................................................................... 15 
1. DESCRIPCIÓN DEL PROBLEMA .......................................................... 17 
1.1 ANTECEDENTES ................................................................................... 17 
1.2 JUSTI FICACIÓN .................................................................................... 19 
1.3 OBJETIVOS ............................................................................................ 20 
1.4 METODOLOGÍA ..................................................................................... 21 
1.5 REVISIÓN DEL ESTADO DEL ARTE ..................................................... 26 
2. MARCO TEÓRICO ................................................................................. 37 
2.1 TIPOS DE MOTORES Y SU OPERACIÓN............................................. 37 
2.2 PARÁMETROS DE OPERACIÓN Y DE DISEÑO EN MOTORES .......... 42 
2.3 COMBUSTIÓN ESTEQUIOMÉTRICA .................................................... 48 
2.4 COMBUSTIÓN EN MOTORES DE ENCENDIDO POR COMPRESIÓN 50 
2.5 FORMACIÓN DE CONTAMINANTES .................................................... 56 
3. DISEÑO DEL MEZCLADOR TIPO VENTURI Y ANÁLISIS ESTADÍSTICO 
DE PRUEBAS PRELIMINARES ............................................................................ 60 
3.1 DISEÑO DEL MEZCLADOR ................................................................... 60 
3.2 ANÁLISIS ESTADÍSTICO DE PRUEBAS PRELIMINARES ................... 66 
4. RESULTADOS PRUEBAS EXPERIMENTALES .................................... 70 
4.1 Caracterización del Motor en modo Diesel ............................................. 70 
4.2 Resultados Pruebas Experimentales ...................................................... 72 
5. CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES ........................................ 106 
BIBLIOGRAFÍA .................................................................................................... 110 
ANEXOS .............................................................................................................. 114 
 
 ix 
 
 
 
LISTA DE TABLAS 
Pag. 
Tabla 1.1. Características motor de laboratorio Uninorte. ...................................... 23 
Tabla 1.2. Características motor ensayado por Daisho et. al. ............................... 26 
Tabla 1.3. Características Motor ensayado por Barata. ......................................... 28 
Tabla 1.4. Características Motor ensayado por Gerbert, et. al. ............................. 29 
Tabla 1.5. Características Motor ensayado por Poonia et. al ................................ 29 
Tabla 1.6. Características Motor ensayado por Gunea et. al. ................................ 31 
Tabla 1.7. Características Motor ensayado por Abd Alla, et. al. ............................ 32 
Tabla 1.8. Características Motor ensayado por Papagiannakis, et. al ................... 34 
Tabla 2.1. Tasas de Reacción para emisiones de NO. .......................................... 57 
Tabla 3.1. Especificaciones técnicas del motor y condiciones de operación. ........ 61 
Tabla 3.2. Dimensiones del Mezclador Diseñado .................................................. 65 
Tabla 3.3. Pruebas Preliminares en modo Diesel .................................................. 69 
Tabla 3.4. Pruebas Preliminares en modo Diesel-Gas .......................................... 69 
Tabla 3.5. Resultados Cálculo de Número de Réplicas. ........................................ 69 
Tabla 4.1. Factores y Niveles del Diseño Propuesto. ............................................ 72 
Tabla 4.2. Variables de Respuesta del Experimento propuesto. ........................... 72 
Tabla 4.3. Resultados Pruebas Experimentales en modo Diesel. ......................... 73 
Tabla 4.4. Resultados Emisiones Contaminantes en modo Diesel. ....................... 74 
Tabla 4.5. Resultados Pruebas Experimentales en modo Diesel-Gas Natural. ..... 75 
Tabla 4.6. Resultados Emisiones Contaminantes en modo Diesel-Gas Natural. .. 76 
Tabla 4.7. ANOVA Consumo Específico de Combustible, Diesel. ......................... 77 
Tabla 4.8. ANOVAConsumo Específico de Combustible, Diesel-Gas. ................. 78 
Tabla 4.9. ANOVA Eficiencia de Conversión de Combustible, Diesel. .................. 81 
Tabla 4.10. ANOVA Eficiencia de Conversión de Combustible, Diesel-Gas Natural.
 ............................................................................................................................... 82 
 
 x
Tabla 4.11. ANOVA Eficiencia Volumétrica, Diesel. .............................................. 84 
Tabla 4.12. ANOVA Eficiencia Volumétrica, Diesel-Gas Natural. .......................... 85 
Tabla 4.13. ANOVA Porcentaje de Sustitución, Diesel-Gas Natural. ..................... 87 
Tabla 4.14. ANOVA Emisiones NO, Diesel. ........................................................... 89 
Tabla 4.15. ANOVA Emisiones NO, Diesel-Gas Natural. ...................................... 90 
Tabla 4.16. ANOVA Emisiones CO2, Diesel. ......................................................... 92 
Tabla 4.17. ANOVA Emisiones CO2, Diesel-Gas Natural. ..................................... 93 
Tabla 4.18. ANOVA Emisiones HC, Diesel. ........................................................... 95 
Tabla 4.19. ANOVA Emisiones HC, Diesel-Gas Natural. ....................................... 96 
Tabla 4.20. Eficiencias Térmicas para 2000 rpm, Diesel y Diesel-Gas Natural. .. 102 
Tabla 4.21. Eficiencias Térmicas para 2166 rpm, Diesel y Diesel-Gas Natural. .. 103 
Tabla 4.22. Eficiencias Térmicas para 2333 rpm, Diesel y Diesel-Gas Natural. .. 104 
Tabla 4.23. Eficiencias Térmicas para 2500 rpm, Diesel y Diesel-Gas Natural. .. 105 
 
 
 xi 
 
 
 
LISTA DE FIGURAS 
Pag. 
Figura 1.1. Banco de Ensayos Instrumentado. ...................................................... 23 
Figura 1.2. Disposición del sistema de Conversión Mixto Diesel-Gas Natural ....... 24 
Figura 2.1. Ciclo de Operación de 4-tiempos. ........................................................ 40 
Figura 2.2. Relación de Compresión. ..................................................................... 43 
Figura 2.3. Disposición Motor – Celda de carga .................................................... 43 
Figura 2.4. Diagrama P-v ciclo 4-Tiempos ............................................................. 45 
Figura 2.5. Concentraciones de NO y NO2 para motores Diesel y Gasolina. ........ 57 
Figura 3.1. Mezclador Tipo Venturi para el Sistema de Conversión. ..................... 66 
Figura 3.2. Curvas de Operación Característica para análisis de Varianza con 
efectos Fijos. .......................................................................................................... 68 
Figura 4.1. Curvas a Carga Máxima del motor de Ensayos. .................................. 71 
Figura 4.2. Diferencia entre medias del factor Par, Diesel. .................................... 78 
Figura 4.3. Diferencia entre medias del factor Par, Diesel-Gas. ............................ 79 
Figura 4.4. Variación del Consumo Específico de Combustible para Diesel y 
Diesel-Gas Natural. ................................................................................................ 80 
Figura 4.5. Comparación de Medias para Consumo Específico de Combustible, 
Diesel y Diesel-Gas Natural. .................................................................................. 80 
Figura 4.6. Diferencia entre Medias para Eficiencia de Conversión de Combustible, 
Diesel. .................................................................................................................... 81 
Figura 4.7. Diferencia entre Medias para Eficiencia de Conversión de Combustible, 
Diesel-Gas Natural. ................................................................................................ 82 
Figura 4.8. Variación de la Eficiencia de Conversión de Combustible para Diesel y 
Diesel-Gas Natural. ................................................................................................ 83 
Figura 4.9. Comparación de Medias para Eficiencia de Conversión de 
Combustible, Diesel y Diesel-Gas Natural. ............................................................ 83 
 
 xii
Figura 4.10. Diferencia entre Medias para Eficiencia Volumétrica, Diesel. ............ 84 
Figura 4.11. Diferencia entre Medias para Eficiencia Volumétrica, Diesel-Gas 
Natural. .................................................................................................................. 85 
Figura 4.12. Variación de la Eficiencia Volumétrica para Diesel y Diesel-Gas 
Natural. .................................................................................................................. 86 
Figura 4.13. Comparación de Medias para Eficiencia Volumétrica, Diesel y Diesel-
Gas Natural. ........................................................................................................... 86 
Figura 4.14. Diferencia entre Medias para Porcentaje de Sustitución, Diesel-Gas 
Natural. .................................................................................................................. 88 
Figura 4.15. Variación Porcentaje de Sustitución, Diesel-Gas Natural. ................. 88 
Figura 4.16. Diferencia entre Medias para Emisiones NO, Diesel. ........................ 90 
Figura 4.17. Diferencia entre Medias para Emisiones NO, Diesel-Gas Natural. .... 90 
Figura 4.18. Variación Emisiones de NO para Diesel y Diesel-Gas Natural. ......... 91 
Figura 4.19. Diferencia entre Medias para Emisiones NO, Diesel y Diesel-Gas 
Natural. .................................................................................................................. 91 
Figura 4.20. Diferencia entre Medias para Emisiones CO2, Diesel. ....................... 92 
Figura 4.21. Diferencia entre Medias para Emisiones CO2, Diesel-Gas Natural.... 93 
Figura 4.22. Variación Emisiones de CO2 para Diesel y Diesel-Gas Natural. ........ 94 
Figura 4.23. Diferencia entre Medias para Emisiones CO2, Diesel y Diesel-Gas 
Natural. .................................................................................................................. 94 
Figura 4.24. Diferencia entre Medias para Emisiones HC, Diesel. ........................ 95 
Figura 4.25. Diferencia entre Medias para Emisiones HC, Diesel-Gas Natural. .... 96 
Figura 4.26. Variación Emisiones de HC para Diesel y Diesel-Gas Natural. ......... 97 
Figura 4.27. Diferencia entre Medias para Emisiones HC, Diesel y Diesel-Gas 
Natural. .................................................................................................................. 97 
Figura 4.28. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en cámara de 
Combustión, 2500 rpm y 80% de carga. ................................................................ 98 
Figura 4.29. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en cámara de 
Combustión, 2000 rpm y 20% de carga. ................................................................ 99 
 
 xiii
Figura 4.30. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en cámara de 
Combustión, 2166 rpm y 50% de carga. .............................................................. 100 
Figura 4.31. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en cámara de 
Combustión. ......................................................................................................... 101 
Figura 4.32. Curvas de Presión contra Ángulo de Giro del Cigüeñal en cámara de 
Combustión. ......................................................................................................... 101 
Figura 4.33. Diagramas P-v para 2000 rpm. ........................................................ 102 
Figura 4.34. Diagramas P-v para 2166 rpm. ........................................................ 103 
Figura 4.35. Diagramas P-v para 2333 rpm. ........................................................ 104 
Figura 4.36. Diagramas P-v para 2333 rpm. ........................................................ 105 
 
 xiv
 
 
 
LISTADE ANEXOS 
Pag. 
ANEXO A. CARACTERÍSTICAS DE LOS SENSORES UTILIZADOS DURANTE 
LAS PRUEBAS EXPERIMENTALES. .................................................................. 115 
ANEXO B. PLANOS DE FABRICACIÓN MEZCLADOR TIPO VENTURI. ........... 117 
ANEXO C. CORRIDAS ALEATORIZADAS DEL EXPERIMENTO DISEÑADO. .. 118 
ANEXO D. GRÁFICOS DE VERIFICACIÓN DE SUPUESTOS ESTADÍSTICOS.
 ............................................................................................................................. 119 
 
 
 15
 
 
 
INTRODUCCIÓN 
 
La problemática actual generada por el consumo masivo de combustibles fósiles y 
sus efectos negativos a nivel ambiental y económico han abierto la posibilidad 
para que los combustibles alternativos sean vistos como una necesidad inminente. 
A pesar de no ser un combustible alternativo el uso del Gas Natural ha crecido 
enormemente, a pesar de que su uso en motores de encendido por compresión 
(diesel) ha ido ganando interés general, su masificación estará ligada a 
consideraciones estrictamente técnicas que dificultan su penetración en 
aplicaciones de automoción. 
 
Por lo anterior, en este trabajo se evaluará el desempeño energético y ambiental 
de un motor de encendido por compresión operando con un sistema de conversión 
mixto Diesel-Gas Natural. Para esto se diseñará e implementará un sistema de 
conversión, sin modificar el diseño original del motor, y a través de la 
experimentación y el análisis estadístico de experimentos se buscará comparar los 
resultados obtenidos durante la operación normal y mixta del motor. Se espera 
encontrar el mayor porcentaje de sustitución de diesel por gas natural para 
diferentes condiciones de operación del banco de ensayos y establecer las 
emisiones correspondientes a la operación del sistema de conversión 
implementado. 
 
Esta investigación está enmarcada dentro de la línea de investigación en 
combustibles alternativos del Grupo de Investigación en Uso Racional de la 
Energía y Preservación del Medio Ambiente (UREMA). En los últimos 4 años se 
ha trabajado el tema Diesel – Gas definiendo claramente las ventajas y 
desventajas de los sistemas de conversión propuestos, pero hasta el momento no 
 
 16
se han realizado estudios experimentales que sirvan de punto de partida para 
proponer mejoras y validar conclusiones teóricas obtenidas en investigaciones 
previas. A nivel nacional no se encuentran publicaciones que hagan referencia al 
análisis comparativo propuesto, mientras que a nivel internacional se apunta a 
mejorar las prestaciones obtenidas durante las pruebas experimentales. 
 
En el primer Capítulo se muestra la descripción del problema objeto de la 
investigación y una revisión en orden cronológico de las publicaciones más 
representativas en el tema Diesel – Gas Natural; el segundo Capítulo presenta la 
fundamentación teórica relacionada con motores de encendido por compresión, el 
tercer Capítulo detalla el diseño del mezclador tipo venturi y análisis de pruebas 
preliminares, el cuarto capítulo muestra todos los resultados experimentales y 
finalmente el quinto capítulo presenta las conclusiones y recomendaciones 
producto del análisis de los resultados obtenidos. 
 
 17
 
 
 
1. DESCRIPCIÓN DEL PROBLEMA 
 
1.1 ANTECEDENTES 
 
El uso de los Motores de Encendido por Compresión (MEC), más conocidos como 
motores Diesel, ha crecido a tal punto que es uno de los mercados más grandes 
alrededor del mundo, según el “Boletín Estadístico de Minas y Energía 2003 – 
2008” en Colombia se apreció un continuo crecimiento en la demanda del 
combustible diesel, pasando de 70,000 barriles/día en el 2003 a en promedio 
81,295 barriles/día en 2007 [1], lo cual evidencia el notable crecimiento en el uso 
de este tipo de motores. No obstante, inconvenientes asociados a la eficiencia y a 
las emisiones contaminantes de los motores de combustión interna sumado a la 
mala calidad de los combustibles que estos usan, no dejan de ser un reto para 
fabricantes, usuarios y en general para los países que hacen parte del Protocolo 
de Kyoto. 
 
La problemática asociada a la reducción de las emisiones contaminantes ha 
incentivado la implementación de diferentes estrategias que ayuden a disminuir la 
generación de gases de efecto invernadero producto inherente de la combustión 
de combustibles fósiles. Mientras el Hidrógeno se proyecta como el combustible 
que gobernará el funcionamiento de los motores en el futuro, distintas alternativas 
se consideran en el corto plazo como una realidad inminente, por ejemplo el uso 
de combustibles alternativos como el Biodiesel o el Alcohol Carburante y con 
algunas modificaciones técnicas el uso de Combustibles Gaseosos en motores de 
Combustión Interna. En Colombia actualmente se encuentra reglamentado el uso 
de Alcohol Carburante (Etanol al 100%) y Biodiesel como mezclas parciales con la 
 
 18
Gasolina (Ley 693 de 2001) y el ACPM (Resolución 1289 de 2005) 
respectivamente. 
 
En cuanto al uso de combustibles gaseosos en motores de combustión interna en 
el país se ha incentivado el uso de Gas Natural en motores de encendido 
provocado (MEP) o motores a Gasolina pasando de 29,922 vehículos convertidos 
en 2003 a 261,458 en Julio de 2008 [1]. Para los Motores Diesel existen dos 
tendencias claramente definidas a nivel mundial, la primera consiste en modificar 
el ciclo termodinámico del motor y la segunda manteniendo el ciclo original se 
sustituye parte del diesel por un combustible gaseoso, siendo más común el uso 
de Gas Natural [2], pero la implementación de estas en Colombia aun no está 
definida y a nivel mundial son muy pocas las empresas que comercializan este 
tipo de conversiones. 
 
La sustitución en gran proporción del Combustible Diesel por gas natural se 
conoce como Motores en funcionamiento Mixto, y su implementación no implica 
modificaciones definitivas en el diseño original de la máquina, por lo cual se puede 
seguir operando con el combustible original sin mayores inconvenientes. Diversos 
estudios referentes a esta tecnología se encuentran publicados, en mayo de 1982 
T. Akeroyd [3] registró una patente relacionada al diseño de un sistema de 
conversión Diesel-Gas Natural, sus resultados muestran sustituciones hasta del 
80%. También se encuentran estudios que buscan mejorar el desempeño del 
sistema para distintas condiciones de operación y para combustibles de menor 
calidad; por ejemplo M. Razavi y G. Karim [4] en su investigación evaluaron el 
rendimiento de un motor mixto funcionando con gases pobres mostrando la 
posibilidad de mejorar la sostenibilidad de la solución. 
 
Por otra parte a nivel comercial este tipo de motores se encuentran 
comercializados por Caterpillar con desarrollos de Westport Cummins en los 
modelos 3126B, C-10 y C-12 DF obteniendo sustituciones mayores al 80% [5], y 
 
 19
su evolución ha llegado al desarrollo de inyectores mixtos implementados en la 
referencia Cummins ISX400, [6]. Cabe resaltar que no se registran publicaciones 
relacionadas con la implementación de sistemas mixtos Diesel-Gas en Colombia. 
 
1.2 JUSTI FICACIÓN 
 
Existen diferentes factores que obligan a pensar en combustibles alternativos para 
sustituir total o parcialmente los combustibles fósiles derivados del petróleo, entre 
estos se encuentran las elevadas emisiones contaminantes, las continuas alzas en 
los precios del crudo a nivel mundial, la calidad de los combustibles utilizados en 
nuestro país, la necesidad de importar dichos combustibles para satisfacer la 
demanda nacional, por mencionar algunas de las más significativas, dentro de las 
posibles soluciones se encuentra el Gas Natural cuya combustión en motores es 
mucho más amigable con el medio ambiente, y que además de ser más 
económico, el servicio de Gas Natural se encuentra bien distribuido alrededor de 
la mayor parte del territorio nacional, por lo cual se generauna excelente 
oportunidad para que este combustible gaseoso sea implementado en motores 
mixtos, es decir máquinas que operan con más de un combustible. 
 
Este proyecto pretende desarrollar un sistema de conversión para motores mixtos 
Diesel-Gas Natural, basado en estudios técnicos, analíticos y experimentales que 
permitan en un motor diesel de laboratorio, monocilíndrico y de aspiración natural 
sustituir la mayor cantidad de ACPM por Gas Natural, comparando su 
comportamiento con el original del motor y analizando el desempeño energético y 
ambiental del mismo. Además se busca desarrollar una metodología de 
conversión mixta para motores estacionarios de generación eléctrica, que pueda 
implementarse en las Zonas No Interconectadas a nivel nacional. Este tipo de 
sistemas representarían ventajas ambientales dado que la combustión del gas 
natural produce menos emisiones contaminantes, y económicas porque al sustituir 
un porcentaje significativo del diesel por gas natural, la inversión necesaria en 
 
 20
combustible es menor; además de la flexibilidad que brinda en caso de ausencia 
del gas natural, que el motor puede seguir funcionando normalmente con Diesel. 
Por otro lado, sirve como primer paso hacia una sustitución final de Diesel por 
Biodiesel y Gas Natural por Biogás haciendo del sistema de conversión una 
opción más sostenible y amigable con el medio ambiente. 
 
 
 
1.3 OBJETIVOS 
 
1.3.1. OBJETIVO GENERAL 
 
• Analizar y Comparar el desempeño mecánico, energético y ambiental de un 
motor de encendido por compresión de laboratorio, operando con un sistema 
de conversión mixto Diesel-Gas Natural. 
 
1.3.2. OBJETIVOS ESPECÍFICOS 
 
• Caracterizar el funcionamiento de un motor diesel estacionario monocilíndrico 
operando con Diesel. 
• Diseñar e implementar un mezclador Gas Natural-Aire en un motor diesel de 
laboratorio. 
• Determinar los mayores porcentajes de sustitución posibles para distintas 
condiciones de operación del motor ensayado. 
• Comparar el consumo específico de combustible, la potencia, y las emisiones 
contaminantes obtenidas para diferentes condiciones de operación en el modo 
mixto Diesel-Gas y Diesel convencional. 
 
 21
 
 
 
1.4 METODOLOGÍA 
 
Con el fin de alcanzar los objetivos propuestos en este proyecto, se 
implementaran las diferentes fases de desarrollo de proyectos de investigación 
tales como: búsqueda de información, primaria y secundaria, continuo análisis de 
la información recolectada, desarrollo de pruebas experimentales de laboratorio y 
evaluación de resultados que permitan desarrollar los objetivos trazados. 
 
A continuación se presentan los componentes de la metodología propuesta: 
 
1.4.1. BÚSQUEDA Y ANÁLISIS DE LA INFORMACIÓN 
 
Se utilizó la información publicada por centros de investigación, universidades e 
institutos públicos y privados, en bases de datos, revistas, publicaciones 
especializadas y otras fuentes electrónicas disponibles en la Universidad, para 
guiar y fundamentar el desarrollo del proyecto. La información obtenida permitió la 
determinación del estado del arte de los sistemas de conversión Diesel-Gas 
Natural aplicables al tipo de motor a ensayar, lo cual será la base para establecer 
los fundamentos teóricos y el desarrollo experimental, para cumplir los objetivos 
que se han planteado. 
 
1.4.2. DISEÑO Y CONSTRUCCIÓN DEL MEZCLADOR AIRE-GAS 
NATURAL 
 
Para la implementación del sistema de conversión se realizó la modificación del 
sistema de admisión de aire con un dispositivo de mezclado que cumpla entre 
otras con las siguientes especificaciones: 
 
 
 22
• Proporcionar una mezcla homogénea del Aire y el Gas Natural 
• Permitir variar el flujo de gas dependiendo de las condiciones de operación 
• Garantizar la relación aire/combustible que permita el inicio de la 
combustión del diesel 
 
Para el diseño del mezclador se deben considerar factores del funcionamiento del 
motor como capacidad volumétrica, velocidades de rotación, relaciones aire 
combustible, entre otras. Estas se determinaron realizando pruebas utilizando 
100% ACPM para caracterizar el comportamiento del motor a diferentes cargas y 
determinar las condiciones del flujo de Aire-Gas Natural que satisfagan este 
proceso. 
 
De las diferentes alternativas en cuanto al diseño del mezclador se analizarán las 
que cumplan con las necesidades de aplicaciones estacionarias, caso específico 
del motor a ensayar. 
 
1.4.3. CARACTERIZACIÓN DEL FUNCIONAMIENTO DEL MOTOR 
OPERANDO CON DIESEL 
 
De las pruebas realizadas con 100% diesel se obtuvo el mapa de potencia del 
motor de laboratorio a ensayar. Se implementó el mezclador Gas Natural-Aire 
construido y se diseñó un experimento que permita evaluar el comportamiento del 
motor en puntos significativos de operación y obtener el porcentaje de sustitución 
de diesel por Gas Natural más adecuado para el funcionamiento normal del motor. 
 
Las pruebas se realizaron en un banco experimental dispuesto, Figura 1.1., con 
sensores que permiten obtener los valores de: 
 
• Temperatura ambiente 
• Temperatura del Aceite 
 
 23
• Temperatura de Gases de Escape 
• Presión en Cámara de Combustión 
• Consumo de Combustible 
• Consumo de Aire 
• Velocidad de Giro 
 
Las curvas características del motor, torque, potencia y consumo específico de 
combustible en función de la velocidad de giro, se obtienen del programa incluido 
en el banco de ensayos. Los demás cálculos requeridos fueron obtenidos a partir 
de la correlación de las variables mencionadas. De las ecuaciones 
termodinámicas y correlaciones de variables se calcularán los porcentajes de 
sustitución predichos para el posterior análisis del porcentaje de sustitución 
finalmente logrado. Las características del motor se presentan en la Tabla 1.1. 
 
Tabla 1.1. Características motor de laboratorio Uninorte. 
Funcionamiento
Diesel 4 tiempos, refrigerado por aire, 
aspiración natural
Cilindros 1
Diámetro 69mm
Carrera 62mm
Cilindrada 232cc
Potencia Máxima 1.5 kW a 3000 rpm 
 
Figura 1.1. Banco de Ensayos Instrumentado. 
 
 
 
 24
1.4.4. ESTUDIO EXPERIMENTAL DEL FUNCIONAMIENTO MIXTO 
DIESEL-GAS NATURAL 
 
Para las curvas características obtenidas en las pruebas realizadas se evaluaron 
las diferencias de los resultados obtenidos para el motor funcionando con ACPM y 
en funcionamiento mixto con Gas natural. Para esto se llevo a cabo una fase 
experimental que permitió evaluar el desempeño mecánico, energético y ambiental 
del motor para distintas condiciones de carga y régimen de giro, se analizaron 
comparativamente las curvas obtenidas durante dichos ensayos y se determinaron 
las implicaciones del uso del Gas Natural como combustible que sustituya al diesel 
convencional. 
 
A continuación se presenta un esquema del montaje experimental para el sistema 
de conversión mixto Diesel-Gas Natural: 
 
Figura 1.2. Disposición del sistema de Conversión Mixto Diesel-Gas Natural 
Motor 
DieselFreno
Filtro Aire
Línea de 
Gas
Venturi
Gases de Escape
Diesel
 
 
1.4.5. ANÁLISIS DE RESULTADOS 
 
Una vez concluida la fase experimental se realizó el análisis de resultados, 
utilizando análisis estadístico de experimentos y los parámetros comparativos de 
operación de motores de combustión interna, se evaluó el desempeño del motor 
de ensayos funcionando con el sistema de conversión mixto implementado. Las 
conclusiones y recomendaciones buscan incentivar desarrollos asociados al 
 
 25
mejoramiento del sistema implementado y a las prestaciones obtenidas por el 
mismo. 
 
 26
 
 
 
1.5 REVISIÓN DEL ESTADO DEL ARTE 
 
A continuación se presentan en orden cronológico las publicaciones que presentan 
características similares a las condiciones, equipos y objetivos enmarcados en el 
desarrollo de esta investigación: 
 
Daisho, et. al. (1995) [7]. En su investigación buscaron mejorar el comportamientodel motor a bajas cargas ya que encontraron que para esta condición de operación 
se presentaban bajas eficiencias térmicas e incrementos en la cantidad de 
combustible sin quemar. Para esto analizaron 3 variables del proceso y su 
incidencia en el desempeño del motor mixto; tiempo de avance de la ignición, 
estrangulación del aire, y recirculación de los gases de escape. Modificando el 
tiempo de avance mejoraban la combustión, la variación del aire les permitió 
aumentar la concentración relativa del gas en la mezcla mejorando la ignición y la 
combustión de la mezcla. Al aumentar la temperatura de la carga que ingresa a la 
cámara de combustión se eleva la temperatura de los gases de escape con los 
cuales se podrá obtener una mejor combustión, aunque se pueden presentar 
algunos inconvenientes con respecto a las emisiones estos efectos se pueden 
contrarrestar con post-enfriamiento de los gases de escape. 
 
El motor utilizado en para esta experimentación tiene las siguientes 
características: 
 
Tabla 1.2. Características motor ensayado por Daisho et. al. 
Funcionamiento
Diesel 4 tiempos, Inyección indirecta, Refrigerado 
por agua, aspiración natural.
Cilíndros 4
Diámetro 102mm
Carrera 118mm
Relación de Compresión 17:1 
Fuente: Daisho et. al. [7] 
 
 27
Los resultados obtenidos para los cambios evaluados en el tiempo de avance de 
la inyección reflejaron mejoras mínimas en la eficiencia térmica, debido a que la 
duración de la combustión no es menor y se incrementaron las emisiones de NOx 
con la variación del tiempo de avance, por lo tanto este aspecto no se consideró 
como efectivo en el mejoramiento de las emisiones del motor en funcionamiento 
mixto. El análisis de los resultados obtenidos mediante la estrangulación del aire 
de entrada les arrojó que se presentó una mejor combustión con menor tiempo de 
duración, sin embargo los efectos de esta variación resultaron ser perjudiciales en 
la mejora de la eficiencia térmica. Con la recirculación de gases de escape 
calientes se mejora la eficiencia térmica debido a las altas temperaturas de la 
mezcla que entra al motor y a que se vuelve a quemar el combustible que no se 
quemó inicialmente. Se disminuyen las emisiones de NOx y se disminuyen los 
humos para altas concentraciones de gas. Si se enfría el gas de escape se 
obtienen menores eficiencias térmicas pero se reducen aun más las emisiones de 
los NOx por lo tanto el efecto de esta variable es más significativo en las 
emisiones que en la eficiencia térmica del proceso. 
 
Barata (1995), [8] por su parte, realizó un estudio experimental para evaluar el uso 
de combustibles gaseosos como alternativa para motores diesel sin tener que 
realizar mayores cambios en el diseño original del motor. El combustible gaseoso 
utilizado en esta investigación fue propano y el diesel fue inyectado mediante el 
sistema de inyección convencional del motor evaluado. Durante las pruebas del 
sistema mixto lograron sustituir 90 % del diesel por propano manteniendo un 
comportamiento similar de la eficiencia al del motor diesel convencional. 
 
El motor utilizado en las pruebas tiene las siguientes características: 
 
 
 28
Tabla 1.3. Características Motor ensayado por Barata. 
Funcionamiento
Diesel 4 tiempos, Inyección indirecta, Refrigerado 
por agua, aspiración natural.
Cilíndros 2
Diámetro 100mm
Carrera 125mm
Relación de Compresión 18:1 
Fuente: Barata [8] 
Los resultados obtenidos en las pruebas experimentales para distintas condiciones 
de carga y distintos porcentajes de sustitución del diesel por propano permitieron 
concluir que a altas cargas y para la carga máxima la eficiencia térmica fue 
ligeramente menor para el modo mixto que para el de diesel normal. Para una 
velocidad de giro constante la potencia máxima de salida se incrementó en un 
20% para la operación en modo mixto. En cuanto a las emisiones contaminantes 
se incrementaron notablemente las de CO, y su efecto fue más significativo a 
cargas menores al 50% de la carga máxima, por otra parte las emisiones de NOx 
se disminuyeron para todas las condiciones de operación evaluadas en 
funcionamiento mixto. 
 
Gebert, et. al. (1997), [9], En esta investigación los autores buscaron desarrollar 
estrategias para sobreponerse a los problemas intrínsecos del sistema de 
conversión mixto para motores diesel, y mejorar las ventajas que este tipo de 
conversión genera. Para esto desarrollaron en investigaciones previas el sistema 
de inyección del diesel (piloto) con lo cual lograron obtener resultados positivos en 
cuanto a la optimización del diesel inyectado, con este trabajo el objetivo fue 
mejorar la cantidad de combustible gaseoso sin quemar que en los gases de 
escape e incrementar la sustitución del gas a bajas cargas utilizando distintas 
estrategias de mejora. 
 
El motor utilizado para las pruebas fue un Navistar DT 466 con las siguientes 
características; 
 
 
 
 29
Tabla 1.4. Características Motor ensayado por Gerbert, et. al. 
Funcionamiento
Diesel 4 tiempos, Inyección indirecta, 
Turbocargado con interenfriamineto.
Cilíndros 6
Diámetro 109.2mm
Carrera 135.9mm
Relación de Compresión 15.2:1 
Fuente: Gerbert et. al. [9] 
Los autores únicamente modificaron el diseño del inyector y conservaron las 
demás especificaciones originales del motor con lo cual obtuvieron un porcentaje 
de sustitución de diesel superior al 96% con base en energía, para todas las 
condiciones de carga y velocidad, incluso en ralentí. El porcentaje de sustitución 
del Gas Natural fue del 99% a altas cargas. En cuanto a las emisiones, para las 
condiciones de operación evaluadas el sistema cumplió con las restricciones de 
certificación necesarias para funcionar en vehículos. 
 
Poonia, et. al. (1998), [10], evaluaron el efecto de la temperatura del aire y la 
cantidad de combustible piloto inyectado en la combustión, el motor ensayado en 
esta investigación tiene las siguientes características: 
 
Tabla 1.5. Características Motor ensayado por Poonia et. al 
Funcionamiento
Diesel 4 tiempos, Inyección directa, Refrigerado 
por agua, aspiración natural
Cilíndros 1
Diámetro 80mm
Carrera 110mm
Potencia Máxima 3.7 kW @ 1500 rpm 
Relación de Compresión 15:01 
Fuente: Poonia et. al. [10] 
Observaron en el tiempo de ignición que el retraso es mayor en cualquiera de las 
condiciones de operación para el modo mixto en comparación con el diesel 
normal, esto está relacionado con la menor concentración de oxígeno y la 
influencia del gas en la ignición del diesel inyectado, y probablemente reacciones 
secundarias podrían llevarse a cabo con el gas y pre-encender el combustible 
diesel afectando notablemente el ciclo. Para cualquiera de las temperaturas de 
 
 30
entrada del aire el tiempo de retraso fue mayor a medida que se disminuye la 
cantidad de diesel suministrado por ende la relación Aire-Gas es más rica. 
 
En cuanto al calor liberado concluyen que a bajas cargas está dominado por la 
combustión del diesel piloto y el gas en una etapa inicial, seguido por la 
combustión del gas que está influenciada por la cantidad de diesel inyectado. En 
este proceso no encontraron influencia de la temperatura del aire. Para cargas 
mayores, después de la combustión inicial del diesel y el gas, el gas restante se 
quema en dos etapas, la primera se da a alta velocidad y esta significativamente 
afectada por la cantidad de combustible piloto o la temperatura del aire; esta fase 
de combustión rápida conduce a elevados picos de presión. El valor del pico de 
presión en el modo mixto es más alto en comparación con el motor en operación 
diesel para altas cargas, particularmente cuanto la temperatura de entrada es alta 
ya que esto causa rápida combustión de la mezcla aire-gas. 
 
A baja carga inyectaron mayor cantidad de diesel para asegurar la correcta 
combustión del combustible gaseoso. A medida que la potencia se incrementa se 
debe disminuiresta cantidad de diesel para controlar la combustión acelerada y el 
“knock”. Esto ocasiona un ligero incremento en el retraso de la ignición del diesel y 
a medida que la potencia de salida es mayor la tasa de combustión de la mezcla 
gaseosa se incrementará. Ambos factores deben tenerse en cuenta para decidir el 
tiempo de inyección para cada condición de operación. 
 
Gunea et. al. (1998), [11], Analizaron el efecto de la calidad del combustible piloto 
inyectado en el retraso de la ignición en el motor mixto, al mismo tiempo utilizaron 
distintas cantidades del diesel evaluado con gases comerciales como metano 
puro, propano y distintas mezclas de gases de bajo poder calorífico (CH4+N, 
+CO2) para un rango de operación del motor. Los resultados indicaron que para 
incrementos en la admisión de la mezcla aire-gas, la variación en el retraso de la 
ignición está altamente influenciada tanto por la calidad como por la cantidad del 
 
 31
diesel utilizado. Altos números de cetano les permitieron obtener resultados 
satisfactorios con menos cantidad de diesel como piloto y con gases de menor 
poder calorífico. 
 
Las pruebas fueron realizadas en un motor con las siguientes características: 
 
Tabla 1.6. Características Motor ensayado por Gunea et. al. 
Funcionamiento
Diesel 4 tiempos, Inyección directa, 
Refrigerado por agua, aspiración natural
Cilíndros 1
Diámetro 108mm
Carrera 152mm
Relación de Compresión 14.2:1 
Fuente: Gunea et. al. [11] 
Para las pruebas utilizaron 4 tipos de diesel comercialmente disponibles, con 
índices de cetano 41.5, 46.5, 53 y 58 respectivamente. Para cada uno de los 
puntos de operación la cantidad de diesel inyectado se mantuvo constante 
mientras variaban el flujo de gas gradualmente. Durante las pruebas el tiempo de 
inyección se mantuvo constante y las velocidades de giro se mantuvieron en 1000 
rpm. 
 
Los resultados de esta investigación les permitieron concluir que la autoignición de 
los combustibles con mayor índice de cetano no se vio afectada por la presencia 
del combustible gaseoso en la cámara de combustión, y el desempeño de los 
motores de operación mixta diesel-gas se mejora con el uso de combustibles con 
alto índice de cetano, el uso de estos permitió menores cantidades de combustible 
como piloto y mejora el comportamiento del motor utilizando gases de menor 
poder calorífico. 
 
Abd Alla et. al. (1999), [12], buscaron mejorar el comportamiento de un motor 
experimental en funcionamiento mixto diesel-metano o propano a bajas cargas, ya 
que en esta condición de operación se incrementan los niveles de combustible sin 
 
 32
quemar y se disminuye la eficiencia térmica desmejorando el desempeño del 
motor. El motor utilizado en la experimentación es un Ricardo E6, ajustado para 
operar con combustibles gaseosos y con las siguientes características; 
 
Tabla 1.7. Características Motor ensayado por Abd Alla, et. al. 
Funcionamiento
Diesel 4 tiempos, Inyección indirecta, Refrigerado 
por agua, aspiración natural.
Cilíndros 1
Diámetro 75.2mm
Carrera 111.1mm
Relación de Compresión 20.93:1 
Fuente: Abd Alla et. al. [12] 
Los resultados obtenidos les permitieron a los autores concluir que se obtienen 
mejoras en la eficiencia térmica al aumentar la cantidad de combustible piloto 
suministrada, esto está relacionado con el incremento en los valores de presión y 
temperatura para tiempos de combustión más largos. El inconveniente de este 
incremento en el diesel inyectado fue un mayor porcentaje de emisiones de NOx 
atribuido al incremento en la máxima temperatura de la mezcla. Sin embargo, el 
proceso de combustión de la mezcla aire gas con el diesel generó menores 
cantidades de CO y de hidrocarburos sin quemar. También pudieron concluir que 
a altas cargas el incremento en la cantidad de combustible diesel utilizado 
causaba anomalías en la combustión (knock), por lo que no lo recomiendan para 
estas condiciones de operación. 
 
Mbarawa, et. al. (2000), [13] realizaron tanto experimentos como simulaciones 
numéricas para entender la combustión del gas natural en el ciclo de combustión 
diesel. El estudio se realizó bajo condiciones que replicarán las condiciones de un 
motor a gas trabajando en ciclo diesel. Realizaron un modelo de simulación 
tridimensional numérico, que tuvo en cuenta las interacciones entre los dos 
combustibles. Y la simulación fue comparada con los resultados experimentales, 
de esto obtuvieron que debían tener un inyector de diesel con mayor cantidad de 
agujeros e incrementar la presión de inyección del mismo. 
 
 33
Los resultados arrojaron que el modelo numérico se acercó satisfactoriamente a 
los resultados experimentales prediciendo la presión de combustión. Sin embargo 
esto no se cumplió para todas las zonas del proceso de combustión. También 
pudieron comprobar que al incrementar la presión de la entrada de diesel se 
aceleraba la combustión del gas natural y por ende se mejoró el desempeño del 
motor en modo mixto. Para la misma cantidad de combustible suministrado mayor 
cantidad de agujeros permite una mejor vaporización y distribución de la mezcla, 
esto hace que se mejore la tasa de combustión del gas natural se mejores debido 
a una mayor cobertura del diesel en la cámara de combustión. 
 
Papagiannakis, et. al. (2002), [14] En esta investigación el motor utilizado fue un 
motor monocilíndrico, de aspiración natural, inyección directa. Las características 
de este banco son, diámetro 85.73mm, carrera 82.55mm y relación de compresión 
17.6:1. 
 
Los resultados de la experimentación les permitieron concluir que la operación en 
modo mixto incurre en retrasos en el tiempo de ignición mayores en comparación 
con el modo normal. Además que el tiempo que dura la combustión se incrementa 
con el aumento de la masa de gas que se suministre. En cuanto a las emisiones, 
el uso de combustibles gaseosos tiene un efecto positivo en las emisiones de NO, 
los niveles de emisión de NO son menores, en cuanto a otros gases emitidos las 
concentraciones se disminuyen a medida que se incremente la carga del motor y 
la relación de masa de gas. Los resultados más significativos y promisorios para la 
implementación de este tipo de sistema se encuentran para las condiciones de 
carga más alta, en los cuales el porcentaje de sustitución es mayor. 
 
En 2004, [15] los mismos autores publicaron los resultados obtenidos para una 
investigación experimental de un motor diesel monocilíndrico, modificado para 
operar en modo mixto. La investigación se desarrolló para diferentes regímenes de 
 
 34
giro y cargas para los dos modos de operación (mixto y convencional), el motor 
ensayado tiene las siguientes especificaciones; 
 
Tabla 1.8. Características Motor ensayado por Papagiannakis, et. al 
Funcionamiento
Diesel 4 tiempos, Inyección directa, Refrigerado 
por aire, aspiración natural.
Cilíndros 1
Diámetro 85.73mm
Carrera 82.55mm
Relación de Compresión 17.6:1 
Fuente: Papagiannakis et. al. [15] 
El gas utilizado para las pruebas fue tomado del suministro de gas del sistema 
local, pero antes de entrar al motor el flujo se estabiliza en un tanque que 
garantiza uniformidad en las condiciones de presión del gas de suministro. 
 
Los experimentos se realizaron para 4 condiciones de carga, 20%, 40%, 60% y 
80% de la carga máxima nominal del motor, y tres velocidades 1500, 200 y 2500 
rpm. El procedimiento de experimentación para el modo mixto se estableció de tal 
forma que se garantizara que el ingreso de gas satisface la potencia requerida en 
el motor, manteniendo un flujo de Diesel constante y suficiente para vencer las 
pérdidas mecánicas del motor. 
 
Del análisis de los resultados experimentales, los autores concluyeron que para 
las pruebas en modo mixto los picos de presión son más bajos en comparación 
con el valor que tienen en funcionamiento convencional, esto implica menor 
probabilidad de dañar el motor.En cuanto al tiempo de combustión es menor a 
altas cargas, sin embargo se reduce considerablemente a bajas cargas en 
comparación con el tiempo para el modo diesel. Las emisiones contaminantes 
arrojaron resultados satisfactorios para NOx y hollín, sin embargo los niveles de 
CO y HC se incrementaron considerablemente. Las recomendaciones finales van 
dirigidas hacia las pequeñas modificaciones que se deben realizar sobre el motor 
con el fin de contrarrestar las pequeñas pérdidas que se inducen con el uso del 
gas natural. 
 
 35
 
En el año 2006, Carlucci et. al., [16] publicaron resultados de pruebas realizadas 
sobre un motor diesel convertido a funcionamiento mixto, para funcionar con gas 
natural comprimido mediante la ignición de diesel convencional. Para el suministro 
de gas diseñaron un mezclador posicionado en el múltiple de admisión, al inyector 
le realizaron todas las pruebas y metodologías correspondientes que aseguraron 
el comportamiento requerido para el objetivo de las pruebas. 
 
El motor de pruebas utilizado fue un motor monocilíndrico de 4 válvulas, con 
sistema de inyección Common Rail, el diámetro es de 90mm y la carrera de 
85mm, la relación de compresión 17.1:1. La ubicación del inyector les permitió 
asumir que la mezcla aire-metano es homogénea, y la relación aire-metano difiere 
para las pruebas realizadas en ambas condiciones de operación, para mayor 
presión y rpm la relación es el doble comparada con la menor, para iguales 
cantidades de diesel suministrado. 
 
Los resultados y las características de su experimentación les permitieron concluir 
que tanto la cantidad de gas suministrado como la cercanía del inyector de gas en 
la cámara influyen significativamente en los niveles de emisiones contaminantes, 
siendo mucho mejor acercar lo más posible el inyector a la cámara de combustión. 
Sin embargo los niveles de las emisiones se mostraron considerablemente 
menores para el motor operando en modo mixto. 
 
Como se ha visto a través de la revisión del estado del arte, las investigaciones 
realizadas en el tema de diesel-gas arrojan resultados satisfactorios y muestran la 
necesidad de investigar alrededor de las características del sistema a diseñar y las 
condiciones a las que se realizarán las pruebas. Algunos de los motores 
mostrados guardan características similares al motor de laboratorios utilizado para 
esta investigación, las características de aspiración natural, 1 cilindro y las 
dimensiones de la cámara de combustión, influyen de gran manera en los 
 
 36
resultados que se obtienen. Por otra parte, se puede concluir a priori que a bajas 
cargas los porcentajes de sustitución serán menores, y el desempeño desde el 
punto de vista ambiental marcará los límites de sustitución que se pretenden 
lograr. 
 
 37
 
 
 
2. MARCO TEÓRICO 
 
2.1 TIPOS DE MOTORES Y SU OPERACIÓN 
 
El objetivo de los motores de combustión interna es la generación de potencia 
mecánica a partir de energía química contenida en el combustible. En los motores 
de combustión interna a diferencia de los de combustión externa, esta reacción de 
oxidación del combustible se lleva a cabo al interior del motor. Existen entonces 
dos tipos de motores de combustión interna, los motores de encendido provocado 
(MEP, también conocidos como Otto, o motores a gasolina) y los motores de 
encendido por compresión (MEC, también conocidos como Diesel) por sus 
características técnicas y sus prestaciones estos motores abarcan gran parte de 
las aplicaciones de transporte y generación de energía. 
 
2.1.1. Historia 
 
Alrededor de 1860 los motores de combustión interna se convirtieron en una 
realidad, los primeros fabricados con un fin comercial quemaban una mezcla de 
gas de carbón y aire a presión atmosférica y había compresión después de la 
combustión. Lenoir (1822 -1990) fabricó el primer motor de este tipo y se 
comercializaron alrededor de 5000 unidades en tamaños que alcanzaban hasta 6 
HP con una eficiencia máxima del 5%. Un desarrollo más importante se dio en 
1867 cuando N. Otto (1832 – 1891) y E. Langen (1833 – 1895) utilizaron el 
incremento en la presión generado durante la combustión para acelerar un arreglo 
de pistón de tal forma que el momento generaría presión de vacio al interior del 
cilindro, mejoraron la eficiencia llegando a un 11% y se produjeron alrededor de 
5000 unidades, [17]. 
 
 38
 
Con el objetivo de mejorar la baja eficiencia obtenida en los primeros diseños y 
reducir el peso excesivo del motor Otto propuso un ciclo de cuatro tiempos, un 
ciclo de admisión seguido del ciclo de compresión previa a la ignición, luego 
expansión donde se transfiere trabajo al cigüeñal y finalmente un tiempo de 
escape, este prototipo fue implementado en 1876 y en comparación con su 
modelo inicial este diseño tenía grandes reducciones en el peso y el volumen del 
motor, unos 50,000 motores fueron vendidos en Europa y Estados Unidos y este 
desarrollo es considerado el punto de partida de los motores de combustión 
interna. Sin embargo, en 1884 ya existían registros en Francia del desarrollo 
patentado por Otto, en 1862 Alphonse Beau de Rochas patentó los principios del 
ciclo de cuatro tiempos; el hallazgo de estos registros generó dudas alrededor de 
la autoría de Otto a tal punto que en Alemania la patente fue invalidada. 
 
Desarrollos posteriores continuaron desarrollándose alrededor de los motores de 
combustión interna, para 1880 ingenieros en Alemania e Inglaterra realizaron 
desarrollos de ciclos de dos tiempos y con el objetivo de mejorar la eficiencia 
propusieron también mayor tiempo en el ciclo de expansión que en el de 
compresión, sin embargo los desarrollos se encontraron limitados por las 
cualidades del combustible disponible para la época y solo relaciones de 
compresión de 4 eran aceptables si se quería evitar combustión irregular (“knock”). 
 
Fue en 1982 cuando R. Diesel (1858 – 1913) resaltó en su patente un nuevo tipo 
de motor de combustión interna, donde la combustión se inicia al inyectar 
combustible en aire calentado por la compresión, con esto se lograba doblar la 
eficiencia obtenida hasta ese momento por los otros motores, incrementando las 
relaciones de compresión sin tener problemas de “knock”, [17]. Cinco años 
después se desarrollo el primer prototipo práctico del desarrollo patentado. De 
aquí en adelante los desarrollos fueron menos impactantes pero igual de 
significativos, todos apuntan a mejorar las prestaciones y alcanzar mayores 
 
 39
relaciones de compresión sin afectar el comportamiento de la máquina. Además, 
la operación de los motores está estrictamente asociada a la calidad de los 
combustibles utilizados, por lo tanto paralelo al desarrollo de las máquinas mejoras 
en procesos de obtención y en las composiciones de los combustibles han 
significado mejores desempeños en los motores de combustión interna. 
 
2.1.2. Clasificación de los motores 
 
Existen diferentes tipos de motores de combustión interna, y pueden clasificarse 
por: 
 
1. Aplicación: Automóviles, Camiones, Locomotoras, Pequeños Aeroplanos, 
Marinos, Pequeñas Plantas de Energía. 
 
2. Diseño Básico: Motores Reciprocantes (subdivididos por el arreglo de los 
cilindros en V, en línea, etc) y Motores Rotativos (Wankel, etc) 
 
3. Ciclo de trabajo: 4 – tiempos, de aspiración natural, supercargados (admisión 
de mezcla precomprimida), y turbocargados (admisión de mezcla 
precomprimida y el compresor es movido por una turbina que a su vez usa 
gases de escape), 2 – tiempos: supercargados, turbocargados, entre otros. 
 
4. Diseño de Válvula y Ubicación: Por la distribución y ubicación de las válvulas, 
Overhead, Underhead, etc. 
 
5. Combustible: Gasolina, Diesel, Gas Natural, LPG (gas licuado del petróleo), 
alcoholes (metanol y etanol), hidrógeno y Mixtos. 
 
6. Preparación de la mezcla: Carburador, Inyección directamente en cilindroo en 
múltiple de admisión. 
 
 40
 
7. Ignición: Por chispa o por compresión. 
 
8. Diseño de la Cámara de Combustión: Cámara Abierta, dividida. 
 
9. Refrigeración: Refrigerado por agua o aire o sin refrigerar (convección y 
radiación natural). 
 
2.1.3. Ciclo de Operación 4 – Tiempos 
 
Como fue patentado por Beau de Rochas este ciclo está compuesto por dos ciclos 
mecánicos dentro del cilindro y el cigüeñal completa dos revoluciones por cada 
ciclo recibiendo el nombre de cuatro tiempos. En la Figura 2.1 se observa un 
diagrama esquemático de cada tiempo, [18]. 
 
Figura 2.1. Ciclo de Operación de 4-tiempos. 
 
Fuente: Cengel y Boles [18] 
 
Inicialmente tanto la válvula de admisión como la de escape se encuentran 
cerradas y el pistón se encuentra en la posición más baja conocida como Punto 
Muerto Inferior (PMI), a lo largo del recorrido de compresión el pistón sube y 
comprime el aire o la mezcla aire combustible, y antes de que el pistón alcance su 
 
 41
posición más alta o Punto Muerto Superior (PMS) se inyecta el combustible en el 
caso del diesel o salta la chispa para los de encendido provocado, en ese 
momento se incrementa la presión y la temperatura del sistema. Los gases 
impulsan el pistón hacia abajo, el pistón a su vez mueve el cigüeñal generando 
trabajo útil durante el recorrido de expansión. Al final de este recorrido el pistón se 
encuentra nuevamente en el PMI y la cámara está llena de los gases producto de 
la combustión, el pistón nuevamente se desplaza hacia arriba y retira los gases 
por la válvula de escape, nuevamente desciende admitiendo una mezcla fresca y 
reinicia el ciclo de 4 tiempos. 
 
2.1.4. Operación del Motor de Encendido por Compresión 
 
En los motores de encendido por compresión se admite aire al cilindro, el 
combustible es inyectado directamente al cilindro justo antes de que el proceso de 
combustión deba iniciar. El control de la carga se logra variando la cantidad de 
combustible inyectado en cada ciclo, el flujo de aire para una velocidad dada 
permanece prácticamente constante. Existe una gran variedad de aplicaciones en 
las cuales los motores Diesel son ampliamente utilizados (camiones, automóviles, 
generación de potencia), de aspiración natural, turbocargados o 
turbocomprimidos. 
 
Las relaciones de compresión de este tipo de motores son mucho mayores que las 
de los motores de encendido provocado, están en el rango de 12 – 24 
dependiendo del tipo de motor, si es de aspiración natural o turbocargado. El 
proceso inicia con la admisión de aire a una presión cercana a la atmosférica, este 
se comprime hasta presiones alrededor de 4MPa y una temperatura de 800 K y 
unos 20° antes de llegar al PMS se inicia la inyección del combustible; el inyector 
atomiza el combustible y el vapor del combustible se mezcla con el aire (a 
temperaturas por debajo de la de ignición del diesel) en las proporciones aire 
combustible deseadas, luego de un tiempo de retraso la autoignición comienza 
 
 42
dando inicio al proceso de combustión. La llama se distribuye rápidamente 
alrededor de la mezcla aire combustible y comienza el ciclo de expansión 
mezclando aire, combustible, y gases de combustión acompañado de reacciones 
de combustión tardías, finalmente comienza el ciclo de escape retirando los gases 
producto de la combustión y dando inicio al ciclo nuevamente. 
 
2.2 PARÁMETROS DE OPERACIÓN Y DE DISEÑO EN MOTORES 
 
Existen relaciones geométricas básicas y algunos parámetros comúnmente 
usados para caracterizar la operación de los motores, es importante conocer el 
desempeño de los motores dentro de su rango operable, el consumo de 
combustible y el costo asociado a este consumo, las emisiones contaminantes y el 
ruido asociado a la operación del motor, los costos de instalación y la 
disponibilidad y durabilidad de partes y equipos. Todos estos factores rigen el 
costo total de la operación del motor, sin embargo desde el punto de vista 
mecánico el desempeño, la eficiencia y las emisiones contaminantes son los 
aspectos más importantes por analizar. 
 
El desempeño de los motores está definido por la máxima potencia o par 
disponible para cada velocidad de giro dentro del rango operable de la máquina, y 
el rango de velocidad y potencia sobre la cual la operación del motor es 
satisfactoria. 
 
Dentro de las propiedades geométricas de los motores reciprocantes la más 
significativa es la relación de compresión, el valor de esta está determinado por el 
volumen libre y el volumen desplazado durante la carrera del pistón, en la Figura 4 
se observan los parámetros mencionados anteriormente, en la Ecuación 2.1 se 
observa el cálculo matemático de esta propiedad. 
 
 43
Figura 2.2. Relación de Compresión. 
 
Fuente: Cengel y Boles [18] 
 
c
cd
c
V
VV
r
+
= (2.1) 
Donde Vd es el volumen desplazado y Vc es el volumen libre, ambos mostrados en 
la Figura 2.2. 
 
2.2.1. Par y Potencia al freno 
 
El par en el motor es normalmente medido con un dinamómetro, el motor se 
instala en un banco de ensayos y el eje del motor se conecta al rotor del 
dinamómetro, dicho rotor está acoplado de forma electromagnética, hidráulica, o 
por fricción mecánica a un estator que se encuentra soportado por rodamientos de 
baja fricción. El estator está balanceado con el rotor estacionario, y el par ejercido 
en el estator con el rotor girando se mide mediante balance de cargas con pesos, 
resortes o neumática. La Figura 2.3., muestra la disposición explicada 
anteriormente. 
 
Figura 2.3. Disposición Motor – Celda de carga 
 
Fuente: Heywood [17] 
 
 44
La potencia entregada por el motor y recibida por el dinamómetro es el producto 
del Par y la velocidad angular, la Ecuación (2.2) muestra el cálculo de este 
parámetro en unidades del sistema internacional. 
 
310)()/(2)( −×⋅⋅⋅= mNTsrevNkWP π (2.2) 
Donde P representa potencia, N es el régimen de giro del motor y T es el Par 
efectuado sobre el mismo y medido desde la celda de carga. Esta potencia es la 
que entregaría el motor ante diferentes cargas en este caso la carga es sometida 
por el freno dinamométrico. 
 
2.2.2. Trabajo Indicado por Ciclo 
 
Los datos de presión en cámara se pueden utilizar para calcular el trabajo 
transferido por el gas al pistón, la presión en cámara se grafica en un diagrama P-
v y el trabajo indicado se calcula mediante la integral cerrada de la curva obtenida 
durante la operación del motor. 
 
∫= dVpW ic, (2.3) 
En la Figura 2.4. Se observa el diagrama P-v para un motor 4 tiempos, y se 
utilizan dos definiciones para el trabajo indicado, el trabajo indicado Grueso (Gross 
Indicared Work per Cycle) que hace referencia al trabajo entregado al pistón 
durante los ciclos de compresión y expansión únicamente y el trabajo indicado 
Neto (Net Indicated Work per Cycle) y este es el trabajo entregado al pistón 
durante el ciclo completo. El trabajo grueso estaría representado en la gráfica por 
la suma de las áreas A+C y el trabajo Neto sería la resta entre (A + C) – (B + C). 
La potencia indicada está relacionada con el trabajo indicado por ciclo como se 
observa en la Ecuación (2.4). 
 
 
 
 
 45
Figura 2.4. Diagrama P-v ciclo 4-Tiempos 
 
Fuente: Heywood [17] 
 
R
ic
i
n
NW
P
⋅
=
,
 (2.4) 
Donde nR es el número de revoluciones del cigüeñal por cada ciclo de potencia por 
cilindro, para motores cuatro tiempos tiene un valor de 2 y para los de 2 tiempos 
equivale a 1. 
 
Las cantidades indicadas se utilizan para identificar el impacto de la compresión, 
combustión y expansión en el desempeño del motor por lo tanto es más común 
encontrar análisis utilizando el Trabajo Indicado Grueso; los términos “al freno” e 
“indicado” se utilizan para describir otros parámetros como Presión media Efectiva, 
Consumo específico de combustible, y emisiones específicas. 
 
2.2.3. Eficiencia Mecánica 
 
Parte del trabajo indicadogrueso o Potencia se usa para retirar los gases de 
escape y admitir carga fresca, otra parte se utiliza para superar las pérdidas por 
fricción de rodamientos, pistones, y otros componentes mecánicos, y para mover 
otros accesorios del motor. Todos estos requerimientos de potencias se agrupan 
en Potencia de fricción, Ecuación (2.5). 
 
 
 46
fbig PPP += (2.5) 
La medición de la potencia de fricción no es sencilla, algunas aproximaciones 
implican mover el motor mediante un dinamómetro sin alimentarle combustible, 
con lo cual se puede calcular la potencia necesaria para mover todos los 
accesorios mecánicos sin alimentar combustible al motor. La relación entre la 
Potencia al Freno y la Potencia Indicada se llama Eficiencia Mecánica. Ecuación 
(2.6) 
ig
b
m
P
P
=η (2.6) 
 
2.2.4. Presión Media Efectiva (pme) 
 
Las mediciones de Par representan una valiosa herramienta para evaluar la 
capacidad de un motor particular de generar trabajo, sin embargo esta depende 
del tamaño del motor. La pme se utiliza como parámetro para comparar motores 
de igual tamaño. Relacionando el trabajo por ciclo con el volumen desplazado por 
ciclo. La Ecuación (2.7) muestra en unidades del sistema internacional el cálculo 
de la pme, 
 
)/()(
10)(
)(
3
3
srevNdmV
nkWP
kPapme
d
R ×⋅= (2.7) 
Para motores diesel de aspiración natural la máxima presión media efectiva al 
freno está alrededor de 700 – 900 kPa. 
 
2.2.5. Consumo Específico de Combustible (gef) 
 
Normalmente el consumo de combustible se mide como tasa de flujo (flujo 
másico), un parámetro más significativo es el consumo específico de combustible, 
 
 47
este mide que tan eficiente es un motor al quemar combustible para producir 
trabajo. La Ecuación (2.8) muestra como calcular este parámetro, 
)(
)/(
)/(
kWP
hgm
hkWggef
f
&
=⋅ (2.8) 
Lo más deseado es tener valores bajos de gef, típicamente los motores Diesel 
tienen valores cercanos a 200 g/kW-h. 
 
2.2.6. Eficiencia de Conversión de Combustible 
 
El consumo específico de combustible tiene unidades, un parámetro adimensional 
que relaciona la salida deseada de potencia con la entrada requerida de energía 
tiene más sentido, este parámetro es una medición de la eficiencia del motor y 
relaciona el trabajo producido por ciclo con la cantidad de energía suministrada 
que podría ser liberada durante la combustión. Esta cantidad de energía está dada 
por el flujo másico de combustible suministrado al motor y el poder calorífico del 
combustible utilizado (PCI). La Ecuación (2.9) hace referencia a este parámetro, 
 
PCIm
kWP
PCIm
W
n
ff
c
f
&
)(
== (2.9) 
 
2.2.7. Relación Aire/Combustible 
 
En pruebas de motores tanto el consumo de aire como el consumo de combustible 
son medidos, la relación entre estos flujos es bastante significativa en la 
determinación de condiciones de operación. La Ecuación (2.10) hace referencia a 
este parámetro, Para los motores de Encendido por Compresión esta relación se 
encuentre en el rango de 18 – 70. 
 
f
a
m
m
FA
&
&
=/ (2.10) 
 
 48
Por otra parte, como la composición de los productos de combustión es 
significativamente diferente para mezclas ricas y pobres, y la relación aire-
combustible varía dependiendo de la composición del combustible, el cociente 
entre la relación aire combustible real y la relación aire- combustible 
estequiométrica representa un parámetro más informativo en el análisis de 
composición de mezclas. Ecuación (2.11) 
 
estq
real
FA
FA
)/(
)/(
=λ (2.11) 
 
2.2.8. Eficiencia Volumétrica 
 
El sistema de admisión de aire restringe la cantidad de aire que puede admitir un 
motor, el parámetro utilizado para medir la efectividad del proceso de admisión de 
un motor se conoce como Eficiencia Volumétrica. (Solo se usa en motores 4 
tiempos), la Ecuación (2.12) muestra el cálculo de este parámetro. 
 
dia
a
dia
a
v
V
m
NV
m
n
,,
2
ρρ
==
&
 (2.12) 
 
2.3 COMBUSTIÓN ESTEQUIOMÉTRICA 
 
Es importante conocer las relaciones entre las composiciones de los reactivos 
(aire y combustible) y la composición de los productos. Estas relaciones solo 
dependen de la conservación de masa de cada una de las especies involucradas 
en la reacción, por lo tanto solo es necesario conocer la composición elemental del 
combustible y la proporción relativa del aire necesario. Si existe suficiente oxígeno 
cualquier el carbono (C) que compone el hidrocarburo se convierten en Dióxido de 
Carbono (CO) y el Hidrógeno (H) se convierte en Agua (H2O). La Ecuación (2.13) 
 
 49
muestra la reacción de combustión completa, promedio para cualquier 
hidrocarburo. 
 
( ) 22222
4
773.3
2
773.3
4
N
b
aOH
b
aCONO
b
aHC ba 





+++→+





++ (2.13) 
La ecuación anterior representa la estequiometria o la reacción teórica y define las 
proporciones necesarias para convertir todo el combustible en productos 
completamente oxidados. La relación aire combustible estequiométrica depende 
únicamente de la composición química del combustible. 
 
2.3.1. Composición de los Gases de Escape 
 
Aunque las ecuaciones teóricas sirven para determinar la estequiometria de los 
gases sin quemar, estos valores no necesariamente corresponden a la 
composición real de los gases de escape. A altas temperaturas la composición del 
gas quemado corresponde a la composición de equilibrio a la temperatura, presión 
y relación equivalente local. Durante la expansión distintas reacciones simplifican 
la composición la composición del gas de escape. Sin embargo retrasos en el 
recorrido de expansión y escape hacen que estas reacciones no mantengan los 
gases en equilibrio y por lo tanto se baja la temperatura de dichos gases. Además, 
aun garantizando exceso de aire no todo el combustible inyectado se quema 
durante la combustión y la cantidad de combustible no necesariamente es la 
misma en cada uno de los cilindros que componen el motor. Por todo lo anterior la 
composición de los gases de escape no se puede determinar fácilmente de 
manera teórica. 
 
Como parte de las pruebas de desempeño de los motores, se incluyen equipos 
analizadores que se encargan de medir la composición de los gases de escape 
para las diferentes condiciones de operación. Midiendo NOx, CO, CO2, HC sin 
quemar, y material particulado. Algunas de las anteriores se encuentran reguladas 
 
 50
a nivel mundial y existe un interés general de mantener sus valores en niveles 
bajos. 
 
Normalmente una fracción de los gases de escape entra a una sonda de muestreo 
del equipo analizador, y una parte de esta pasa por un detector de ionización de 
llama (FID por sus siglas en Inglés). Los HC presentes en la muestra son 
quemados por una llama de hidrógeno-aire produciendo iones en una cantidad 
proporcional a los carbonos presentes en la misma. Además, se pueden medir 
utilizando Infrarrojo No Dispersivo (NDIR por sus siglas en Inglés) donde la 
absorción infrarroja determina la concentración de HC en la muestra. Estos 
analizadores NDIR son utilizados también para medir CO y CO2 la absorción 
infrarroja de la muestra se compara con la de una celda con gases de medición, la 
diferencia entre estas dos mediciones representa la medición de concentración. 
Las mediciones de O2 se hacen con analizadores paramagnéticos y las de Óxidos 
Nítricos (NOx) se miden mediante analizadores químico-luminiscentes la radiación 
medida es proporcional a la cantidad de NO presente en la muestra. 
 
2.4 COMBUSTIÓN EN MOTORES DE ENCENDIDO POR COMPRESIÓN 
 
La combustión en motores diesel comienza cuando el combustible es inyectado al 
cilindro casi al final de la carrera de compresión, el diesel sale a alta velocidad a 
través de pequeños orificios distribuidos en la punta del inyector. El flujo inyectado 
se vaporiza y se mezcla con el aire previamente comprimido (alta temperatura y 
presión), sin embargo esta temperatura y presiónno es suficiente para encender 
el combustible presente en la cámara, por lo cual después de cierto retraso la 
autoignición da inicio a la combustión y durante las carreras de expansión y 
combustión reacciones se siguen llevando a cabo hasta consumir todo el diesel 
inyectado. Este proceso es bastante complejo y depende de las características del 
combustible, el diseño de la cámara de combustión y sistema de inyección, y de 
las condiciones de operación del motor. 
 
 51
 
Las características de esta combustión repercuten en la operación normal del 
motor, por ejemplo, el hecho de que la inyección inicie justo antes de que la 
combustión comience permite que mayores relaciones de compresión no 
ocasionen problemas de “knock” como en los motores de gasolina, con lo cual se 
mejora la eficiencia de conversión del combustible. Los motores Diesel se 
encuentran divididos en dos categorías básicas que dependen del diseño de la 
cámara de combustión, Inyección Directa e Inyección Indirecta. 
 
2.4.1. Sistemas de Inyección Directa 
 
En los motores de gran tamaño donde los requerimientos en cuanto a calidad de 
la mezcla (aire-combustible) son menos exigentes se suelen implementar este tipo 
de sistemas, y gracias al momento y la energía del combustible inyectado se 
garantiza la mezcla adecuada al interior de la cámara. Si se reduce el tamaño del 
motor se requiere mayor movimiento del aire, el movimiento del aire en forma de 
torbellino se genera mediante el diseño de la entrada de aire, y de la cámara de 
combustión. 
 
2.4.2. Sistemas de Inyección Indirecta 
 
A pesar del movimiento del aire y de incrementar las dimensiones geométricas de 
la cámara de combustión, para motores diesel pequeños y de gran velocidad los 
sistemas de inyección directa no garantizan suficiente mezcla de ambos fluidos. 
Los sistemas de Inyección Indirecta o de Cámara dividida han sido utilizados para 
estas aplicaciones, y se subdividen en dos clases Sistemas de Cámara Swirl 
(Torbellino) y Sistemas de PreCámara. Durante la compresión se obliga al aire a 
entrar a la cámara principal a través de varios orificios, de esta forma al final de la 
compresión se dispone de un flujo de aire significativo en la cámara auxiliar. El 
combustible usualmente se inyecta en la cámara auxiliar a menores presiones que 
 
 52
los sistemas de Inyección Directa y la combustión se traslada a la cámara principal 
donde se sigue inyectando combustible. 
 
Las características del motor ensayado en esta investigación Tabla (1), muestran 
que el motor es de inyección directa, los siguientes apartes del capítulo harán 
referencia al análisis de motores con este sistema. 
 
2.4.3. Análisis de Datos de Presión al Interior de la Cámara de 
Combustión 
 
Información acerca de la Presión en cámara contra el ángulo de giro del cigüeñal 
durante las carreras de compresión y expansión se puede utilizar para obtener 
información cuantitativa del proceso de combustión. Existen diferentes métodos 
para este análisis, por ejemplo, el análisis de Calor Liberado tiene en cuenta la 
tasa de liberación de energía química del combustible, o la tasa de Quemado de 
Combustible. Dichos métodos tienen como base la primera ley de la 
termodinámica para sistemas abiertos (cuasi estáticos), Ecuación (2.14) 
 
∑ =+−
dt
dU
hm
dt
dV
p
dt
dQ
ii
& (2.14) 
Dode dQ/dt es la tasa de calor liberado a través de las fronteras del sistema, 
p(dV/dt) es la tasa de trabajo transferido al sistema debido al movimiento de la 
frontera, mi es el flujo que entra o sale del sistema a través de las fronteras, y hi es 
la entalpía de dichos flujos, U hace referencia a la energía contenida en la materia 
contenida dentro de las fronteras del sistema. La aplicación de esta ecuación tiene 
algunos inconvenientes en el análisis de la combustión en motores: 
 
• El proceso no es cuasi estático 
• La composición de los gases quemados no es conocida, ni mucho menos 
uniforme 
 
 53
• La veracidad de las correlaciones para predecir la tasa de transferencia de 
calor en motores diesel no está bien definida. 
• Los espacios irregulares al interior de la cámara de combustión modifican 
considerablemente la tasa de transferencia de calor. 
 
2.4.3.1. Análisis de Calor Liberado 
 
Para los motores de Inyección Directa los flujos másicos que pasan a través de la 
frontera del sistema son el de combustible y el flujo que se pierde por los espacios 
al interior de la cámara. Para el este tipo de análisis solo se tiene en cuenta el flujo 
debido al combustible, y la primera ley queda expresada como en la Ecuación 
(2.15), 
 
dt
dU
hm
dt
dV
p
dt
dQ
ff =+− & (2.15) 
Si U y hf se consideran energía interna sensible y entalpía sensible del 
combustible inyectado, entonces dQ/dt sería la diferencia entre la energía química 
(dQch/dt) y la transferencia de calor del sistema (dQht/dt). Como hs,f ≈ 0 la ecuación 
(2.15) quedaría como, (2.16) 
 
dt
dU
dt
dV
p
dt
dQ
dt
dQ
dt
dQ shtchn +=−= (2.16) 
La tasa neta de calor aparente liberado dQn/dt equivale a la diferencia entre el 
trabajo hecho en el pistón y la tasa de cambio de la energía interna de los 
compuestos al interior del cilindro. Si se asume además que los compuestos en el 
cilindro se pueden modelar como gases ideales, (2.17) 
 
dt
dT
mc
dt
dV
p
dt
dQ
v
n += (2.17) 
A partir de la Ley de Gases Ideales, asumiendo R constante se tiene que, (2.18) 
 
 54
 
T
dT
V
dV
p
dp
=+ (2.18) 
Usando la ecuación (2.18) en la Ecuación (2.17) se eliminaría el término T para 
dar, (2.19), 
 
dt
dp
V
dt
dV
p
dt
dQ
dt
dp
V
R
c
dt
dV
p
R
c
dt
dQ
n
vvn
11
1
−
+
−
=
+





+=
γ
γ
γ
γ
 (2.19) 
Donde γ es la relación de calores específicos cp/cv, para motores diesel este valor 
está entre 1.2 – 1.35. 
 
Aunque existan modelos más sofisticados para los gases involucrados en la 
reacción aún existen consideraciones y simplificaciones asociadas a la no 
uniformidad y variabilidad del sistema. Al modelo planteado en la ecuación (20) se 
puede incluir los efectos del calor transferido (dQht/dt) y obtener una aproximación 
del calor liberado, (2.20) 
 
∫ ==
2
1
t
t
LHVf
ch
ch Qm
dt
dQ
Q (2.20) 
Donde QLHV es el poder calorífico inferior del combustible utilizado. 
 
2.4.3.2. Análisis de Tasa de Quemado de Combustible 
 
Utilizando Krieger y Borman. [19], la ecuación (2.15) quedaría como, (2.21) 
 
( )
dt
dm
h
dt
dQ
dt
dV
pmu
dt
d
f++−= (2.21) 
Donde Q es el calor transferido al gas dentro de la cámara de combustión (Q=-
Qht), m es la masa dentro de la cámara de combustión y dm/dt es el flujo másico 
 
 55
de combustible. Como las propiedades de los gases en el cilindro son función de 
la Presión, la Temperatura y la relación de equivalencia (ϕ), entonces: (2.22) 
 
dt
dR
dt
dp
p
R
dt
dT
T
R
dt
dR
dt
du
dt
dp
p
u
dt
dT
T
u
dt
du
φ
φ
φ
φ
∂
∂
+
∂
∂
+
∂
∂
=
∂
∂
+
∂
∂
+
∂
∂
=
 (2.22) 
Y, (2.23) 
 
( )
( ) dt
dm
mAF
AF
dt
d
os
o
+
=
1φ
 (2.23) 
El subíndice 0 hace referencia al valor inicial previo a la inyección, y s es el valor 
estequiométrico, de las ecuaciónes (2.22) y (2.23), 
 
( )( ) ( )( ) ( )( )
( ) ( )( )[ ]
( )
( )( )
( )[ ]
( ) 0
0
1
1
111
,
1
11
mAF
mAF
D
TRRT
TuT
C
dt
dV
Vdt
dp
p
R
Rdt
dp
p
Bdonde
RRDCuDhu
CBdtdQmdtdppudtdVVRT
dt
dm
m
s
f
+
=
∂∂+
∂∂
=
+
∂
∂
−=
∂∂+−∂∂+−
−+∂∂−−
=
φφ
 (2.24) 
Esta última ecuación puede ser resuelta numéricamente par m(t), dado un m0, ϕ0, 
p(t) y con modelos apropiados para los fluidos de trabajo y para la tasa de 
transferencia de calor dQ/dt. Krieger y Borman, [19]., también presentaron un 
modelo más sofisticado, teniendo en cuenta algunas consideraciones en el modelo 
mostrado anteriormente. 
 
 
 
 
 56
2.5 FORMACIÓN DE CONTAMINANTES 
 
2.5.1. Óxidos de Nitrógeno 
 
2.5.1.1. Óxido Nítrico