ES2318329T3 - Motor de cuatro tiempos de ciclo dividido. - Google Patents

Abstract

Un motor que comprende: un cigüeñal (108), girando sobre un eje del cigüeñal (110) del motor; un pistón de expansión (114) recibido por deslizamiento dentro de un cilindro de expansión (104) y operativamente conectado con el cigüeñal (108) de modo que el pistón de expansión (114) reciproca a través de una carrera de expansión y de una carrera de escape de un ciclo de cuatro tiempos durante una sola rotación del cigüeñal (108); un pistón de compresión (116) recibido por deslizamiento dentro de un cilindro de compresión (106) y conectado operativamente con el cigüeñal (108) de modo tal que el pistón de compresión (116) reciproca con una carrera de entrada y una carrera de compresión del mismo ciclo de cuatro tiempos durante la misma rotación del cigüeñal (108); y un paso de cruce (144) que interconecta los cilindros de compresión y de expansión (106,104), el paso de cruce (144) incluyendo una válvula de entrada (146) y una válvula de cruce (150) que definen una cámara de presión (148) entre ellos; caracterizado por el hecho de que la relación de los volúmenes del cilindro del centro inferior absoluto (BDC) al centro superior absoluto (TDC) ya sea para el cilindro de expansión o para el cilindro de compresión (104,106) comprendiendo el motor un sistema de inyección de combustible operable para agregar combustible al extremo de salida del paso de cruce (144), es de 40 a 1 o mayor.

Description

Motor de cuatro tiempos de ciclo dividido.

Campo de la invención

La presente invención se refiere a motores de combustión interna. Más específicamente, la presente invención está relacionada con un motor de ciclo dividido que tiene un par de pistones: un pistón se utiliza para las carreras de entrada y compresión y el otro pistón se utiliza para las carreras de expansión (o potencia) y de escape, terminando cada una de las cuatro carreras en una revolución del cigüeñal.

Antecedentes de la invención

Los motores de combustión interna son cualquiera de un grupo de dispositivos en los cuales los reactivos de la combustión, p. ej. oxidante y combustible, y los productos de la combustión sirven como fluidos funcionales del motor. Los componentes básicos de un motor de combustión interna son bien conocidos en la técnica e incluyen el bloque de motor, la culata, los cilindros, los pistones, las válvulas, el cigüeñal y el árbol de levas. Las culatas, los cilindros y las tapas de los pistones forman típicamente las cámaras de combustión en las cuales se introduce el combustible y oxidante (p. ej., aire) y ocurre la combustión. Tal motor obtiene su energía del calor lanzado durante la combustión de fluidos funcionales no-reactivos, p. ej., la mezcla oxidante-combustible. Este proceso ocurre dentro del motor y es parte del ciclo termodinámico del dispositivo. En todos los motores de combustión interna, el trabajo útil se genera de los productos calientes, gaseosos de la combustión, que actúan directamente en las superficies móviles del motor, tales como la tapa o la corona de un pistón. Generalmente, el movimiento recíproco de los pistones se transfiere al movimiento rotatorio de un cigüeñal a través de las bielas.

Los motores de combustión interna (IC) se pueden clasificar en motores de ignición por chispa (SI) y motores de ignición de compresión (CI). Los motores SI, es decir motores de gasolina típicos, utilizan una chispa para encender la mezcla aire/combustible, mientras que el calor de la compresión enciende la mezcla aire/combustible en los motores CI, es decir, motores diésel típicamente.

El motor de combustión interna más común es el motor con ciclo de cuatro tiempos, un concepto cuyo diseño básico no ha cambiado en más de 100 años. Ello se debe a su simplicidad y rendimiento excepcional como motor en el transporte terrestre y otras industrias. En un motor con ciclo de cuatro tiempos, la potencia se recupera del proceso de combustión en cuatro desplazamientos distintos del pistón (carreras) de un solo pistón. Por consiguiente, un motor con ciclo de cuatro tiempos se define aquí como un motor que requiere cuatro carreras completas de uno o más pistones para cada carrera de expansión (o potencia), es decir para cada carrera que dé potencia a un cigüeñal.

En referencia a las Figuras 1-4, un ejemplo de realización de un motor de combustión interna de ciclo convencional de cuatro tiempos de un método anterior se muestra en 10. El motor 10 incluye un bloque de motor 12 que tiene el cilindro 14 que se extiende por él. El cilindro 14 tiene el tamaño apropiado para recibir el pistón recíproco 16. Acoplada a la parte superior del cilindro 14 se encuentra la culata 18, que incluye una válvula de entrada 20 y una válvula de salida 22. La parte inferior de la culata 18, el cilindro 14 y la parte superior (o corona 24) del pistón 16 forman una cámara de combustión 26. En la carrera de entrada (Fig. 1), una mezcla aire/combustible se introduce en la cámara de combustión 26 a través de un paso de entrada 28 y por la válvula de entrada 20, en donde la mezcla se enciende mediante la bujía 30. Los productos de la combustión se expulsan posteriormente a través de la válvula de salida 22 y del paso de salida 32 de la carrera de escape (Fig. 4). Una biela 34 está acoplada pivotalmente en su extremo distal superior 36 al pistón 16. Un cigüeñal 38 incluye una porción mecánica de compensación llamada el tiro 40 del cigüeñal, que está acoplada pivotalmente al extremo distal inferior 42 de la biela 34. El acoplamiento mecánico de la biela 34 al pistón 16 y el tiro 40 del cigüeñal sirve para convertir el movimiento recíproco (según lo indica la flecha 44) del pistón 16 al movimiento rotatorio (según lo indica la flecha 46) del cigüeñal 38. El cigüeñal 38 se une mecánicamente (no mostrado) a un árbol de levas 48 de la entrada y a un árbol de levas 50 de salida, que controla con precisión la abertura y el cierre de la válvula de entrada 20 y de la válvula de salida 22 respectivamente. El cilindro 14 tiene una línea central (eje pistón-cilindro) 52, que es también la línea central de reciprocación del pistón 16. El cigüeñal 38 tiene un centro de la rotación (eje del cigüeñal) 54.

En referencia a la Fig. 1, con la válvula de entrada 20 abierta, el pistón 16 desciende primero (según lo indica la dirección de la flecha 44) en la carrera de entrada. Una masa predeterminada de una mezcla inflamable de combustible (p. ej., vapor de la gasolina) y de aire es succionada al interior de la cámara de combustión 26 por el vacío parcial creado de este modo. El pistón continúa descendiendo hasta alcanzar su centro inferior absoluto (BDC), es decir, el punto en el cual el pistón está más alejado de culata 18.

En referencia a la Fig. 2, con tanto las válvulas de entrada 20 y de salida 22 cerradas, la mezcla se comprime mientras el pistón 16 asciende (según lo indica la dirección de la flecha 44) en la carrera de compresión. Mientras el extremo de la carrera se acerca al centro superior absoluto (IDC), es decir, el punto en el cual el pistón 16 está en el punto más cercano de la culata 18, el volumen de la mezcla se comprime en esta realización a una octava parte de su volumen inicial (debido a una relación de compresión 8 a 1). Según el pistón se acerca al TDC, se genera una chispa eléctrica por el hueco de la bujía (30) lo cual inicia la combustión.

En referencia a la Fig. 3, la carrera de potencia sigue con ambas válvulas 20 y 22 aún cerradas. El pistón 16 se acciona hacia abajo (según lo indica la flecha 44) hacia el centro inferior absoluto (BDC), debido a la expansión de los gases ardientes que presionan la corona 24 del pistón 16. El principio de la combustión en el motor convencional 10 ocurre generalmente un poco antes de que el pistón 16 alcance el TDC para una mayor eficiencia. Cuando el pistón 16 alcanza el TDC, hay un volumen 60 de separación significativo entre la parte inferior de la culata 18 y la corona 24 del pistón 16.

En referencia a la Fig. 4, durante la carrera de escape, el pistón ascendente 16 fuerza los productos de la combustión usados a través de la válvula abierta 22 de salida (o escape). El ciclo se repite entonces. Para este motor 10 de ciclo de cuatro tiempos de un método anterior, se requieren cuatro tiempos de cada pistón 16, a saber: entrada, compresión, expansión y escape, y dos revoluciones del cigüeñal 38 para terminar un ciclo, es decir, para proporcionar una carrera de potencia.

Problemáticamente, la eficiencia termodinámica total del motor típico 10 de cuatro tiempos solamente llega a un tercio (1/3). Es decir, aproximadamente 1/3 de la energía del combustible llega al cigüeñal como útil, 1/3 se pierde en el calor residual y 1/3 se pierde por el escape. Además, con estrictos requisitos en materia de emisiones y el mercado y la necesidad de legislar el aumento de la eficiencia, los fabricantes de motores pueden considerar la tecnología de mezcla pobre como una vía para el aumento de la eficiencia. No obstante, como la mezcla pobre no es compatible con convertidores catalíticos de tres vías, las mayores emisiones de NO_{x} en tales técnicas se deben enfocar de otra manera.

En referencia a la Fig. 5, una alternativa al motor de cuatro tiempos convencional anteriormente descrito es un motor de cuatro tiempos de ciclo dividido. Del motor de ciclo dividido se trata generalmente en la patente estadounidense Nº 6.543.225 otorgada a Scuderi, titulada "Split Four Stroke Internal Combustion Engine" (Motor de combustión interna de cuatro tiempos de ciclo dividido), presentado el 20 de Julio de 2001.

Un ejemplo de la realización del concepto del motor de ciclo dividido se muestra de modo general en 70. El motor 70 de ciclo dividido substituye dos cilindros adyacentes de un motor de cuatro tiempos convencional por una combinación de un cilindro 72 de compresión y un cilindro 74 de expansión. Estos dos cilindros 72, 74 realizarían sus funciones respectivas una vez por revolución del cigüeñal 76. La carga de entrada entraría en el interior del cilindro 72 de compresión a través de válvulas típicas 78 tipo resorte. El pistón 73 del cilindro de compresión presurizaría la carga y conduciría la carga a través del paso 80 de cruce, que actúa como orificio de entrada del cilindro 74 de expansión. Una válvula de comprobación 82 en la entrada sería utilizada para evitar contraflujos del paso 80 de cruce. La(s) válvula(s) 84 de la salida del paso 80 de cruce controlarían el flujo de la carga de entrada presurizada en el cilindro 74 de expansión. La bujía 86 se encendería momentos después que la carga de entrada entre en el cilindro 74 de expansión, y la combustión resultante conduciría el pistón 75 del cilindro de expansión hacia abajo. Los gases de escape se bombearían fuera del cilindro de expansión a través de las válvulas de resorte 88.

Con el concepto del motor de ciclo dividido, los parámetros geométricos del motor (es decir, orificio, carrera, longitud de la biela, relación de compresión, etc.) de los cilindros de compresión y de expansión son generalmente independientes el uno del otro. Por ejemplo, los brazos 90, 92 de cada cilindro pueden tener diversos radios y estar dispuestos en fase uno de otro con centro superior absoluto (TDC) del pistón 75 del cilindro de expansión antes del TDC del pistón 73 del cilindro de compresión. Esta independencia permite al motor de ciclo dividido alcanzar potencialmente niveles de eficiencia más altos que los motores típicos de cuatro tiempos descritos aquí previamente.

No obstante, hay muchos parámetros geométricos y combinaciones de parámetros en el motor de ciclo dividido. Por lo tanto, es necesaria una optimización adicional de estos parámetros para maximizar el rendimiento del motor.

Por consiguiente, existe una necesidad de un motor de combustión interna mejorado de cuatro tiempos, que puede mejorar la eficiencia y reducir los niveles de emisiones de NO_{x}.

Resumen de la invención

La presente invención proporciona un motor que comprende: un cigüeñal, girando sobre un eje del cigüeñal del motor; un pistón de expansión recibido por deslizamiento dentro de un cilindro de expansión y conectado operativamente con el cigüeñal de modo tal que el pistón de expansión reciproca con una carrera de expansión y una carrera de escape en un ciclo de cuatro tiempos durante una sola rotación del cigüeñal; un pistón de compresión recibido por deslizamiento dentro de un cilindro de compresión y conectado operativamente con el cigüeñal de modo tal que el pistón de compresión reciproca con una carrera de entrada y una carrera de compresión del mismo ciclo de cuatro tiempos durante la misma rotación del cigüeñal; y un paso de cruce que interconecta los cilindros de compresión y de expansión, el paso de cruce incluyendo una válvula de entrada y una válvula de cruce que definen una cámara de presión entre ellos; una relación de los volúmenes del cilindro del centro inferior absoluto (BDC) al centro superior absoluto (TDC) para tanto el cilindro de expansión o el cilindro de compresión siendo 40 a 1 o mayor; y el motor comprende un sistema de inyección de combustible operable para agregar combustible al extremo de salida del paso de cruce (144).

Preferiblemente la relación de los volúmenes del cilindro de BDC al TDC para tanto el cilindro de expansión como para el cilindro de compresión es 80 a 1 o mayor.

Ventajosamente, el pistón de expansión conduce al pistón de compresión por un ángulo de fase de substancialmente 50º de ángulo de fisura o menor.

Convenientemente, dicho ángulo de fase es inferior al ángulo de fisura de 30º.

Preferiblemente dicho ángulo de fase es substancialmente el ángulo de fisura de 25º o menos. Ventajosamente, la válvula de cruce tiene una duración de válvula de cruce entre la abertura y el cierre de la válvula de cruce de substancialmente 70º de ángulo de fisura o menor.

Convenientemente, la duración de dicha válvula de cruce es 69º o menos.

Preferiblemente, la duración de dicha válvula de cruce es substancialmente 50º de ángulo de fisura o menor.

Ventajosamente, la duración de la antedicha válvula de cruce es 40º o menos.

Más convenientemente, la duración de la antedicha válvula de cruce es substancialmente 35º de ángulo de fisura o menor.

Más preferentemente, la duración de dicha válvula de cruce es aproximadamente 25º.

Ventajosamente, la válvula de cruce sigue permaneciendo abierta durante al menos una parte de la combustión en el cilindro de expansión.

Conveniente y substancialmente al menos el 5% de la combustión total ocurre antes del cierre de la válvula de cruce.

Preferible y substancialmente al menos el 10% de la combustión total ocurre antes del cierre de la válvula de cruce.

Ventajosa y substancialmente al menos el 15% de la combustión total ocurre antes del cierre de la válvula de cruce.

Una realización de la invención proporciona un motor que comprende: un cigüeñal, girando sobre un eje del cigüeñal del motor; un pistón de expansión recibido por deslizamiento dentro de un cilindro de expansión y conectado operativamente con el cigüeñal de modo tal que el pistón de expansión reciproca con una carrera de expansión y una carrera de escape en un ciclo de cuatro tiempos durante una sola rotación del cigüeñal; un pistón de compresión recibido por deslizamiento dentro de un cilindro de compresión y conectado operativamente con el cigüeñal de modo tal que el pistón de compresión reciproca con una carrera de entrada y una carrera de compresión del mismo ciclo de cuatro tiempos durante la misma rotación del cigüeñal; y un paso de cruce que interconecta los cilindros de compresión y de expansión, el paso de cruce incluyendo una válvula de entrada y una válvula de cruce que definen una cámara de presión entre ellos; en donde la válvula de cruce tiene una duración de válvula de cruce entre la abertura y el cierre de la válvula de cruce de substancialmente 70º de ángulo de fisura o menor y la válvula de cruce está abierta cuando el pistón del cilindro de expansión se encuentra en su centro superior absoluto.

Otra realización de la invención proporciona un motor que comprende: un cigüeñal, girando sobre un eje del cigüeñal del motor; un pistón de expansión recibido por deslizamiento dentro de un cilindro de expansión y conectado operativamente con el cigüeñal de modo tal que el pistón de expansión reciproca con una carrera de expansión y una carrera de escape en un ciclo de cuatro tiempos durante una sola rotación del cigüeñal; un pistón de compresión recibido por deslizamiento dentro de un cilindro de compresión y conectado operativamente con el cigüeñal de modo tal que el pistón de compresión reciproca con una carrera de entrada y una carrera de compresión del mismo ciclo de cuatro tiempos durante la misma rotación del cigüeñal; y un paso de cruce que interconecta los cilindros de compresión y de expansión, el paso de cruce incluyendo una válvula de entrada y una válvula de cruce que definen una cámara de presión entre ellos; en donde la válvula de cruce tiene una duración de válvula de cruce entre la abertura y el cierre de la válvula de cruce de substancialmente 70º de ángulo de fisura o menor y la válvula de cruce se cierra después del centro superior absoluto del pistón del cilindro de expansión.

Otra realización de la presente invención proporciona un motor que comprende un cigüeñal, rotando sobre un eje del cigüeñal del motor, de un pistón de expansión recibido por deslizamiento dentro de un cilindro de expansión y conectado operativamente con el cigüeñal de tal modo que el pistón de expansión reciproca a través de una carrera de expansión y de una carrera de escape de un ciclo de cuatro tiempos durante una sola rotación del cigüeñal, un pistón de compresión recibido por deslizamiento dentro de un cilindro de compresión y conectado operativamente con el cigüeñal de modo tal que el pistón de compresión reciproca con una carrera de entrada y una carrera de compresión del mismo ciclo de cuatro tiempos durante la misma rotación del cigüeñal; y un paso de cruce que interconecta los cilindros de compresión y de expansión, el paso de cruce incluyendo una válvula de entrada y una válvula de cruce que definen una cámara de presión entre ellos, estando el motor configurado de modo que, en uso, la válvula de cruce permanezca abierta durante al menos una parte de la combustión en el cilindro de expansión.

Para que la invención pueda ser entendida más fácilmente, las realizaciones de la misma serán descritas a partir de ahora a modo de ejemplo haciendo referencia a las Figuras que les acompañan.

Breve descripción de las figuras

Fig. 1 es un diagrama esquemático de un motor convencional de combustión interna de cuatro tiempos de una técnica anterior durante la carrera de entrada;

Fig. 2 es un diagrama esquemático del motor de la técnica anterior de la Fig. 1 durante la carrera de compresión;

Fig. 3 es un diagrama esquemático del motor de la técnica anterior de la Fig. 1 durante la carrera de expansión;

Fig. 4 es un diagrama esquemático del motor de la técnica anterior de la Fig. 1 durante la carrera de escape;

Fig. 5 es un diagrama esquemático de un motor de combustión interna de cuatro tiempos de ciclo dividido de una técnica anterior;

Fig. 6 es un diagrama esquemático de un ejemplo de realización de un motor de combustión interna de cuatro tiempos de ciclo dividido según la presente invención durante la carrera de entrada;

Fig. 7 es un diagrama esquemático del motor de ciclo dividido de la Fig. 6 durante la compresión parcial de la carrera de compresión;

Fig. 8 es un diagrama esquemático del motor de ciclo dividido de la Fig. 6 durante la compresión total de la carrera de compresión;

Fig. 9 es un diagrama esquemático del motor de ciclo dividido de la Fig. 6 durante el inicio de la combustión;

Fig. 10 es un diagrama esquemático del motor de ciclo dividido de la Fig. 6 durante la carrera de expansión;

Fig. 11 es un diagrama esquemático del motor de ciclo dividido de la Fig. 6 durante la carrera de escape;

Fig. 12A es un diagrama esquemático de un interfaz gráfico del usuario de Potencia GT de un modelo informático de un motor convencional usado en un estudio computarizado comparativo;

Fig. 12B son las definiciones de los elementos del motor convencional de la Fig. 12A;

Fig. 13 es una curva típica de emisión de calor de Wiebe;

Fig. 14 es un gráfico de parametrización del rendimiento del motor convencional de la Fig. 12A;

Fig. 15A es un diagrama esquemático de un interfaz gráfico del usuario de Potencia GT de un modelo informático del motor de ciclo dividido de acuerdo con la presente invención y usado en el estudio computarizado;

Fig. 15B son las definiciones de los elementos del motor de ciclo dividido de la Fig. 15A

Fig. 16 es una realización esquemática de un diagrama de modelo MSC.ADAMS® del motor de ciclo dividido de la Fig. 15A;

Fig. 17 es un gráfico de las posiciones del pistón de compresión y de expansión y trabajos de la válvula en el motor de ciclo dividido de la Fig. 15A;

Fig. 18 es un gráfico de algunas parametrizaciones de rendimiento inicial del motor de ciclo dividido de la Fig. 15A;

Fig. 19 es un diagrama de abscisas y ordenadas logarítmicas del volumen de la presión de un motor convencional;

Fig. 20 es un diagrama del volumen de la presión del cilindro de potencia de un motor de ciclo dividido según la presente invención;

Fig. 21 es un gráfico de comparación de eficiencias térmicas indicadas de un motor convencional y de varios motores de ciclo dividido según la presente invención;

Fig. 22 es diagrama con predicción CFD de la posición frontal de la llama entre la válvula de cruce y el pistón de expansión en un caso de solape de quemado del 35%;

Fig. 23 es diagrama con predicción CFD de la posición frontal de la llama entre la válvula de cruce y el pistón de expansión en un caso de solape de quemado del 5%;

Fig. 24 es un gráfico con predicción CFD de emisiones de NOx en un motor convencional, un caso de solape de quemado del 5% en un motor de ciclo dividido y un caso de solape de quemado del 35% en un motor de ciclo dividido;

Fig. 25 es un gráfico de la carga de empuje del pistón de expansión en el motor de ciclo dividido;

Fig. 26 es un gráfico de la potencia y de la eficiencia térmica indicadas en comparación con la relación de compresión en un motor de ciclo dividido según la presente invención;

Fig. 27 es un gráfico de la potencia y de la eficiencia térmica indicadas en comparación con la relación de expansión en un motor de ciclo dividido según la presente invención;

Fig. 28 es un gráfico de la potencia y de la eficiencia térmica indicadas en comparación con la fase TDC en un motor de ciclo dividido según la presente invención; y

Fig. 29 es un gráfico de la potencia y de la eficiencia térmica indicadas en comparación con la duración de la válvula de cruce en un motor de ciclo dividido según la presente invención;

Descripción detallada I. General

El Scuderi Group, LLC encargó al Southwest Research Institute ® (SwRP) de San Antonio, Texas realizar un estudio computarizado. El estudio computarizado implicó construir un modelo computarizado que representó varias realizaciones de un motor de ciclo dividido que fue comparado a un modelo computarizado de un motor de combustión interna convencional de cuatro tiempos que tenía la misma masa atrapada por ciclo. El informe final del estudio (SwRI® Nº Proyecto 03.05932, con fecha del 24 de Junio de 2003, se titula "Evaluation Of Split-Cycle Four-Stroke Engine Concept" o Evaluación del concepto de motor de cuatro tiempos de ciclo dividido). El estudio computarizado dio lugar a la presente invención aquí descrita con ejemplos de realizaciones referentes a un motor de ciclo dividido.

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II. Glosario

El glosario siguiente de siglas y definiciones de los términos usados se proporciona aquí como referencia:

Relación del aire/combustible: proporción de aire al combustible en la carga de entrada

Centro inferior absoluto (BDC): la posición más lejana del pistón desde la culata, dando como resultado el mayor volumen de la cámara de combustión del ciclo.

Presión efectiva media del freno (BMEP): el esfuerzo del freno del motor expresado en términos de un valor del MEP. Igual al esfuerzo del freno dividido por el desplazamiento del motor.

Potencia de freno: salida de potencia en el eje de salida del motor.

Eficiencia térmica del freno (BTE): el prefijo "freno": teniendo que ver con los parámetros derivados del esfuerzo medido en el eje de salida del motor. Ésta es la parametrización del rendimiento tomada después de las pérdidas debidas a la fricción. Por consiguiente, BTE = ITE - fricción.

Solape de quemado: porcentaje de la combustión total (es decir, desde el punto 0% al punto del 100% de la combustión) que se completa antes del cierre de la válvula de cruce.

Esfuerzo del freno: esfuerzo en el eje de salida del motor.

Ángulo de fisura (CA): ángulo de rotación del brazo del cigüeñal, típicamente referido a su posición cuando está alineado con el orificio cilíndrico.

Dinámica de fluidos computacional (CFD): manera de solucionar problemas complejos del flujo de fluido rompiendo el régimen de flujo en una gran cantidad de elementos minúsculos que se pueden solucionar para determinar las características de flujo, la transferencia térmica y otras características referentes a la solución del flujo.

Monóxido de carbono (CO): agente contaminador regulado, tóxico a los seres humanos, un producto de la oxidación incompleta de combustibles de hidrocarburo.

Duración de la combustión: definida en este texto como el intervalo del ángulo de fisura entre los puntos del 10% y del 90% desde el comienzo de la combustión. También se conoce como el índice de quemado. Véase la curva de emisión de calor de Wiebe en Fig. 13.

Combustión: proceso de quemar combustible, típicamente en la cámara de expansión de un motor.

Relación de compresión: relación del volumen del cilindro de compresión en BDC al de TDC

Cierre de la válvula de cruce (XVC)

Abertura de la válvula de cruce (XVO)

Compensación del cilindro: es la distancia lineal entre la línea central de un orificio y el eje del cigüeñal.

Volumen de desplazamiento: se define como el volumen que el pistón desplaza del BDC al TDC. Matemáticamente, si la carrera se define como la distancia del BDC al TDC, entonces el volumen de desplazamiento es igual a \pi/4 * orificio^{2} * carrera. La relación de compresión es entonces la relación del volumen de la cámara de combustión en BDC con relación al TDC. El volumen en el TDC se refiere como el volumen de separación, o V_{cl}.

Vd = \pi/4 * orificio^{2}* carrera

CR = (Vd + Vcl)/Vcl

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Cierre de la válvula de escape (EVC)

Abertura de la válvula de escape (EVO)

Relación de expansión: término equivalente a la relación de compresión, pero para el cilindro de expansión. Es la relación del volumen del cilindro en BDC con relación al volumen del cilindro en el TDC.

Presión efectiva media del freno (FMEP): nivel de fricción expresado en términos de MEP. No obstante, no puede ser determinado directamente a partir de una curva de la presión del cilindro. Una manera habitual de medir esto es calcular el NIMEP a partir de la curva de presión del cilindro, calcular el BMEP a partir del esfuerzo medido con el dinamómetro y, a continuación, asignar la diferencia como fricción o FMEP.

Interfaz gráfico del usuario (GUI)

Presión efectiva media indicada (IMEP): integración del área dentro de la curva de P-dV, que también iguala el esfuerzo de motor indicado dividido por el volumen de desplazamiento. De hecho, todos los valores indicados del esfuerzo y de la potencia se derivan de este parámetro. Este valor también representa el nivel constante de presión a través de la carrera de expansión que proporcionaría la misma salida de motor que la curva de la presión real. Puede ser especificado como neto indicado (NIMEP) o bruto indicado (GIMEP) aunque cuando no está especificado totalmente, se asume NIMEP.

Eficiencia térmica indicada (ITE): la eficiencia térmica basada en la potencia indicada (neta).

Cierre de la válvula de entrada (IVC)

Apertura de la válvula de entrada (IVO)

Presión efectiva media: presión que tendría que ser aplicada al pistón en la carrera de expansión para dar lugar a la misma salida de potencia que el ciclo real. Este valor es también proporcional al esfuerzo por desplazamiento.

NO_{x}: varias especies químicas de óxido de nitrógeno, principalmente NO y NO_{2}. Un agente contaminador regulado y un precursor de la bruma industrial (smog). Creado al exponer un ambiente que incluye oxígeno y nitrógeno (es decir, aire) a temperaturas muy altas.

Presión máxima del cilindro (PCP): presión máxima alcanzada dentro de la cámara de combustión durante el ciclo del motor.

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Prefijos: - La potencia, esfuerzo, MEP, eficiencia térmica y otros términos pueden tener los prefijos calificativos siguientes

Indicado: se refiere a la potencia que llega a la parte superior del pistón, antes de tener en cuenta las pérdidas por fricción.

Bruto indicado: se refiere a la potencia que llega a la parte superior del pistón, considerando únicamente las carreras de compresión y de expansión.

Neto indicado: (también la interpretación de "indicado" cuando no denotado de otra manera): se refiere a la potencia que llega a la parte superior del pistón considerando los cuatro tiempos del ciclo: compresión, expansión, escape y entrada.

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Bombeo: se refiere a la potencia del motor considerando sólo las carreras de entrada y de escape. En este informe, un trabajo de bombeo positivo se refiere a la potencia emitida por el motor mientras que uno negativo se refiere al consumo del motor para realizar las carreras de escape y de entrada.

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De estas definiciones, sigue que:

Neto indicado = Grueso indicado + bombeando.

Freno = neto indicado - fricción

Presión efectiva media de bombeo (PMEP): el MEP indicado se asoció únicamente con los movimientos de escape y de entrada. Una medida de energía consumida en el proceso de respiración. No obstante, la convención de la muestra tomada es que un valor positivo significa que el trabajo se está haciendo en el cigüeñal durante el ciclo de bombeo. (Es posible conseguir un valor positivo para PMEP si el motor es turbo o reforzado de cualquier otro modo).

Ignición por chispa (SI): se refiere a un motor en el cual la combustión se inicia gracias a una chispa eléctrica dentro de la cámara de combustión.

Centro superior absoluto (TDC): la posición más cercana a la culata que alcanza el pistón a través del ciclo, proporcionando el volumen más bajo en la cámara de combustión.

Fase TDC (también conocido aquí como el ángulo de fase entre los cilindros de compresión y expansión (véase el punto 172 de la Fig. 6)): es la compensación rotatoria, en grados, entre el brazo para los dos cilindros. Una compensación de cero grados significaría que los brazos eran colineales, mientras que una compensación 180º significaría que estaban en lados opuestos del cigüeñal (es decir un pasador en la parte superior mientras que el otro está en la parte inferior).

Eficiencia térmica: relación de salida de potencia al índice de entrada de energía combustible. Este valor se puede especificar como eficiencia térmica del freno (BTE) o indicada (ITE) dependiendo de qué parámetros de energía se utilicen en el numerador.

V_{p}: velocidad media del pistón: velocidad media del pistón a través del ciclo. Puede expresarse matemáticamente como 2*Carrera * velocidad del motor.

Duración de la válvula (o duración del trabajo de la válvula): intervalo del ángulo de fisura entre la abertura de una válvula y el cierre de la válvula.

Trabajo de la válvula: proceso de abertura y de cierre de una válvula para realizar una tarea.

Eficiencia volumétrica: la masa de la carga (aire y combustible) atrapada en el cilindro después de que la válvula de cierre se cierre comparada con la masa de la carga que llenaría el volumen de desplazamiento del cilindro en algunas condiciones de referencia. Las condiciones de referencia son normalmente condiciones de ambiente, o del colector de entrada. (Este último caso se utiliza típicamente en los motores turbo).

Válvula reguladora abierta completamente (WOT): se refiere a la máxima potencia realizable en un motor (SI) acelerado a una velocidad dada.

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III. Realizaciones del motor de ciclo dividido resultado del estudio computarizado

En referencia a las Figuras 6-11, un ejemplo de realización de un motor de combustión interna de cuatro tiempos según la presente invención se muestra generalmente en 100. El motor 100 incluye un bloque de motor 102 que tiene un cilindro 104 de expansión (o potencia) y un cilindro 106 de compresión que se extiende por él. Un cigüeñal 108 giratorio está conectado pivotalmente para rotación sobre un eje 110 del cigüeñal (que se extiende perpendicularmente al plano del papel).

El bloque de motor 102 es el miembro estructural principal del motor 100 y se extiende hacia arriba del cigüeñal 108 a la unión con la culata 112. El bloque de motor 102 sirve como marco estructural del motor 100 y lleva típicamente el postizo de montaje mediante el cual el motor se apoya en el chasis (no mostrado). El bloque de motor 102 es generalmente un molde de fundición con las superficies apropiadas mecanizadas y agujeros roscados para acoplar la culata 112 y otras unidades del motor 100.

Los cilindros 104 y 106 son aberturas de la sección en cruz generalmente circular, que se extienden por la porción superior del bloque de motor 102. El diámetro de los cilindros 104 y 106 se conoce como el orificio. Las paredes internas de los cilindros 104 y 106 se perforan y pulen para formar superficies lisas, exactas con un tamaño adecuado para recibir un pistón de expansión 114 (o potencia), y un pistón de compresión 116 respectivamente.

El pistón de expansión 114 reciproca a lo largo de un eje 113 del pistón-cilindro de expansión, y el pistón de compresión 116 reciproca a lo largo de un segundo eje 115 del pistón-cilindro de compresión. En esta realización, los cilindros 104 y 106 de expansión y de compresión están compensados relativos al eje 110 del cigüeñal. Es decir, los ejes primero y segundo 113 y 115 del pistón-cilindro pasan por lados opuestos del eje 110 del cigüeñal sin interseccionar el eje 110 del cigüeñal. No obstante, una persona experta en la materia reconocerá que los motores de ciclo dividido sin eje de compensación pistón-cilindro están también dentro del ámbito de esta invención.

Los pistones 114 y 116 son típicamente moldes de fundición cilíndricos o piezas forjadas de acero o de aleación de aluminio. Los extremos cerrados superiores, es decir, tapas, de los pistones de potencia y compresión 114 y 116 son la primera y segunda corona 118 y 120 respectivamente. Las superficies exteriores de los pistones 114, 116 se mecanizan generalmente para caber en el orificio del cilindro cerradamente y típicamente se acanalan para recibir los anillos del pistón (no mostrados) que sellan el hueco entre los pistones y las paredes del cilindro.

La primera y segunda biela 122 y 124 van acopladas pivotalmente en sus extremos superiores 126 y 128 a los pistones de potencia y de compresión 114 y 116 respectivamente. El cigüeñal 108 incluye un par de porciones mecánicamente compensadas llamadas el primer y el segundo brazo 130 y 132 que van acoplados pivotalmente a los extremos opuestos inferiores 134 y 136 de la primera y segunda biela 122 y 124 respectivamente. Los acoplamientos mecánicos de las bielas 122 y 124 a los pistones 114, 116 y brazos del cigüeñal (tiros) 130 y 132 sirven para convertir el movimiento recíproco de los pistones (según lo indica la dirección de la flecha 138 para el pistón 114 de expansión, y la flecha direccional 140 para el pistón 116 de compresión) al movimiento rotatorio (según lo indica la dirección de la flecha 142) del cigüeñal 108.

Aunque esta realización muestra el primer y segundo pistón 114 y 116 conectados directamente al cigüeñal 108 a través de las bielas 122 y 124 respectivamente, está dentro del ámbito de esta invención que otros medios se puedan emplear también para conectar operativamente los pistones 114 y 116 al cigüeñal 108. Por ejemplo, puede utilizarse un segundo cigüeñal para unir mecánicamente los pistones 114 y 116 al primer cigüeñal 108.

La culata 112 incluye un paso 144 de cruce del gas que interconecta los primeros y segundos cilindros 104 y 106. El paso de cruce incluye una válvula de comprobación de la entrada 146 dispuesta en una parte periférica del paso 144 de cruce próximo al segundo cilindro 106. También hay una válvula 150 de cruce para la salida, de tipo resorte, en una porción periférica opuesta del paso 144 de cruce próximo a la parte superior del primer cilindro 104. La válvula de comprobación 146 y la válvula 150 de cruce definen una cámara de presión 148 en su mitad. La válvula de comprobación 146 permite el flujo unidireccional de gas comprimido desde el segundo cilindro 106 a la cámara de presión 148. La válvula 150 de cruce permite el flujo de gas comprimido de la cámara de presión 148 al primer cilindro 104. Pese a que las válvulas de comprobación y de resorte se describen como las válvulas 146 y 150 de comprobación de la entrada y de cruce de salida respectivamente, cualquier diseño de válvula apropiado para la aplicación puede utilizarse también, p. ej., la válvula de entrada 146 también puede ser de resorte.

La culata 112 también incluye una válvula de cierre 152 del tipo resorte dispuesta sobre la parte superior del segundo cilindro 106, y una válvula de escape 154 del tipo resorte dispuesta sobre la parte superior del primer cilindro 104. Las válvulas de resorte 150, 152 y 154 tienen típicamente un eje de metal (o vástago) 156 con un disco 158 en un extremo instalado para bloquear la abertura de la válvula. El otro extremo de los ejes 156 de las válvulas de resorte 150, 152 y 154 se une mecánicamente a los árboles de levas 160, 162 y 164 respectivamente. Los árboles de levas 160, 162 y 164 son típicamente una barra redonda con los lóbulos de forma generalmente oval situados dentro del bloque de motor 102 o en la culata 112.

Los árboles de levas 160, 162 y 164 están conectados mecánicamente al cigüeñal 108, típicamente con una rueda de engranaje, correa o acoplamientos de cadena (no mostrados). Cuando el cigüeñal 108 fuerza a los árboles de levas 160, 162 y 164 a girar, los lóbulos de los árboles de levas 160, 162 y 164 hacen que las válvulas 150, 152 y 154 se abran y cierren en los momentos exactos del ciclo del motor.

La corona 120 del pistón 116 la compresión, las paredes del segundo cilindro 106 y la culata 112 forman una cámara de compresión 166 para el segundo cilindro 106. La corona 118 del pistón 114 de potencia, las paredes del primer cilindro 104 y la culata 112 forman una cámara de combustión 168 distinta para el segundo cilindro 104. Hay una bujía 170 en la culata 112 sobre el primer cilindro 104 y se controla mediante un dispositivo de control (no mostrado) que sincroniza con exactitud la ignición de la mezcla de gases de aire comprimido en la cámara de combustión 168.

Aunque esta realización describe un motor de ignición (SI) de chispa, una persona experta en la técnica reconocería que los motores de encendido por compresión (CI) también están dentro del ámbito de este tipo de motor. Adicionalmente, una persona experta en la materia reconocería que un motor de ciclo dividido de acuerdo con la presente invención se puede utilizar para funcionar con una variedad de combustibles además de la gasolina, p. ej., diésel, hidrógeno y gas natural.

Durante la operación, el pistón 114 de potencia lleva al pistón 116 de compresión por un ángulo de fase 172, definido por los grados de rotación de un ángulo de fisura (CA) que el cigüeñal 108 debe girar después de que el pistón 114 de potencia haya alcanzado su posición de centro superior absoluto para que el pistón 116 de compresión alcance su respectiva posición de centro superior absoluto. Como será discutido en el estudio computarizado que se presenta posteriormente, para mantener niveles ventajosos de eficiencia térmica (BTE o ITE), el ángulo de fase 172 se fija típicamente en aproximadamente 20 grados. Por otra parte, el ángulo de fase es preferiblemente inferior o igual a 50 grados, más preferiblemente inferior o igual a 30 grados y en la versión más preferida inferior o igual a 25 grados.

Las Figuras 6-11 representan un ciclo completo del motor 100 de ciclo dividido mientras el motor 100 convierte la energía potencial de una masa atrapada predeterminada de la mezcla aire/combustible (representada por la sección punteada) en energía mecánica rotatoria. Es decir, las Figuras 6-11 ilustran la entrada, la compresión parcial, la compresión completa, el comienzo de la combustión, la expansión y el escape de la masa atrapada respectivamente. No obstante, es importante observar que el motor está cargado completamente con mezcla aire/combustible, y que para cada masa atrapada de mezcla aire/combustible admitida y comprimida por el cilindro 106 de compresión, una masa atrapada substancialmente igual se combustiona y se expulsa por el cilindro 104 de expansión.

La Fig. 6 ilustra el pistón 114 de potencia cuando ha alcanzado su posición de centro inferior absoluto (BDC) y acaba de comenzar la ascensión (según lo indica la flecha 138) en su carrera de escape. El pistón 116 de compresión sigue tras una demora el pistón 114 de potencia y desciende (flecha 140) en su carrera de entrada. La válvula de entrada 152 está abierta para permitir un volumen predeterminado de mezcla explosiva de combustible y de aire entrar dentro de la cámara de compresión 166 y quedar atrapado en su interior (es decir, la masa atrapada según lo indicado por los puntos en la Fig. 6). La válvula de escape 154 está también abierta, lo cual permite al pistón 114 forzar los productos gastados de la combustión fuera de la cámara de combustión 168.

La válvula de comprobación 146 y la válvula de cruce 150 del paso de cruce 144 se cierran para prevenir la transferencia de combustible inflamable y de los productos gastados en la combustión entre las dos cámaras 166 y 168. Adicionalmente, durante las carreras de escape y de entrada, la válvula de comprobación 146 y la válvula de cruce 150 sellan la cámara de presión 148 para mantener substancialmente la presión de cualquier gas atrapado en ella de las carreras anteriores de compresión y de potencia.

En referencia a la Fig. 7, la compresión parcial de la masa atrapada está en curso. Eso es, la válvula de entrada 152 se cierra y el pistón de compresión asciende 116 (flecha 140) hacia su posición de centro superior absoluto (TDC) para comprimir la mezcla aire/combustible. Simultáneamente, la válvula de escape 154 está abierta y el pistón de expansión 114 también asciende (flecha 138) para expulsar los productos gastados del combustible.

En referencia a la Fig. 8, la masa atrapada (puntos) se comprime más y está comenzando a entrar en el paso 144 de cruce a través de la válvula de comprobación 146. El pistón de expansión 114 ha alcanzado su posición de centro superior absoluto (TDC) y está a punto de descender a su carrera de expansión (indicada por la flecha 138), mientras que el pistón de compresión 116 todavía está ascendiendo en su carrera de compresión (indicado por la flecha 140). En este punto, la válvula de comprobación 146 está parcialmente abierta. La válvula de salida de cruce 150, la válvula de entrada 152 y la válvula de escape 154 están todas cerradas.

En el TDC, el pistón 114 tiene una distancia de separación 178 entre la corona 118 del pistón 114 y la tapa del cilindro 104. Esta distancia de separación 178 es muy pequeña en comparación con la distancia de separación 60 de un motor convencional 10 (mejor visto en la técnica anterior, Fig. 3). Esto se debe a que la separación (o la relación de compresión) en el motor convencional se limita para evitar el encendido inadvertido de la compresión y una presión excesiva del cilindro. Por otra parte, reduciendo la distancia de separación 178, se consigue una expulsión más completa de los productos de escape.

La relación del volumen del cilindro de expansión (es decir, cámara de combustión 168) cuando el pistón 114 está en BDC al volumen del cilindro de expansión cuando el pistón está en TDC se define aquí como la relación de expansión. Esta relación es generalmente mucho más alta que la relación de volúmenes de cilindro entre BDC y el TDC del motor convencional 10. Según se indica en la siguiente descripción del estudio computarizado, para mantener niveles ventajosos de eficiencia, la relación de expansión se fija típicamente aproximadamente en 120 a 1. Por otra parte, la relación de expansión es preferiblemente igual a o mayor de 20 a 1, más preferiblemente igual a o mayor de 40 a 1, y en la versión más preferentemente igual a o mayor de 80 a 1.

En referencia a la Fig. 9, se ilustra el comienzo de la combustión de la masa atrapada (sección punteada). El cigüeñal 108 ha girado un número predeterminado adicional de grados más allá de la posición TDC del pistón de expansión 114 para alcanzar su posición de fuego. En este punto, se enciende la bujía 170 y comienza la combustión. El pistón de compresión 116 está terminando su carrera de compresión y está cerca de su posición TDC. Durante esta rotación, el gas comprimido dentro del cilindro de compresión 116 alcanza una presión umbral que fuerza la válvula de comprobación 146 a abrirse completamente, mientras que la leva 162 está sincronizada también para abrir la válvula 150 de cruce. Por lo tanto, según el pistón de potencia 114 desciende y asciende el pistón de compresión 116, una masa substancialmente igual de gas comprimido se transfiere de la cámara de compresión 166 del cilindro de compresión 106 a la cámara de combustión 168 del cilindro de expansión 104.

Según lo observado en la siguiente descripción del estudio computarizado, es ventajoso que la duración de la válvula de la válvula de cruce 150, es decir, el intervalo del ángulo de fisura (CA) de cruce entre la abertura de la válvula de cruce (XVO) y el cierre de la válvula de cruce (XVC) sea muy pequeña comparada con la duración de la válvula de la válvula de entrada 152 y de la válvula de escape 154. Una duración típica de la válvula para las válvulas 152 y 154 es típicamente superior a 160 grados de CA. Para mantener niveles ventajosos de eficiencia, la duración de la válvula de cruce se fija típicamente en aproximadamente 25 grados de CA. Por otra parte, la duración de la válvula de cruce es preferiblemente igual a o inferior a 69 grados de CA, más preferiblemente igual a o inferior a 50 grados de CA, y más preferiblemente igual a o inferior a 35 grados de CA.

Adicionalmente, el estudio computarizado también indicó que si la duración de la válvula de cruce y la duración de la combustión se solapaban durante un porcentaje mínimo predeterminado de la duración de la combustión, la duración de la combustión disminuiría substancialmente (es decir, el índice de quemado de la masa atrapada se vería aumentado substancialmente). Específicamente, la válvula de cruce 150 debería seguir estando abierta preferiblemente al menos un 5% de la combustión total (es decir del punto del 0% al punto del 100% de la combustión) antes del cierre de la válvula de cruce, más preferiblemente para el 10% de la combustión total, y en la versión más preferida el 15% de la combustión total. Según lo explicado minuciosamente más abajo, cuanto más tiempo pueda permanecer abierta la válvula de cruce 150 durante el tiempo que la mezcla aire/combustible está combustionando (es decir, el hecho de la combustión), mayor es el aumento del índice de quemado y de los niveles de eficiencia. Las limitaciones a este solape serán discutidas en secciones posteriores.

Tras rotar más el cigüeñal 108, el pistón 116 de compresión pasará a través a su posición del TDC y comenzará después de ello otra carrera de entrada para comenzar el ciclo otra vez. El pistón de compresión 116 también tiene una distancia muy pequeña de separación 182 relativa al motor estándar 10. Esto es posible porque, según la presión de gas en la cámara de compresión 166 del cilindro de compresión 106 alcanza la presión en la cámara de presión 148, la válvula de comprobación 146 es forzada a abrirse para permitir que el gas pase. Por lo tanto, un volumen muy pequeño de gas de alta presión queda atrapado en la tapa del pistón de compresión 116 cuando alcanza su posición TDC.

La relación del volumen del cilindro de compresión (es decir, cámara de compresión 166) cuando el pistón 116 está en BDC al volumen del cilindro de compresión cuando el pistón está en TDC se define aquí como la relación de compresión. Esta relación es generalmente mucho más alta que la relación de volúmenes de cilindro entre BDC y el TDC del motor convencional 10. Según se indica en la siguiente descripción del estudio computarizado, para mantener niveles ventajosos de eficiencia, la relación de compresión se fija típicamente aproximadamente en 100 a 1. Por otra parte, la relación de compresión es preferiblemente igual a o mayor de 20 a 1, más preferiblemente igual a o mayor de 40 a 1, y más preferiblemente igual a o mayor de 80 a 1.

En referencia a la Fig. 10, se ilustra la carrera de expansión en la masa atrapada. Mientras que se combustiona la mezcla aire/combustible, los gases calientes hacen descender al pistón 114 de expansión.

En referencia a la Fig. 11, se ilustra la carrera de escape de la masa atrapada. A medida que el cilindro de expansión alcanza BDC y comienza a ascender otra vez, los gases de combustión se expulsan hacia fuera de la válvula abierta 154 para comenzar otro ciclo.

IV. Estudio computarizado Resumen de los resultados a. Ventajas

El objetivo primario del estudio computarizado era estudiar el concepto de motor de ciclo dividido, identificar los parámetros que ejercían la influencia más significativa en funcionamiento y eficiencia, y determinar los beneficios teóricos, ventajas o desventajas en comparación con un motor de cuatro tiempos convencional.

El estudio computarizado identificó la relación de compresión, la relación de expansión, fase del TDC (es decir, el ángulo de fase entre los pistones de compresión y de expansión (véase el punto 172 de la Fig. 6)), duración de la válvula de cruce y duración de la combustión como variables significativas que afectan el rendimiento del motor y la eficiencia. Los parámetros fueron fijados específicamente como sigue:

\bullet las relaciones de compresión y de expansión deben ser iguales a o mayor de 20 a 1 y fueron fijados en 100 a 1 y 120 a 1 respectivamente para este estudio;

\bullet el ángulo de fase debe ser inferior a o igual a 50 grados y fue fijado en aproximadamente en 20 grados para este estudio; y

\bullet la duración de la válvula de cruce debería ser inferior a o igual a 69 grados y fue fijada en aproximadamente en 25 grados para este estudio.

Además, la duración de la válvula de cruce y la duración de la combustión deben solaparse en un porcentaje predeterminado de la combustión para lograr mejores niveles de eficiencia. Para este estudio, los cálculos CFD mostraron que un solape del 5% de la combustión total era realista y que mayores solapes son alcanzables con un 35% formando el límite superior inalcanzable para las realizaciones modeladas en este estudio.

Cuando los parámetros se aplican en la configuración apropiada, el motor de ciclo dividido exhibió ventajas significativas tanto en eficiencia térmica del freno (BTE) como en las emisiones de NO_{x}. La Tabla 9 resumió los resultados del estudio computarizado en lo que respecta a BTE, y los gráficos de la Fig. 24 las emisiones de NO_{x} previstas, tanto para el modelo convencional del motor como para las varias realizaciones del modelo de motor de ciclo dividido.

Las ganancias potenciales previstas con el concepto del motor de ciclo dividido a una velocidad del motor de 1400 rpm están en la gama de 0,7 a menos de 5,0 puntos (o de puntos porcentuales) de eficiencia térmica del freno (BTE) en relación al de un motor convencional de cuatro tiempos en 33,2 puntos de BTE. Es decir el BTE del motor de ciclo dividido fue calculado para estar potencialmente entre 33,9 y 38,2 puntos.

El término "punto" según se utiliza aquí, se refiere al valor calculado o medido absoluto de porcentaje BTE de unos 100 puntos porcentuales teóricamente posibles. El término "porcentual", según se utiliza aquí, se refiere a la diferencia comparativa relativa entre el BTE calculado del motor de ciclo dividido y el motor convencional de referencia. Por consiguiente, la gama de incremento de, 7 a menos de 5,0 puntos en BTE para el motor de ciclo dividido representa una gama de aproximadamente 2 (es decir, de, 7/33,2) a menos de 15 (de 5/33,2) por ciento de aumento en BTE sobre la referencia de 33,2 para un motor convencional de cuatro tiempos.

Adicionalmente, el estudio computarizado también demostró que si el motor de ciclo dividido fue construido con un pistón y cilindro de expansión cerámico, el BTE puede aumentar más potencialmente, cerca de unos 2 puntos más, es decir, 40,2 puntos porcentuales BTE, lo que representa un aumento aproximado del 21% sobre el motor convencional. Se debe tener presente, sin embargo, que los pistones y los cilindros de cerámica tienen problemas de la durabilidad con usos a largo plazo; además, este enfoque agravaría aún más los temas de lubricación con temperaturas incluso más altas en las paredes del cilindro que resultarían del uso de estos materiales.

Con estrictos requisitos en materia de emisiones y la necesidad del mercado de un aumento en la eficiencia, muchos fabricantes de motores encuentran difícil reducir emisiones de NO_{x} mientras funcionan en finas relaciones aire/combustible. Unos datos de un análisis de combustión del CFD realizado durante el estudio computarizado indicaron que el motor de ciclo dividido podría potencialmente reducir los niveles de las emisiones de NO_{x} de los motores convencionales entre un 50% y 80% al comparar ambos motores en una relación aire/combustible pobre.

La reducción en emisiones NO_{x} podría potencialmente ser significativa tanto en términos de su impacto medioambiental como en la eficiencia del motor. Es un hecho bien conocido de que las eficiencias se pueden mejorar en los motores SI funcionando con magro (significativamente en una relación aire/combustible superior del 14,5 a 1). No obstante, la dependencia en convertidores catalíticos de tres vías (TWC), que requieren una corriente estequiométrica de escape para alcanzar los niveles requeridos de emisiones, imposibilita típicamente esta opción en los motores de producción. (la relación estequiométrica aire/combustible es aproximadamente de 14,5 para el combustible de la gasolina). Las emisiones de NO_{x} más bajas del motor de ciclo dividido pueden permitir que el ciclo dividido funcione con mezcla pobre y alcance ganancias adicionales en eficiencia de alrededor de un punto (es decir, aproximadamente un 3%) sobre un motor convencional con TWC convencionales. Los TWCs en motores convencionales demuestran niveles de reducción del NO_{x} superiores al 95%, de modo que el motor de ciclo dividido no puede alcanzar sus niveles actuales post-TWC, sino dependiendo de la aplicación y el uso de otra tecnología post- tratamiento, el motor de ciclo dividido puede ser capaz de cumplir niveles requeridos de NO_{x} mientras funciona en relaciones aire/combustible con mezcla pobre.

Estos resultados no se han correlacionado con datos experimentales y las predicciones de emisiones a partir de modelos numéricos tienden a depender mucho en el seguimiento de rastro de elementos a lo largo de la combustión. Si estos resultados fueran confirmados en un motor real de prueba, constituirían una ventaja significativa del concepto del motor de ciclo dividido.

Riesgos y soluciones sugeridas

El estudio computarizado también identificó los riesgos siguientes asociados con el motor de ciclo dividido:

\bullet Unas continuas temperaturas elevadas en el cilindro de expansión podrían llevar a fallos estructurales-térmicos de componentes y de problemas con la retención del lubricante,

\bullet Posibles temas de durabilidad del tren de la válvula con la válvula de cruce debido a altas cargas de la aceleración,

\bullet Interferencia de la válvula-a-pistón en el cilindro de expansión, y

\bullet Auto-ignición y/o propagación de la llama en el paso de cruce.

No obstante, los riesgos anteriormente mencionados pueden ser abordados a través de una multitud de posibles soluciones. Se ofrecen a continuación ejemplos de tecnologías o de soluciones potenciales que pueden ser utilizadas.

Para hacer frente a sostenidas altas temperaturas en el cilindro de expansión se pueden utilizar materiales muy especiales y/o técnicas de construcción para la pared del cilindro. Además, es posible que tengan que ser utilizadas menores temperaturas y/o diferentes refrigerantes. También de preocupación en relación con las altas temperaturas es el problema de la lubricación. Posibles tecnologías para superar este desafío son lubricantes líquidos capaces a temperaturas extremas (sintética avanzada), así como lubricantes sólidos.

Para hacer frente al segundo punto de las cargas del tren de la válvula para la válvula de cruce de acción muy rápida se puede incluir alguna tecnología utilizada actualmente en avanzados motores de carreras de alta velocidad de competición, tales como muelles de válvulas neumáticas y/o de inercia baja, válvulas de titanio con múltiples resortes mecánicos por válvula. También, a medida que el diseño avanza a la etapa de diseño detallado, el número de válvulas será reconsiderado, pues es más fácil mover un número más grande de válvulas más pequeñas más rápidamente, y proporcionan una circunferencia total más grande que proporciona un mejor flujo en elevación baja.

El tercer punto de interferencia de la válvula de cruce con el pistón cerca del TDC puede ser tratado ahuecando las válvulas de cruce en el cabezal, proporcionando relevaciones o recortes de válvula en la tapa del pistón para permitir espacio para la(s) válvula(s), o diseñando una válvula de cruce de la de abertura exterior.

El último objetivo enumerado es el de la auto-ignición y/o propagación de la llama en el paso de cruce. La auto-ignición en el paso de cruce se refiere al autoencendido de la mezcla aire/combustible mientras reside en el paso de cruce entre los ciclos debido a la presencia de una mezcla combustible mantenida durante un tiempo relativamente largo a temperatura y presión altas. Esto puede ser tratado usando inyección de combustible por un orificio, donde solamente reside aire en el paso de cruce entre los ciclos y por tanto previniendo la auto-ignición. El combustible entonces se agrega directamente al cilindro, o al extremo de salida del paso de cruce, sincronizado para corresponder con el momento de la abertura de la válvula de cruce.

La segunda mitad de este punto, propagación de la llama en el paso de cruce, se puede optimizar más a fondo con el desarrollo. Es decir, aunque sea muy razonable diseñar la sincronización de la válvula de cruce del motor de ciclo dividido para estar abierta durante un breve espacio de tiempo durante la combustión, p. ej., el 5% o menos, a mayor sea el espacio de tiempo que la válvula de cruce permanezca abierta durante la combustión, mayor será el impacto positivo en la eficiencia térmica que puede conseguirse con este motor. No obstante, esta dirección de mayor solape entre la válvula de cruce y las combustiones aumenta la probabilidad de propagación de la llama en el paso de cruce. Por consiguiente, el esfuerzo se puede dirigir hacia la comprensión de la relación entre la sincronización de la combustión, la ubicación de la bujía, el solape de la válvula de cruce y el movimiento del pistón con relación a la evitación de la propagación de llama en el paso de cruce.

2.0 Modelo de motor convencional

Un modelo simulador del ciclo fue construido a partir de un motor convencional bicilíndrico SI de cuatro tiempos con aspiración natural y analizado usando programas informáticos disponibles en los comercios llamados GT-Power, de Gamma Technologies, Inc. de Westmont, IL. Las características de este modelo fueron configuradas usando parámetros del motor representativos para ofrecer valores de rendimiento y eficiencia típicos de los motores SI de gasolina con aspiración natural. Los resultados de estos esfuerzos de modelado fueron utilizados para establecer una línea de comparación para el concepto del motor de ciclo dividido.

2.1 Descripción de la GT-Power

La GT-Power es un programa informático unidimensional para la resolución de problemas con fluidos de uso general en la industria para llevar a cabo simulaciones de motor. La GT-Power está específicamente diseñada para simulaciones de motor en estado estacionario y transitorio. Es aplicable a todos los tipos de motores de combustión interna, y le ofrece al usuario varios objetos basados en menú para modelar los muchos diversos componentes que se pueden utilizar en los motores de combustión interna. La Fig. 12A muestra la interfaz gráfica del usuario (GUI) de GT-Power para el modelo convencional bicilíndrico del motor.

En referencia a las Figuras 12A y B, el aire de entrada fluye de la fuente ambiente al colector de entrada, representado por las uniones 211 y 212. Desde allí, el aire de entrada entra en los orificios de entrada (214-217) donde el combustible se inyecta y se mezcla con la corriente de aire. En el momento apropiado del ciclo, las válvulas de entrada (vix-y) se abren mientras que los pistones en sus cilindros respectivos (cil1 y cil2) se encuentran en su carrera descendente (carrera de entrada). La mezcla de aire y de combustible se admite en el cilindro durante esta carrera, momento después del cual las válvulas de entrada cierran. (El Cil 1 y el Cil 2 no están necesariamente en fase, es decir, pueden pasar por el proceso de entrada en momentos totalmente distintos). Después de la carrera de entrada, el pistón se eleva y comprime la mezcla a una temperatura y presión altas. Cerca del final de la carrera de compresión, se energiza la bujía que comienza el quemado de la mezcla aire/combustible. Se produce el quemado, elevando la temperatura y la presión aún más y haciendo descender el pistón a través de la carrera de expansión o de potencia. Cerca del final de la carrera de expansión, la válvula de escape se abre y el pistón comienza a levantarse, empujando el escape fuera del cilindro en los orificios de escape (229-232). Desde los orificios de escape, el escape se transmite al colector de escape (233-234) y desde allí al entorno final (escape) que representa el ambiente.

2.2 Construcción del modelo de motor convencional

Las características del motor fueron seleccionadas para ser representativas de los motores típicos de SI de gasolina. El desplazamiento del motor era similar al de una versión bicilíndrica de un motor de aplicación en automoción en línea de cuatro cilindros y 202 pulg.^{3} (3,3 L). La relación de compresión fue fijada de 8.0: 1. La relación estequiométrica aire/combustible para gasolina, la cual define las proporciones de aire y de combustible requeridos para convertir todo el combustible en productos totalmente oxidados sin exceso de aire, es aproximadamente de 14,5: 1. La relación aire/combustible seleccionada del 18:1 da lugar a un funcionamiento con mezcla pobre. Los motores de automoción típicos SI de gasolina funcionan en condiciones estequiométricas o ligeramente ricas a carga plena. No obstante, el funcionamiento con mezcla pobre da lugar típicamente a una mayor eficiencia térmica.

El motor típico de SI de gasolina funciona en condiciones estequiométricas porque ése es un requisito para una operación apropiada del convertidor catalítico de tres vías. El convertidor catalítico de tres vías (TWC) recibe este nombre debido a su capacidad de proporcionar tanto oxidación de HC y el CO a H2O y al CO2, así como la reducción del NOx al N2 y al O2. Estos TWCs son extremadamente efectivos, alcanzando reducciones superiores al 90% de la corriente entrante del agente contaminador pero requieren una adherencia cercana a la operación estequiométrica. Es un hecho bien conocido de que las eficiencias se pueden mejorar en los motores del SI funcionando con mezcla pobre, pero la dependencia de TWCs para alcanzar niveles requeridos de las emisiones imposibilita típicamente esta opción en los motores de la producción.

Debe ser observado que con mezcla pobre, los catalizadores de la oxidación son fácilmente disponibles y que oxidarán HC y el CO, pero la reducción del NO_{x} es un desafío importante bajo tales condiciones. Los progresos en el reino del motor diésel han incluido recientemente la introducción de trampas magras del NO_{x} y de catalizadores pobres del NO_{x}. En este punto, éstos tienen otras desventajas tales como poca reducción de la eficiencia y/o la necesidad de regeneración periódica, pero son actualmente el foco de una gran cantidad de desarrollos.

En todo caso, el foco principal del estudio computarizado es la eficiencia relativa y el rendimiento. Comparar ambos motores (ciclo dividido y convencional) en una relación aire/combustible del 18:1 proporciona resultados comparables. Cualquier motor podría funcionar en su lugar bajo condiciones estequiométricas tales que un TWC funcionaría y ambos incurrirían probablemente en penalizaciones de rendimiento similares, de modo que los resultados relativos de este estudio aún tendrían valor. Los parámetros convencionales del motor se enumeran en la Tabla 1.

TABLA 1 Parámetros convencionales del motor

1

Inicialmente, la velocidad del motor fue fijada a 1400 rpm. Esta velocidad debía ser utilizada en todo el proyecto para los barridos paramétricos. No obstante, en varias etapas de la construcción del modelo, se llevaron a cabo barridos de velocidad a 1400, 1800, 2400, y 3000 rpm.

Se recomendó inicialmente que la separación entre la tapa del pistón y culata fuese 0,040 pulg. (1 mm). Para cumplir este requisito con el volumen de separación 7,180 pulg.^{3} (0,118L) se requeriría una cámara de combustión tipo "tazón en pistón", que es infrecuente en motores de automoción SI. Más a menudo, los motores de automoción SI ofrecen cámaras de combustión de techo cerrado. SwRI® asumió un pistón de tapa y culata planos para simplificar el modelo de GT-Power, dando por resultado una separación de 0,571 pulg. (14,3 mm) para cumplir el requisito del volumen de separación. Había una penalización en la eficiencia térmica del freno (BTE) de 0,6 puntos con la separación de pistón a cabeza más grande.

El modelo asume una culata de cuatro válvulas con dos válvulas de entrada de 1,260 pulg. (32 mm) de diámetro y dos válvulas de escape 1,102 de diámetro (28 mm). Los orificios de entrada y de escape fueron modelados como las secciones rectas del tubo con todas las pérdidas de flujo previstas en la válvula. Los coeficientes de flujo en la lista máxima fueron aproximadamente 0,57 tanto para la entrada como para el escape, los cuales fueron tomados de resultados de prueba de flujo reales de una culata del motor representativa. Los coeficientes de flujo se utilizan para cuantificar el rendimiento de los orificios de entrada y de escape en los motores. Un valor 1,0 indicaría un orificio perfecto sin pérdidas del flujo. Los valores de elevación máximos típicos para los orificios verdaderos del motor están entre 0,5 a 0,6.

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Los colectores de entrada y de escape fueron creados como tubos de 2,0 pulg. de diámetro (50,8 mm) sin pérdidas del flujo. No había válvula reguladora modelada en el sistema de inducción puesto que el foco está en el funcionamiento de la válvula reguladora abierta completamente (WOT), o a carga plena. El combustible se entrega mediante una inyección de combustible multiorificio.

Los trabajos de la válvula fueron tomados de un motor existente y escalados para ofrecer un rendimiento realista por toda la gama de velocidad (1400, 1800, 2400 y 3000 rpm), específicamente en eficiencia volumétrica. La Tabla 2 enumera los trabajos de la válvula en el motor convencional.

TABLA 2 Parámetros convencionales de respiración del motor y de la combustión

2

El proceso de la combustión fue modelado usando una liberación de calor empírica de Wiebe, donde el 50% del punto de quemado y el 10 a 90% de la duración de quemado eran entradas de usuario fijas. El 50% del punto de quemado proporciona medios más directos de establecer fases en la combustión, pues no hay necesidad de realizar un seguimiento del momento de la chispa y del retardo en la ignición. La duración de quemado de 10 a 90% es el intervalo del ángulo de fisura requerido para quemar el parte principal de la carga, y es el término común para definir la duración de la combustión. La salida del modelo de combustión Wiebe es una curva de liberación del calor no-instantánea realista, que se utiliza para calcular la presión del cilindro en función del ángulo de fisura (ºCA).

La función de Wiebe es un estándar industrial para una correlación empírica de liberación del calor, lo que significa que está basado en la historia anterior de los perfiles típicos de liberación del calor. Proporciona una ecuación, basada en algunos términos de entrada por parte del usuario que se puede escalar y poner en fase fácilmente para proporcionar un perfil razonable de liberación del calor.

La figura 13 muestra una curva típica de liberación del calor de Wiebe con algunos de los parámetros dominantes denotados. Como se muestra, las colas del perfil de liberación del calor (< 10% de quemado y > 90% de quemado) son bastante largas, pero no tienen un efecto fuerte en el rendimiento debido a la pequeña cantidad de calor liberada. Al mismo tiempo, el comienzo y finalización reales son difíciles de establecer debido a su enfoque asintótico de las líneas de quemado de 0 y 100%. Esto es especialmente verdad con relación a los datos de prueba, donde la curva de liberación del calor es un perfil calculado basado en la curva de presión del cilindro medida y otros parámetros. Por lo tanto, los puntos de quemado de 10 y 90% se utilizan para representar los "extremos" nominales de la curva de liberación del calor. En la correlación de Wiebe, el usuario especifica la duración del período de quemado 10-90% (es decir duración 10-90%) y que controla el índice resultante de liberación del calor. El usuario puede también especificar la localización del ángulo de fisura desde otro punto del perfil, más típicamente posible el punto 10 ó 50%, como ancla para proporcionar la fase de la curva de liberación del calor relativa al ciclo del motor.

Se utilizó el calculador de temperaturas de la pared de GT-Power para predecir las temperaturas de la pared del pistón, culata y del revestimiento del cilindro para el motor convencional. GT-Power calcula continuamente los índices de transferencia térmica del fluido de trabajo a las paredes de cada paso o componente (incluyendo cilindros). Este cálculo necesita tener la temperatura de la pared como condición límite. Esto se puede proporcionar como entrada fija, o el calculador de la temperatura de la pared puede activarse para calcularlo de otras entradas. En el último caso, se especifica el grueso de la pared y el material de modo que la conductividad de la pared pueda ser determinada. Además, se proporciona la temperatura del fluido en general a la que la parte posterior de la pared está expuesta, junto con el coeficiente de transferencia del calor de convección. Partiendo de estas entradas, el programa calcula para el perfil de temperatura de la pared que es una función de la temperatura y de la velocidad del fluido de trabajo, entre otras cosas. El enfoque usado en este trabajo era que el calculador de la temperatura de la pared se activó para calcular temperaturas realistas de los componentes del cilindro y entonces esas temperaturas fueron asignadas a esos componentes como temperaturas fijas para el resto de los ciclos.

El refrigerante de la culata fue aplicado a 200ºF (366 K) con un coeficiente de transferencia térmica de 3000 W/m^{2} - K. La superficie inferior del pistón se refresca con el aceite salpicado aplicado a 250ºF (394 K) con un coeficiente de transferencia térmica de 5 W/m^{2}- K. Las paredes del cilindro se refrescan mediante el refrigerante aplicado a 200ºF (366 K) con un coeficiente de transferencia térmica de 500 W/m^{2} - K y aceite aplicados en el 250ºF (394 K) con un coeficiente de Transferencia térmica de 1000 W/m^{2}- K. Estas condiciones de límite térmico fueron aplicadas al modelo para predecir las temperaturas de superficie del componente interior al cilindro. Se calculó un promedio de las temperaturas previstas por toda la gama de velocidad y se aplicó como temperaturas fijas de la pared en las simulaciones restantes. Se utilizaron temperaturas de superficie fijas para el pistón 464ºF (513 K), culata 448ºF (504 K), y el revestimiento 392 ' F (473 K) para modelar la transferencia térmica entre el gas de combustión y los componentes del interior del cilindro para los estudios restantes.

La fricción del motor fue caracterizada dentro de GT-Power usando la correlación de Chen-Flynn, que es una relación empírica basada en experimento que relaciona la presión del cilindro y la velocidad media del pistón con la fricción total del motor. Los coeficientes usados en la correlación de Chen-Flynn fueron ajustados para dar valores de fricción realistas en toda la gama de velocidad.

2.3 Resumen de resultados del motor convencional

La Tabla 3 resume los resultados del rendimiento del modelo del motor de cuatro tiempos convencional bicilíndrico. Los resultados se enumeran en términos de esfuerzo indicado, potencia indicada, presión efectiva media indicada (IMEP), eficiencia térmica indicada (ITE), presión efectiva media de bombeo (PMEP), presión efectiva media de fricción (FMEP), esfuerzo de freno, potencia de freno, presión efectiva media del freno (BMEP), eficiencia térmica del freno (BTE), eficiencia volumétrica, y presión máxima del cilindro. A modo de referencia, se define la presión efectiva media como el trabajo por ciclo dividido por el volumen desplazado por ciclo.

TABLA 3 Resumen del rendimiento de motor previsto (unidades inglesas)

3

Resumen del rendimiento de motor convencional previsto (unidades SI)

4

En referencia a la Fig. 14 el rendimiento se traza en términos de esfuerzo de freno, potencia de freno, BMEP, eficiencia volumétrica, FMEP, y eficiencia térmica de freno en toda la gama de velocidad. Los trabajos de la válvula fueron fijados inicialmente usando perfiles de la elevación medidos de un motor existente. La sincronización y la duración de los trabajos de las válvulas de entrada y de escape fueron configurados para rendir valores de eficiencia volumétricos representativos en toda la gama de velocidad. Según las indicaciones de la Figura 14, la eficiencia volumétrica es el aproximadamente 90% en toda la gama de velocidad, pero comenzó a caer ligeramente a 3000 rpm. De modo similar, los valores del esfuerzo de freno eran bastante planos por toda la gama de velocidad, pero disminuyeron ligeramente a 3000 rpm. La forma de la curva de esfuerzo dio lugar a una curva de energía casi lineal. La tendencia de la eficiencia térmica de freno en toda la gama de velocidad fue bastante constante. Había una gama de 1,7 puntos de eficiencia térmica desde el máximo en 1400 rpm de 33,2% al mínimo en 3000 rpm de 31,5%.

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3.0 Modelo de motor de ciclo dividido

Un modelo del concepto de ciclo dividido fue creado en GT-Power basándose en los parámetros del motor proporcionados por el Scuderi Group, LLC. Los parámetros geométricos de los cilindros de compresión y de expansión eran únicos el uno del otro y algo diferentes del motor convencional. La validez de la comparación contra los resultados del motor convencional fue mantenida emparejando la masa atrapada de la carga de entrada. Es decir, el motor de ciclo dividido fue construido para tener la misma masa atrapada en el cilindro de compresión después del cierre de la válvula de entrada como el convencional; ésta fue la base de la comparación. Típicamente, el volumen equivalente de desplazamiento se utiliza para asegurar una comparación ecuánime entre los motores, pero es muy difícil definir el desplazamiento del motor de ciclo dividido; por ello la masa atrapada equivalente fue utilizada como la base.

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3.1 Modelo inicial de ciclo dividido

Varias modificaciones fueron realizadas al modelo del motor de ciclo dividido. Se encontró que algunos de los parámetros más significativos eran la fase TDC y las relaciones de compresión y de expansión. Los parámetros modificados del motor fueron resumidos en las Tablas 4 y 5

TABLA 4 Parámetros del motor de ciclo dividido (cilindro de compresión)

5

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TABLA 5 Parámetros del motor de ciclo dividido (cilindro de expansión)

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En referencia a las Figuras 5A y B, se muestra el GUI del GT-Power del modelo del motor de ciclo dividido. El aire de entrada fluye de la fuente ambiente al colector de entrada, representado por entr-bypass y el entr-divisor del empalme. Desde allí, el aire de entrada entra en los orificios de entrada (orif.entr1, orif.entr2) donde el combustible se inyecta y se mezcla con la corriente de aire. En el momento apropiado del ciclo, las válvulas de entrada (vi1-y) se abren mientras que el pistón comp del cilindro está en su carrera descendente (carrera de entrada). La mezcla de aire y de combustible se admite en el cilindro durante esta carrera, momento después del cual las válvulas de entrada cierran. Después de la carrera de entrada, el pistón se eleva y comprime la mezcla a una temperatura y presión altas. Al llegar el final de la carrera de compresión, la presión es suficiente para abrir la válvula de comprobación (comprobación) y empujar la mezcla aire/combustible hacia el paso de cruce. En este momento, el cilindro de potencia ha acabado de terminar la carrera de escape y ha pasado por el TDC. En aproximadamente este momento, la válvula de paso válvula de cruce) abre y admite aire del paso de cruce y desde el cilindro de comp, cuyo pistón se acerca al TDC. En aproximadamente el momento TDC del pistón del cilindro de comp (es decir después del TDC del pistón del cilindro de potencia por la compensación del ángulo de fase) la válvula de cruce se cierra y la bujía se energiza en el cilindro de potencia. La mezcla se quema, elevando aún más la temperatura y la presión de la mezcla y haciendo descender el pistón de potencia a través de la carrera de expansión o de potencia. Cerca del extremo de la carrera de expansión, la válvula de escape se abre y el pistón comienza a elevarse, empujando el escape hacia el exterior del cilindro a través de las válvulas de escape (vel, ve2) en los orificios de escape (orif.esc1, orif.esc2). Obsérvese que las carreras de compresión y de escape así como las carreras de entrada y de potencia están ocurriendo más o menos al mismo tiempo pero en cilindros diferentes. Desde los orificios de escape, el escape se transmite al colector de escape (exh-jcn) y desde allí al entorno final (escape) que es el ambiente.

Obsérvese que la disposición del modelo es muy similar a la del modelo convencional del motor. Las válvulas y orificios de entrada y de escape, así como los inyectores de combustible multiorificio, fueron tomados directamente del modelo convencional del motor. El paso de cruce fue modelado como tubo curvado de diámetro constante con una válvula de comprobación en las válvulas de entrada y válvulas de resorte en la salida. En la configuración inicial, el paso de cruce era 1024 pulg. (26,0 mm) de diámetro, con cuatro válvulas de 0,512 pulg. (13,0 mm) en la salida. Las válvulas de resorte que alimentaban el cilindro de expansión se conocen como las válvulas de cruce.

Aunque el paso de cruce fue modelado como tubo curvado de diámetro constante que tenía una entrada de la válvula de comprobación y una salida de la válvula de resorte, una persona experta en la técnica reconocería que otras configuraciones de lo antedicho están dentro del ámbito de esta invención. Por ejemplo, el paso de cruce puede incluir un sistema de inyección de combustible, o la válvula de entrada puede ser una válvula de resorte en lugar de una válvula de comprobación. Por otra parte, se pueden utilizar varios sistemas de sincronización de la válvula variables bien conocidos tanto en la válvula de cruce como la válvula de entrada al paso de cruce.

En referencia a la Fig. 16, un modelo del motor de ciclo dividido fue construido usando un programa informático de análisis dinámico de MSC.ADAMS® para confirmar los perfiles de movimiento del pistón y producir una animación del mecanismo. El software MSC.ADAMS®, de MSC.Software Corporation de Santa Ana, CA, es uno de los programas informáticos más ampliamente utilizados para simulaciones dinámicas en la industria del motor. Se utiliza para calcular las fuerzas y las vibraciones asociadas a las piezas móviles en general. Una aplicación es generar movimientos, velocidades, fuerzas de inercia y vibraciones en los sistemas de motor. La Tabla 16 muestra una realización esquemática del MSC. Modelo ADAMS®.

Una vez el modelo del motor de ciclo dividido producía trabajo positivo, se llevaron a cabo otros refinamientos. Los momentos de sincronización de la abertura de la válvula de entrada (IVO) y el cierre de la válvula de escape (EVC) fueron ajustados para encontrar el mejor compromiso entre la sincronización de la válvula y el volumen de separación según lo limitado por interferencia válvula a posición. Estos momentos fueron investigados durante los esfuerzos de modelación de ciclo dividido inicial y fueron fijadas las sincronizaciones óptimas del IVO y del EVC. El IVO fue retardado ligeramente para permitir que el pistón de compresión recibiera cierto trabajo de expansión de la alta presión de gas que permanecía después de alimentar el paso de cruce. Esto imposibilitó el compromiso entre la reducción del volumen de separación y un IVO temprano para mejorar la respiración. El motor respiró bien, y el IVO final permitió que el pistón recuperara un poco del trabajo de expansión.

EVC avanzó para producir una acumulación leve de presión antes de la abertura de la válvula de cruce (XVO). Esto ayudó a reducir la pérdida irreversible al caer el gas de alta presión de la cámara de cruce en un depósito de baja presión de gran capacidad.

Se siguió el modelo de combustión de Wiebe para calcular la liberación del calor para el motor de ciclo dividido. La Tabla 6 resume los trabajos de la válvula y los parámetros de la combustión, referenciados al TDC del pistón de expansión, a excepción de los trabajos de la válvula de entrada, los cuales se referenciaron al TDC del pistón de compresión.

TABLA 6 Parámetros de la respiración y de la combustión del motor de ciclo dividido

7

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Además, la Fig. 17 proporciona un gráfico de las posiciones del pistón de compresión y de expansión, y los trabajos de la válvula en el motor de ciclo dividido.

Uno de los primeros pasos era comprobar la separación entre la válvula de cruce y el pistón del cilindro de potencia. La válvula de cruce está abierta cuando el pistón del cilindro de expansión está en el TDC, y la separación del pistón al cabezal es de 0,040 adentro (1,0 mm). Había interferencia, indicando el contacto de la válvula al pistón. Se llevaron a cabo intentos para fijar el problema ajustando la fase de la válvula de cruce, pero ello dio lugar a una penalización de 1 a 2 puntos en eficiencia térmica indicada (ITE) en toda la gama de velocidad. Se discutieron los compromisos y se decidió que sería mejor aliviar la interferencia y volver a la fase anterior, conservando así los valores de ITE más altos. Las posibles soluciones que se considerarán incluyen liberación de la válvula en la corona del pistón, ahuecar las válvulas en la culata, o válvulas de abertura exterior.

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A continuación se redujo el número de válvulas de cruce de cuatro a dos, con válvulas clasificadas para equiparar la superficie transversal de salida del paso de cruce. Para la salida del paso de cruce de 1,024 pulg. (26, mm), esto resultó en dos válvulas de 0,724 pulg. (18,4 mm) en comparación a cuatro válvulas de 0,512 pulg. (13,0 mm). Este cambio fue realizado para simplificar el mecanismo de la válvula de cruce y para hacer que la culata del lado de expansión fuese más bien como una culata típica con dos válvulas de entrada.

Se utilizó el calculador de temperaturas de la pared de GT-Power para predecir las temperaturas del pistón, culata y de la pared del revestimiento del cilindro tanto para el motor convencional como para el de ciclo dividido. Originalmente, se asumió que los pistones de aluminio serían utilizados para los motores convencionales y los de ciclo dividido. Las temperaturas previstas del pistón tanto para el motor convencional como para el pistón del cilindro de compresión de ciclo dividido estaban muy en conformidad con los límites de los estándares, pero el pistón del cilindro de potencia de ciclo dividido fue aproximadamente 266º F (130º C) sobre el límite. Para abordar esta preocupación, el pistón del cilindro de potencia se cambió por el pistón de una sola pieza de acero refrigerado por aceite. Esto llevó la temperatura media dentro del límite en los pistones de la corona de acero. La temperatura media de la pared del cilindro del cilindro de potencia de ciclo dividido fue de aproximadamente 140ºF (60ºC) superior a la del motor convencional. Esto podría ocasionar problemas con la retención de aceite de lubricante. Las temperaturas de la pared se calcularon en toda la gama de velocidad y se halló un promedio, aplicándose como temperaturas fijas de pared en todos los estudios restantes. Las temperaturas de superficie fijas de los componentes del cilindro de expansión fueron de 860ºF (733 K) para el pistón, 629ºF (605K) para la culata, y 552ºF (562K) para el revestimiento. Para los componentes del cilindro de compresión, las temperaturas de superficie fueron de 399ºF (473K) para el pistón, 293ºF (418K) para la culata, y 314ºF (430K) para el revestimiento.

La Tabla 7 resume los resultados del funcionamiento para el modelo inicial del motor de ciclo dividido. Los resultados son mencionados en términos de esfuerzo indicado, potencia indicada, presión efectiva media indicada (IMEP), eficiencia térmica indicada (ITE), y presión máxima del cilindro.

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TABLA 7 Resumen del rendimiento de motor previsto (unidades inglesas)

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Resumen del rendimiento previsto de motor (unidades SI)

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La Figura 18 traza el rendimiento en términos de esfuerzo indicado, potencia indicada, y nuevo IMEP en toda la gama de velocidad. La tendencia del esfuerzo indicado y de IMEP neto es plana en 1400 y 1800 rpm, pero cae a velocidades más altas. La curva de potencia es algo lineal. El énfasis se centró en la adaptación en la configuración para el punto de funcionamiento a 1400 rpm, de modo que no hubo mucho esfuerzo gastado en la optimización del funcionamiento del motor a alta velocidad.

Barridos paramétricos

Se llevaron a cabo barridos paramétricos para determinar la influencia de las variables clave siguientes en eficiencia térmica indicada:

\bullet Diámetro del paso de cruce,

\bullet Diámetro de la válvula de cruce,

\bullet Fase TDC

\bullet Sincronización de la válvula de cruce, duración, y elevación,

\bullet Duración de quemado del 10 al 90%,

\bullet Relación orificio-a-carrera (desplazamiento constante)

\bullet Relación de expansión del cilindro de expansión,

\bullet Transferencia térmica en el paso de cruce, y

\bullet Transferencia térmica interior al cilindro para el cilindro de expansión.

En todos los barridos paramétricos llevados a cabo, varios ciclos fueron llevados a cabo en condiciones de velocidad del motor de 1400 rpm para determinar la configuración más prometedora. Una vez esa configuración fue identificada, los ciclos se llevaron a cabo en toda la gama de velocidad. Los resultados se presentan en términos de ganancias o pérdidas en ITE relativas a los resultados del modelo inicial del motor de ciclo dividido o del mejor caso anterior.

Diámetro del paso de cruce

El diámetro del paso de cruce cambió de 0,59 pulg. (15,0 mm) a 1,97 pulg. (50,0 mm). En cada paso, el diámetro de la válvula de cruce fue cambiado de modo que el área de las dos válvulas coincidió con la salida del paso de cruce. La configuración más prometedora para el paso de cruce era la de secciones transversales de entrada y de salida de 1,18 pulg. (30 mm) de diámetro con dos válvulas de cruce de 0,83 pulg. (21,2 mm). La entrada fue modelada con una válvula de comprobación con un tiempo constante realista. Las ganancias en eficiencia térmica en toda la gama de velocidad como resultado de la optimización del diámetro óptimo de paso de cruce eran mínimas (menos de 0,3 puntos de ITE).

Fase del TDC

Barrer la fase del TDC entre los cilindros de compresión y de potencia ejerció una influencia significativa sobre la eficiencia térmica. La fase del TDC fue barrida entre 18º y 30ºCA. En cada paso, la sincronización del 50% del punto de quemado y la válvula de cruce fueron ajustadas para mantener la fase de modo que el 10% del punto de quemado ocurrió en o después del cierre de la válvula de cruce (XVC). Esto fue pensado para prevenir la propagación de la llama hacia el interior del paso de cruce. La configuración más prometedora vino de una fase del TDC de 20ºCA. Esto demostró ganancias moderadas en toda la gama de velocidad (de entre 1,3 a 1,9 puntos de ITE relativos a la fase TDC anterior de 25º). Otros estudios para optimizar la duración de la válvula de cruce y la elevación resultaron en mejoras mínimas (menos de 0,2 puntos de ITE).

Duración de la combustión

Cambiando la duración de la combustión, o índices de quemado del 10 al 90%, también ejerció una fuerte influencia en la eficiencia térmica. El ajuste inicial para la duración de la combustión de 10 a 90% fue fijado en 24ºCA, que es una duración rápida de quemado en motores SI típicos. El objetivo más importante era mantener el mismo tipo de duración de la combustión entre los motores convencionales y de ciclo dividido. No obstante, debido a las teorías relacionadas con índices de quemado más rápidos que pudieran ser inherentes en el motor del ciclo dividido, se examinó la sensibilidad del motor en lo que respecta a una combustión más rápida. La reducción de la duración de quemado de 10 a 90% (que aumenta el índice de quemado) de 24ºCA a 16ºCA demostró ganancias de hasta 3 puntos de ITE en toda la gama de velocidad.

Este estudio fue repetido para que el modelo convencional del motor pudiera establecer un punto de referencia a modo de comparación. Las ganancias del motor convencional se limitaron a 0,5 puntos de ITE. En el caso del motor convencional, la combustión ocurre en un volumen casi constante.

En referencia a la Fig. 19 se muestran los datos de presión en comparación con los datos de volumen (P-V de abscisas y ordenadas) del motor convencional con una duración de quemado de 10 a 90% de 24ºCA. Cuando se compara a la línea de adición del calor de volumen del ciclo Otto ideal, hay una región sombreada sobre donde la combustión se transfiere hacia la carrera de expansión. Disminuyendo la duración de quemado a 16º CA, se da un incremento en la cantidad de combustible quemado cerca del TDC que resulta en más trabajo de expansión. Es decir, la región sombreada se empequeñece y la curva del P-V se aproxima más al ciclo de Otto ideal. Esto lleva a una mejora leve en eficiencia térmica. Los fabricantes de motores han invertido esfuerzos de desarrollo significativos en la optimización de este compromiso para obtener mejoras en los incrementos.

En referencia a la Fig.20 se muestra el diagrama de volumen de la presión del motor de ciclo dividido. El cilindro de expansión del motor de ciclo dividido experimenta un cambio en volumen mucho más grande durante la combustión cuando se le compara con el motor convencional. Esto se ilustra en la Fig. 20. La línea negra representa la duración de quemado de 10 a 90% a 24º.

La eficiencia térmica aumenta mientras la combustión cambia hacia TDC para el motor de ciclo dividido, pero el avance del punto de quemado a 10% se ve limitado por la sincronización del cierre de cruce (XVC). Reducir la duración de quemado del 10 al 90% mejora efectivamente la combustión, dando como resultado más presión actuando sobre un cambio en volumen reducido. Así, la reducción de la duración de quemado rinde ganancias más grandes con el motor de ciclo dividido que con el motor convencional.

Una duración típica de quemado de 10 al 90% o un motor convencional de gasolina con encendido por chispa está entre el 20º y 40ºCA. Uno de los factores que limitan el incremento de los índices de quemado es cuánta turbulencia se puede producir dentro del cilindro, arrugando así el frente de la llama y acelerando la propagación de la llama por el cilindro. El modelo de combustión de Wiebe de GT-Power no tiene en cuenta este nivel de complejidad. Se siguió la hipótesis de que, debido al intenso movimiento y al momento tardío del flujo de cruce, el cilindro de expansión del motor de ciclo dividido puede experimentar un grado mucho mayor de movimiento de aire general y turbulencias en el momento de la combustión, lo que lleva a mayores velocidades de la llama que con el motor convencional. Se decidió seguir el análisis de la dinámica de fluidos computacional (CFD) para modelar con mayor precisión la combustión y determinar los tipos de índices de quemado posibles para el motor de ciclo dividido. Este asunto se cubre en la
sección 3.3.

Geometría del interior del cilindro

En el sistema siguiente de estudios paramétricos, se varió la geometría del interior del cilindro para determinar la influencia en eficiencia térmica. La relación orificio a carrera se varió independientemente para los cilindros de compresión y de potencia, manteniendo el desplazamiento constante para cada uno. En el caso del cilindro de compresión, la relación orificio a carrera fue barrida de 0,80 a 1,20. La relación orificio a carrera más prometedora del cilindro de compresión para la velocidad del motor de 1400 rpm era 0,90 (ganancia de 0,3 puntos de ITE). No obstante, este valor no dio lugar a ganancias para las otras velocidades del motor. La disminución de la relación del orificio a carrera se traduce en una carrera y biela más largas, lo cual aumenta el peso del motor, particularmente en el caso del bloque de motor. No se demostró que hubiese ganancias al cambiar la relación del orificio a carrera del cilindro de expansión. Al aumentar la relación de expansión del cilindro de expansión de 120 a 130 se demostró un aumento de 0,7 puntos de ITE para el punto de funcionamiento de 1400 rpm. No obstante, hubo una penalización leve en ITE a las velocidades de motor más altas. Todos los signos indican que si el motor estuviese configurado para una aplicación de 1400 rpm, habría una cierta ventaja en ITE al cambiar la relación del orificio a carrera del cilindro de compresión y la relación de expansión del cilindro de potencia. No obstante, si se configura por toda la gama de velocidad, los valores se deberían dejarse sin cambios.

Transferencia térmica

Fueron modelados revestimientos cerámicos y aplicados al paso de cruce para cuantificar ganancias potenciales en eficiencia térmica debido al calor retenido y mayores presiones en el paso. Usando una conductividad térmica de 6,2 W/m-K, se variaron la emisividad y el grueso del revestimiento. El grueso de pared, que fue variado de 0,059 pulg. (1,5 mm) a 0,276 pulg. (7 mm), no influyó demasiado en la eficiencia térmica. El grosor de 0,059 pulg. (1,5 mm) es un valor típico usado para revestimientos cerámicos de elementos del motor, así que fue utilizado como valor por defecto. La variación de la emisividad, que puede variar en cualquier lugar de 0,5 a 0,8 en un material cerámico, llevó a un cambio de 0,2 puntos de ITE, con el valor más bajo de 0,5 rindiendo los mejores resultados. Con esta emisividad, hubo una ganancia prevista de 0,7 puntos de ITE en toda la gama de velocidad.

No había ningún método directo y rápido en GT-Power para aplicar revestimientos cerámicos a los componentes del interior del cilindro. En lugar de invertir una gran cantidad de tiempo en la creación de un sub-modelo para realizar los cálculos necesarios, las propiedades del material del pistón del cilindro de potencia y de la culata se cambiaron a cerámica. Los resultados sugieren que podría haber ganancias de hasta 2 puntos de ITE en toda la gama de velocidad al usar componentes de cerámica.

Resumen de resultados de ITE en el motor de ciclo dividido

La Tabla 8 de abajo realiza un seguimiento de los cambios en ITE a lo largo de los estudios paramétricos.

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TABLA 8 Predicciones de eficiencia térmica indicada del motor de ciclo dividido

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En referencia a la Fig. 21, estos resultados se exhiben gráficamente. Como base de comparación, el motor convencional rindió eficiencias térmicas indicadas en la gama de 37,5% a 38,2% en niveles de potencia similares a los del motor de ciclo dividido. La aceleración de los índices de quemado tuvo la influencia más significativa de cualquiera de las variables investigadas. Los aumentos en los índices de quemado permitieron elevar las eficiencias térmicas del motor de ciclo dividido sobre los niveles previstos del motor convencional en aproximadamente 3 puntos. Se demostraron otros aumentos potenciales con el uso de revestimientos cerámicos.

Análisis de la combustión

El barrido paramétrico llevado a cabo en GT-Power demostró que la duración de quemado de 10 al 90% tenía una influencia significativa en el ITE del motor de ciclo dividido. También se siguió la hipótesis de que el cilindro de expansión del motor de ciclo dividido puede experimentar niveles más altos de movimiento de aire general y de turbulencia del cilindro en comparación con el motor convencional, rindiendo así índices de quemado más rápidos. El modelo de combustión de Wiebe usado durante los estudios de simulación del ciclo de GT-Power produce curvas de liberación del calor basadas en entradas por parte del usuario para el 50% del punto de quemado y la duración de quemado de 10 al 90%. Proporciona una aproximación general a la combustión, pero no explica los efectos de la mayor turbulencia.

Se utilizó la dinámica de fluidos computacional (CFD) para probar la hipótesis y para cuantificar la duración de quemado de 10 al 90% realizable con el concepto de motor de ciclo dividido. La dinámica de fluidos computacional se refiere a un campo de software que reduce un campo geométrico complejo en pequeños pedazos (conocidos como los "elementos" que están separados por la "rejilla"). Se solucionan entonces en cada uno de estos elementos las ecuaciones de gobierno aplicables (flujo de fluido, conservación de la masa, ímpetu, potencia). Avanzar en el tiempo y la realización de estos cálculos para cada elemento de cada paso en el tiempo permite la resolución de campos de flujo muy complejos, pero requiere una gran potencia de cálculo.

Se construyeron modelos de CFD de los motores convencionales y de ciclo dividido para proporcionar análisis comparativos. Los trabajos de la válvula de entrada y la sincronización de la chispa se ajustaron para que el motor convencional coincidiese con la masa atrapada y el 50% del punto de quemado de los resultados de simulación del ciclo. La duración resultante de quemado de 10 al 90% del CFD fue aproximadamente 24ºCA, lo que coincidió con el valor usado en el modelo de combustión de Wiebe de GT-Power.

Para el modelo de ciclo dividido, las entradas incluyeron temperaturas de pared fijas asumiendo revestimiento cerámico en el paso de cruce, pero no componentes cerámicos en el cilindro de expansión. La parte temprana de quemado ocurre con la válvula de cruce abierta. La interacción entre la carga de entrada del paso de cruce y la elevación de la presión del cilindro de expansión de la combustión influye en la masa atrapada. Varias iteraciones fueron necesarias para hacer coincidir la masa atrapada del motor convencional dentro del 4%. El primer sistema de resultados tenía una cantidad significativa de solape con aproximadamente 35% de la combustión total (es decir desde el punto 0% al punto del 100% de la combustión) que ocurre antes del cierre de la válvula de cruce. (Esto se conocerá como 35% de "solape de quemado" a partir de aquí). El modelo del CFD tenía la combustión inhabilitada en el paso de cruce. No obstante, repasando los resultados, se puso de manifiesto que esta cantidad de solape habría dado lugar más que probablemente a la propagación de llama en el paso de cruce. La duración resultante de quemado de 10 al 90% era aproximadamente 10ºCA.

En referencia a la Fig. 22, el caso con solape de quemado del 35% se ilustra según lo calculado en el análisis del CFD. La válvula 250 de cruce se cierra después de que ocurra aproximadamente el 35% de quemado y el pistón 252 de expansión es empujado hacia abajo por los gases calientes. El frente de la llama 254 (el área sombreada oscura) ha progresado pasado el asiento de válvula de cruce 256. Por consiguiente, es probable que en esta realización el frente de la llama 254 pudiera introducirse en el paso 258 de cruce.

Otra iteración fue conducida para reducir el solape de quemado. El objetivo era inferior al 10% de quemado antes del cierre de la válvula de cruce. Una vez más, varias iteraciones fueron necesarias para hacer coincidir la masa atrapada. Este caso dio lugar a aproximadamente un 5% de la combustión total (es decir, del punto del 0% al punto del 100% de la combustión) antes del cierre de la válvula de cruce. La duración de quemado de 10 al 90% fue aproximadamente del 22ºCA. La cantidad de solape entre la válvula de cruce y la combustión ejerció una influencia significativa en la duración del quemado.

En referencia a la Fig. 23, el caso con solape de quemado del 5% se ilustra según lo calculado en el análisis del CFD. La válvula 250 de cruce se cierra después de que ocurra aproximadamente el 5% de quemado y el pistón 252 de expansión es empujado hacia abajo por los gases calientes. El frente de la llama 254 (el área sombreada oscura) no ha progresado más allá del asiento de válvula de cruce 256. Por consiguiente, es probable que en esta realización el frente de la llama 254 no pudiera introducirse en el paso 258 de cruce.

Un descubrimiento interesante del análisis del CFD fue que el motor de ciclo dividido parece tener una ventaja potencial inherente sobre el motor convencional en términos de emisiones de NO_{x}. Las emisiones de NO_{x} previstas en el caso del motor de ciclo dividido con una duración de quemado de 10 al 90% a 10ºCA fueron aproximadamente 50% de las emisiones de NO_{x} previstas para el motor convencional, mientras que el caso con duración de quemado de 10 al 90% de 22ºCA dio lugar a aproximadamente un 20% de las emisiones de NO_{x} convencionales del motor. El alto índice de expansión durante la combustión encontrada en el motor de ciclo dividido dará lugar a una reducción de las temperaturas máximas del gas final que se experimentan normalmente en un motor convencional que quema a volumen casi constante. Por lo tanto, la tendencia de estos resultados parece ser razonable.

Los motores de automoción SI a gasolina típicos funcionan en relaciones aire/combustible estequiométricas o ligeramente ricas a carga plena. La eficiencia térmica tiende a mejorar con relaciones aire/combustible pobres, pero con emisiones de NO_{x} superiores y funcionamiento seriamente degradado del catalizador. La incapacidad del catalizador de reducir efectivamente emisiones de NO_{x} bajo estas condiciones agrava aún más los niveles de NO_{x} del tubo de escape. Las emisiones de NO_{x} previstas para el funcionamiento convencional del motor en la relación aire/combustible de 18:1 son probablemente más altas de lo que sería representativo en motores típicos que funcionan con relaciones aire/combustible estequiométricas o ligeramente ricas.

Estos resultados no se han correlacionado con datos experimentales y las predicciones de emisiones a partir de modelos numéricos tienden a depender mucho del seguimiento de rastros de elementos a lo largo de la combustión. Si estos resultados fueran confirmados en un motor real de prueba, constituirían una ventaja significativa del concepto del motor de ciclo dividido. Las emisiones previstas de CO eran más altas en el motor de ciclo dividido, pero estos elementos son más fáciles de oxidar bajo condiciones de funcionamiento con mezcla pobre que el NO_{x} usando el escape fácilmente disponible tras dispositivos del tratamiento tales como catalizadores de la oxidación.

En referencia a la Fig. 24, se muestran las emisiones de NO_{x} previstas para los tres casos, es decir motor convencional, división temprana (solape de quemado del 5%) y división tardía (solape de quemado del 35%). La experiencia indica que la tendencia relativa del NO_{x} entre casos se predice exactamente, pero que la magnitud absoluta tal vez no. Ambos casos de ciclo dividido tienen combustiones más tardías en el ciclo que el caso convencional, dando por resultado menos tiempo total a temperaturas altas, y así menos NO_{x} que el caso convencional. El último caso de sincronización produjo muy poco NO_{x} porque la combustión tardía dio lugar a temperaturas más bajas del cilindro. El ciclo de expansión estaba bien en curso cuando ocurría la combustión.

Las temperaturas más bajas del cilindro para el caso de ciclo dividido de quemado tardío dieron lugar a mayores emisiones de CO tanto al compararse con el motor convencional como con el caso del motor del ciclo dividido con sincronización temprana. Las concentraciones finales de CO eran 39, 29, y 109 ppm para el ciclo dividido convencional, con sincronización temprana, y el ciclo dividido con sincronización tardía respectivamente.

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Estudio de la fricción

El modelo de fricción usado en GT-Power se basa en la correlación de Chen-Flynn, que predice la fricción usando la relación empírica siguiente:

FMEP = a x PCP + b x V_{P} + c x V_{P}^{2} + d,

donde

FMEP: presión efectiva media de la fricción (o esfuerzo de la fricción por desplazamiento).

a, b, c, d: coeficientes de correlación (parámetros de configuración)

PCP: presión máxima del cilindro, y

V_{p:} velocidad media del pistón.

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Esta correlación ha sido bien desarrollada a lo largo del tiempo para los motores de pistón convencionales y se han validado los valores razonables para los coeficientes de correlación contra datos experimentales. No obstante, el modo empírico no explica el único movimiento del pistón y el ángulo de la biela del concepto del motor de ciclo dividido.

La fuente principal de fricción de frotamiento del motor viene del montaje del pistón. Más específicamente, la fuente dominante de fricción del montaje del pistón proviene del contacto entre los anillos del pistón y el revestimiento del cilindro. Para determinar las diferencias inherentes en la fricción del motor entre los motores convencionales y de ciclo dividido, se realizaron cálculos de la fricción fuera de GT-Power. Se calculó la carga de empuje del pistón en función de la presión del cilindro en comparación con datos del ángulo de fisura importados de GT-Power en un formato de la hoja de cálculo. La fuerza de fricción fue determinada multiplicando esta fuerza por un coeficiente (constante) medio del valor de la fricción. El trabajo de la fricción fue calculado integrando el trabajo de F-dx a lo largo de la carrera en incrementos de 0,2ºCA. Se asumió que la suma del trabajo de la fricción F-dx explicaba la mitad de la fricción total del motor. El coeficiente medio del valor de la fricción fue determinado haciendo coincidir el trabajo de fricción previsto de la hoja de cálculo con el trabajo de fricción previsto de la correlación Chen-Flynn del motor convencional a 1400 rpm. Este valor entonces fue aplicado al motor de ciclo dividido para predecir la fricción del conjunto del pistón. Se asumió que la otra mitad de la fricción permanecería constante entre las dos configuraciones del motor cuando trata con el tren de válvula, fricción de contacto y pérdidas accesorias. FMEP varía con velocidad del motor, y el punto de 1400 rpm fue seleccionado para seguir siendo constante con estudios paramétricos
anteriores.

La cantidad de trabajo de la fricción explica las diferencias entre el trabajo indicado y del freno en un motor dado. Los valores del esfuerzo y de la potencia de la fricción eran muy similares entre los motores convencionales y los de ciclo dividido con duración de quemado de 10 al 90% a 22º. No obstante, los resultados sugieren que el motor de ciclo dividido puede tener una eficiencia mecánica ligeramente más alta que el motor convencional mientras que la duración de quemado de 10 al 90% se acorta desde 22ºCA. Por ejemplo, en la duración de quemado de 10 al 90% a 16ºCA, el motor de ciclo dividido tenía una ventaja de 1,0 puntos en eficiencia mecánica, lo que se traduce en un aumento de 1,0 puntos en BTE.

En referencia a la Fig. 25, se ilustran las razones de esta tendencia. La Fig. 25 traza la carga de empuje del pistón de expansión en comparación con el ángulo de fisura, referenciado al TDC del pistón de expansión, en los casos de duración de quemado de 10 al 90% a 10ºCA y 22ºCA. La duración de quemado de 10 al 90% a 10ºCA dio lugar a una eficiencia mecánica de aproximadamente 1,2 puntos más alta que el caso de 22ºCA. Para el caso de duración de quemado de 10 al 90% a 10ºCA, la carga de empuje aumentó más rápidamente después de que la biela pasara por el punto del ángulo 0º. Pese a que el caso de 10ºCA alcanzó un pico más alto en la carga de empuje, el caso de 22ºCA mantuvo una carga de empuje ligeramente más alta que el caso de 10ºCA con el resto de la carrera. Cuando se realiza la integración de F-dx, el 10ºCA tenía un trabajo de fricción del pistón más bajo.

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Resumen de los resultados del motor de ciclo dividido

Los índices de quemado resultantes del análisis de combustión del CFD fueron utilizados para fijar y efectuar iteraciones adicionales en GT-Power para el motor de ciclo dividido. La Tabla 9 resume los resultados y los compara con los del motor convencional en términos de valor indicado, fricción, y freno. Todos los ciclos fueron efectuados a una velocidad del motor de 1400 rpm.

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(Tabla pasa a página siguiente)

TABLA 9 Resumen de los resultados (unidades inglesas)

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Resumen de los resultados (unidades SI)

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El ciclo #180 de ciclo dividido representa la duración de quemado de 10 al 90% a 16ºCA de los barridos paramétricos anteriores. El ciclo #181 representa la primera iteración del análisis de combustión del CFD conducido en el modelo del motor de ciclo dividido. Este ciclo dio lugar a aproximadamente el 35% de quemado ocurriendo antes del cierre de la válvula de cruce, lo que llevaría probablemente a la propagación de la llama en el paso de cruce. El ciclo #183 representa la segunda iteración del análisis de combustión del CFD, con aproximadamente el 5% de quemado ocurriendo en el momento de cierre de la válvula de cruce.

La duración de quemado de 10 al 90% a 10ºCA del ciclo #181 rindió una ganancia de aproximadamente 5,0 puntos de BTE sobre el motor convencional. No obstante, en la configuración actual, estas condiciones llevarían probablemente a la propagación de la llama en el paso de cruce. La duración de quemado de 10 al 90% de 22ºCA desde el ciclo #183 es alcanzable de forma realista con relación a la evitación de la propagación de la llama en el paso de cruce, y dio lugar a una ganancia de aproximadamente 0,7 puntos de ITE.

Investigación de los límites más bajos para los parámetros significativos

Los estudios conducidos durante la construcción del modelo inicial de ciclo dividido y los barridos paramétricos subsecuentes, identificaron la relación de compresión, la relación de expansión, la fase del TDC y la duración de quemado como variables significativas que afectan al rendimiento y eficiencia del motor. Ser realizaron ciclos de simulación adicionales para identificar límites más bajos de relación de compresión, relación de expansión, la fase del TDC, y la duración y elevación de la válvula de cruce donde el rendimiento y/o la eficiencia de motor disminuyen.

La referencia para la comparación fue el motor de ciclo dividido con una duración de quemado de 10 al 90% a 22ºCA (Ciclo #183). Los barridos fueron conducidos desde esta configuración de referencia para cuantificar la potencia indicada y el ITE como funciones de la relación de compresión, relación de expansión, fase del TDC, y duración y elevación de la válvula de cruce. Debe observarse que los efectos interdependientes de estas variables ejercen una influencia significativa en el rendimiento y la eficiencia del concepto del motor de ciclo dividido. Para este estudio se aislaron los efectos de cada una de estas variables. No se condujo ningún barrido para analizar la influencia combinada de las variables. Alterar cada una de estas variables ejerce una influencia considerable en la masa atrapada, de modo que las comparaciones relativas con el ciclo #183 o el motor convencional pueden no ser válidas.

La Fig. 26 muestra la potencia indicada y el ITE de varias relaciones de compresión. La referencia fue fijada en una relación de compresión de 100: 1. Reducir de este valor a 80:1 da lugar a una disminución del 6% en el flujo de aire y de la potencia indicada. El ITE disminuye con la relación de compresión también, pero más dramáticamente a 40:1 y valores más bajos.

La Fig. 27 traza la potencia indicada y el ITE de las varias relaciones de expansión. La potencia indicada fue algo constante con leves aumentos en el flujo de aire según disminuyó la relación de expansión del valor inicial de 120: 1. A 40:1, el flujo de aire hacia el interior del cilindro había subido un aumento del 5% con una caída moderada en ITE. A 20:1, el flujo de aire era 9% alto, la potencia indicada era 4% baja, y el ITE era más de 4,0 puntos más bajo que la referencia.

Fig. 28 traza los mismos datos para los varios ángulos de fase del TDC. Durante estos los ciclos, la fase de la válvula de cruce y la combustión fue dejada sin cambios con relación al TDC del pistón de expansión. Hubo una gota moderada en el ITE según se redujo la fase del TDC del valor original de 20ºCA. El flujo de aire y la potencia indicada disminuyen más agudamente con el ángulo de fase del TDC. Además, la fricción aumenta debido a las más altas presiones pico del cilindro. En una fase del TDC de 10º, el flujo de aire y la potencia indicada bajaron aproximadamente un 4% de la referencia, con una caída de 0,7 puntos en ITE, además de una penalización adicional de 0,5 puntos en BTE debido a la creciente fricción.

La nivelación por rendimiento en ángulos de compensación de la fase más altos puede no ser representativa del funcionamiento realista del motor. En este punto, con el enfoque tomado aquí en la investigación de la sección de los límites más bajos del estudio, el trabajo de la válvula de cruce y la compresión están verdaderamente mal calculados de modo que el concepto de ciclo dividido no está representado exactamente. En la última parte de la fase, la válvula de cruce se abre antes de que el cilindro del compresor comience a cargar el cruce seriamente, de modo tal que el proceso básico es acumular masa en el paso de cruce en un ciclo y después permitir que entre en el cilindro de potencia en el ciclo siguiente. Ésa es la razón de la porción plana de la curva en esos altos ángulos de la fase.

La Fig. 29 traza los mismos resultados como una función de la duración y de la elevación de la válvula de cruce. Comparando las tablas 2 y 6, puede verse que la duración de la válvula de cruce del motor de ciclo dividido (es decir, 30ºCA) es mucho más pequeña que las duraciones de la válvula de entrada y de escape del motor convencional (225ºCA y 270ºCA respectivamente). La duración de la válvula de cruce es típicamente 70ºCA o menos, y preferiblemente 40ºCA o menos para poder seguir estando abierta el suficiente tiempo como para transferir la masa entera de una carga de combustible en el cilindro de expansión, pero cerrándose lo suficientemente pronto para evitar que la combustión ocurra dentro del paso de cruce. Se halló que la duración de la válvula de cruce tenía un efecto significativo tanto en el índice de quemado como en el ITE.

Un factor multiplicador fue aplicado para aumentar la duración y la elevación simultáneamente. El punto de la abertura de la válvula se mantuvo constante, de modo que el cierre de la válvula varió con la duración. Puesto que la combustión se mantuvo constante, un aumento en la duración de la válvula de cruce da lugar a una fracción más alta de combustión que ocurre con la válvula de cruce abierta, lo que puede llevar a la propagación de la llama en el paso de cruce para la configuración actual del motor de ciclo dividido. Retrasar la combustión y alargar el trabajo de la válvula daría lugar a una penalización más aguda de la eficiencia térmica de lo que se muestra aquí.

Alargar la duración y la elevación de la válvula da lugar a un flujo de aire mayor. Aplicar factores multiplicadores que dan lugar a una duración de la válvula de cruce de hasta 42ºCA da lugar a aumentos leves en la potencia indicada por el mayor flujo de aire. Obsérvese que el multiplicador para 42ºCA también da una elevación máxima de 3,3 mm. La relación entre la duración y la elevación máxima para la figura 15 se muestra en la tabla 10. A modo de referencia, la configuración de referencia (Ciclo #183) tuvo una duración de la válvula de cruce de 25ºCA y una elevación máxima de 2,27 mm. La eficiencia térmica y la potencia indicada caen perceptiblemente, sin embargo, alargando adicionalmente aún más los trabajos de la válvula. Usar una duración de 69ºCA (y el aumento que le acompaña en la elevación) da lugar a un flujo de aire 10% más alto, una caída del 9,5% en potencia indicada, y una caída de 5,0 puntos en ITE. La Tabla 10 de abajo muestra la relación entre la duración de la válvula de cruce y la elevación para la Fi. 29 de estudio.

TABLA 10 Relación entre la duración de la válvula de cruce y la elevación para la Figura 29

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4.0 Conclusión

El estudio computarizado identificó la relación de compresión, relación de extensión, fase del TDC (es decir, el ángulo de fase entre los pistones de compresión y de expansión (véase el punto 172 de la Fig. 6)), duración de la válvula de cruce y duración de la combustión como variables significativas que afectan al rendimiento del motor y a la eficiencia del motor con ciclo dividido. Los parámetros fueron fijados específicamente como sigue:

\bullet las relaciones de compresión y de expansión deben ser iguales a o mayor de 20 a 1 y fueron fijados en 100 a 1 y 120 a 1 respectivamente para este estudio;

\bullet el ángulo de fase debe ser inferior a o igual a 50 grados y fue fijado en aproximadamente en 20 grados para este estudio; y

\bullet la duración de la válvula de cruce debería ser inferior a o igual a 69 grados y fue fijada en aproximadamente en 25 grados para este estudio.

Además, la duración de la válvula de cruce y la duración de la combustión deben solaparse en un porcentaje predeterminado de la combustión para lograr mejores niveles de eficiencia. Para este estudio, los cálculos CFD mostraron que un solape del 5% de la combustión total era realista y que mayores solapes son alcanzables con un 35% formando el límite superior inalcanzable para las realizaciones modeladas en este estudio.

Cuando los parámetros se aplican en la configuración apropiada, el motor de ciclo dividido exhibió ventajas significativas tanto en eficiencia térmica del freno (BTE) como en las emisiones de NO_{x}.

Mientras se muestran las varias realizaciones y se describen aquí, pueden llevarse a cabo varias modificaciones y substituciones a ellas sin salirse del alcance de la invención. Por consiguiente, debe ser entendido que la presente invención se ha descrito a modo de ilustración y no por limitación.

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Referencias citadas en la descripción

Esta lista de referencias citadas por el solicitante está prevista únicamente para ayudar al lector y no forma parte del documento de patente europea. Aunque se ha puesto el máximo cuidado en su realización, no se pueden excluir errores u omisiones y la OEP declina cualquier responsabilidad en este respecto.

Documentos de patente citados en la descripción

\bullet US 6543225 B, Scuderi [0011].

Claims (15)

1. Un motor que comprende:

un cigüeñal (108), girando sobre un eje del cigüeñal (110) del motor;

un pistón de expansión (114) recibido por deslizamiento dentro de un cilindro de expansión (104) y operativamente conectado con el cigüeñal (108) de modo que el pistón de expansión (114) reciproca a través de una carrera de expansión y de una carrera de escape de un ciclo de cuatro tiempos durante una sola rotación del cigüeñal (108);

un pistón de compresión (116) recibido por deslizamiento dentro de un cilindro de compresión (106) y conectado operativamente con el cigüeñal (108) de modo tal que el pistón de compresión (116) reciproca con una carrera de entrada y una carrera de compresión del mismo ciclo de cuatro tiempos durante la misma rotación del cigüeñal (108); y

un paso de cruce (144) que interconecta los cilindros de compresión y de expansión (106,104), el paso de cruce (144) incluyendo una válvula de entrada (146) y una válvula de cruce (150) que definen una cámara de presión (148) entre ellos;

caracterizado por el hecho de que

la relación de los volúmenes del cilindro del centro inferior absoluto (BDC) al centro superior absoluto (TDC) ya sea para el cilindro de expansión o para el cilindro de compresión (104,106) comprendiendo el motor un sistema de inyección de combustible operable para agregar combustible al extremo de salida del paso de cruce (144), es de 40 a 1 o mayor.

2. El motor de la reivindicación 1 en donde la relación de los volúmenes del cilindro de BDC al TDC ya sea para el cilindro de expansión o para el cilindro de compresión (104,106) es de 80 a 1 o mayor.

3. El motor de cualquiera de las reivindicaciones anteriores en donde el pistón de expansión (114) lleva al pistón de compresión (116) por un ángulo de fase (172) substancialmente de ángulo de fisura 50º o menos.

4. El motor de la reivindicación 3 en donde dicho ángulo de fase (172) es menor que el ángulo de fisura 30º.

5. El motor de la reivindicación 3 en donde dicho ángulo de fase (172) es substancialmente el ángulo de fisura 25º o menor.

6. El motor de cualquier de las reivindicaciones anteriores, en donde la válvula de cruce (150) tiene una duración de la válvula de cruce entre la abertura de la válvula de cruce (150) y el cierre de substancialmente 70º de ángulo de fisura o menor.

7. El motor de la reivindicación 6 en donde dicha duración de la válvula de cruce es 69º de ángulo de fisura o menor.

8. El motor de la reivindicación 6 en dicha duración de la válvula de cruce es 50º de ángulo de fisura o menor.

9. El motor de la reivindicación 6 en donde dicha duración de la válvula de cruce es 40º de ángulo de fisura o menor.

10. El motor de la reivindicación 6 en donde dicha duración de la válvula de cruce es 35º de ángulo de fisura o menor.

11. El motor de la reivindicación 6 en donde dicha duración de la válvula de cruce es de aproximadamente 25º.

12. El motor de cualquiera de las reivindicaciones anteriores en donde, en funcionamiento, la válvula de cruce (150) sigue estando abierta durante al menos un breve espacio de tiempo de la combustión en el cilindro de expansión (104).

13. El motor de la reivindicación 12 en donde substancialmente al menos el 5% de la combustión total ocurre antes del cierre de la válvula de cruce (150).

14. El motor de la reivindicación 12 en donde substancialmente al menos el 10% de la combustión total ocurre antes del cierre de la válvula de cruce (150).

15. El motor de la reivindicación 12 en donde substancialmente al menos el 15% de la combustión total ocurre antes del cierre de la válvula de cruce (150).