ESTUDIO DE VIABILIDAD TÉCNICA DE MOTORES DE AIRE ... · Estudio de Viabilidad Técnica de Motores...

ESCUELA TÉCNICA SUPERIOR DE INGENIERÍA (ICAI)

INGENIERO INDUSTRIAL

ESTUDIO DE VIABILIDAD TÉCNICA DE MOTORES DE AIRE COMPRIMIDO

PARA AUTOMÓVILES

Autor: Álvaro de la Fuente Frontelo

Director: Juan de Norverto Moriñigo

Madrid

Julio 2014

1

AUTORIZACIÓN PARA LA DIGITALIZACIÓN, DEPÓSITO Y DIVULGACIÓN EN ACCESO

ABIERTO (RESTRINGIDO) DE DOCUMENTACIÓN

1º. Declaración de la autoría y acreditación de la misma.

El autor D. Álvaro de la Fuente Frontelo, como alumno de la UNIVERSIDAD PONTIFICIA

COMILLAS (ICAI), DECLARA que es el titular de los derechos de propiedad intelectual, objeto de

la presente cesión, en relación con la obra proyecto fin de carrera Estudio de Viabilidad de

Motores de Aire Comprimido para Automóviles, que ésta es una obra original, y que ostenta la

condición de autor en el sentido que otorga la Ley de Propiedad Intelectual como titular único

o cotitular de la obra.

En caso de ser cotitular, el autor (firmante) declara asimismo que cuenta con el

consentimiento de los restantes titulares para hacer la presente cesión. En caso de previa

cesión a terceros de derechos de explotación de la obra, el autor declara que tiene la oportuna

autorización de dichos titulares de derechos a los fines de esta cesión o bien que retiene la

facultad de ceder estos derechos en la forma prevista en la presente cesión y así lo acredita.

2º. Objeto y fines de la cesión.

Con el fin de dar la máxima difusión a la obra citada a través del Repositorio institucional de la

Universidad y hacer posible su utilización de forma libre y gratuita (con las limitaciones que

más adelante se detallan) por todos los usuarios del repositorio y del portal e-ciencia, el autor

CEDE a la Universidad Pontificia Comillas de forma gratuita y no exclusiva, por el máximo plazo

legal y con ámbito universal, los derechos de digitalización, de archivo, de reproducción, de

distribución, de comunicación pública, incluido el derecho de puesta a disposición electrónica,

tal y como se describen en la Ley de Propiedad Intelectual. El derecho de transformación se

cede a los únicos efectos de lo dispuesto en la letra (a) del apartado siguiente.

3º. Condiciones de la cesión.

Sin perjuicio de la titularidad de la obra, que sigue correspondiendo a su autor, la cesión de

derechos contemplada en esta licencia, el repositorio institucional podrá:

(a) Transformarla para adaptarla a cualquier tecnología susceptible de incorporarla a internet;

realizar adaptaciones para hacer posible la utilización de la obra en formatos electrónicos, así

como incorporar metadatos para realizar el registro de la obra e incorporar “marcas de agua”

o cualquier otro sistema de seguridad o de protección.

(b) Reproducirla en un soporte digital para su incorporación a una base de datos electrónica,

incluyendo el derecho de reproducir y almacenar la obra en servidores, a los efectos de

garantizar su seguridad, conservación y preservar el formato. .

2

(c) Comunicarla y ponerla a disposición del público a través de un archivo abierto institucional,

accesible de modo libre y gratuito a través de internet.1

(d) Distribuir copias electrónicas de la obra a los usuarios en un soporte digital. 2

4º. Derechos del autor.

El autor, en tanto que titular de una obra que cede con carácter no exclusivo a la Universidad

por medio de su registro en el Repositorio Institucional tiene derecho a:

a) A que la Universidad identifique claramente su nombre como el autor o propietario de los

derechos del documento.

b) Comunicar y dar publicidad a la obra en la versión que ceda y en otras posteriores a través

de cualquier medio.

c) Solicitar la retirada de la obra del repositorio por causa justificada. A tal fin deberá ponerse

en contacto con el vicerrector/a de investigación ([email protected]).

d) Autorizar expresamente a COMILLAS para, en su caso, realizar los trámites necesarios para

la obtención del ISBN.

d) Recibir notificación fehaciente de cualquier reclamación que puedan formular terceras

personas en relación con la obra y, en particular, de reclamaciones relativas a los derechos de

propiedad intelectual sobre ella.

5º. Deberes del autor.

El autor se compromete a:

a) Garantizar que el compromiso que adquiere mediante el presente escrito no infringe ningún

derecho de terceros, ya sean de propiedad industrial, intelectual o cualquier otro.

b) Garantizar que el contenido de las obras no atenta contra los derechos al honor, a la

intimidad y a la imagen de terceros.

1 En el supuesto de que el autor opte por el acceso restringido, este apartado quedaría redactado en los

siguientes términos:

(c) Comunicarla y ponerla a disposición del público a través de un archivo institucional, accesible de

modo restringido, en los términos previstos en el Reglamento del Repositorio Institucional

2 En el supuesto de que el autor opte por el acceso restringido, este apartado quedaría eliminado.

ESCUELA TÉCNICA SUPERIOR DE INGENIERÍA (ICAI)

INGENIERO INDUSTRIAL

ESTUDIO DE VIABILIDAD TÉCNICA DE MOTORES DE AIRE COMPRIMIDO

PARA AUTOMÓVILES

Autor: Álvaro de la Fuente Frontelo

Director: Juan de Norverto Moriñigo

Madrid

Julio 2014

Proyecto realizado por el alumno/a:

Álvaro de la Fuente Frontelo

Fdo.: ........................Fecha: ....../ ....../ ......

Autorizada la entrega del proyecto cuya información no es de carácter confidencial

EL DIRECTOR DEL PROYECTO

Juan de Norverto Moriñigo

Fdo.: ........................Fecha: ....../ ....../ ......

Vº Bº del Coordinador de Proyectos

José Ignacio Linares

Fdo.: ........................Fecha: ....../ ....../ .....

UNIVERSIDAD PONTIFICIA COMILLAS ESCUELA TÉCNICA SUPERIOR DE INGENIERÍA (ICAI)

Estudio de Viabilidad Técnica de Motores de Aire Comprimido para Automóviles

I

RESUMEN

Objetivos y estructura

El objetivo final del proyecto, es la determinación de la viabilidad o inviabilidad del uso

de motores de aire comprimido para la propulsión adecuada de automóviles.

El proyecto se divide en dos capítulos. El primero realiza un amplio estudio teórico, de

los procesos y sistemas que se ven involucrados en cualquier aplicación neumática:

compresión (compresores), almacenamiento (depósitos a presión) y expansión (motores

neumáticos).

Los resultados y conclusiones del primer capítulo sirven de base para la segunda parte

del proyecto. En ella se analiza la posibilidad de implantación del componente

neumático en un vehículo.

Conclusiones del estudio teórico.

La compresión es un proceso poco eficiente, con numerosas pérdidas difíciles de evitar

por ser intrínsecas a un proceso termodinámico de este tipo. Además, parece muy

improbable el uso embarcado en vehículo de los compresores capaces de entregar altas

presiones (compresores de pistones) debido a sus grandes volúmenes y pesos.

Los motores neumáticos presentan muchas cualidades que parecen ser compatibles con

su uso en un vehículo. Aun con todo, sus rendimientos son más bien bajos. En general

son motores de potencias bajas, pero disponen de una entrega de par elevada en el

inicio que lo compensa.

La densidad energética del aire comprimido almacenado, tanto en relación a su volumen

como por unidad de masa, es muy baja aun estando sometido a muy altas presiones.

Esto, en una aplicación como la que se estudia, es un inconveniente muy importante, ya

que precisamente masa y volumen serán factores limitantes en el funcionamiento y

usabilidad de un vehículo.



II

La conclusión final es la imposibilidad del uso de aire comprimido como fuente única de

potencia de un vehículo que se pueda adaptar al mercado automovilístico actual.

Estudio de viabilidad de un sistema híbrido

combustión/neumático.

Proceso

El primer paso, es establecer el sistema híbrido adecuado. El elegido para el estudio,

teniendo en cuenta el alto gasto másico de los motores neumáticos, es un sistema

híbrido paralelo enchufable.

Con el sistema ya elegido, se establecen las condiciones para el estudio, tanto del

vehículo, como de las prestaciones que debe otorgar por este.

Basándose en las condiciones establecidas, se procede a la elección de los componentes

neumáticos.

La elección del motor neumático, viene precedida de la propuesta de utilización de una

transmisión variable continua con un sistema de doble embrague, que permita trabajar

al motor con la máxima eficiencia.

El motor neumático con el que se realiza el estudio de viabilidad final, es un motor

neumático de paletas de algo más de 10 CV. Una vez analizado, se comprueba que no

cumple con las prestaciones establecidas. Aun así, por ser el motor de mayor potencia

de los analizados, es con el que se continúa el proyecto. En la tabla siguiente se pueden

observar los parámetros característicos del motor seleccionado:

El depósito de aire comprimido estará limitado por el espacio disponible en el vehículo.

El depósito que se propone, formado por cuatro cilindros de presión máxima de trabajo

de 5000 psig (344 bar), supone un volumen útil de 6,3 scf (aprox. 180 litros) y un

sobrepeso en vacío que se aproximará a los 90 kg.



III

La cantidad de aire a la presión necesaria para rellenar el depósito en un tiempo

adecuado, es muy superior a lo que cualquier compresor del mercado podría entregar,

por lo que el almacenamiento previo en bloques de cilindros se hace absolutamente

necesario.

Una vez establecidos los componentes neumáticos que montará el vehículo, se

efectuará el estudio en sí. Un estudio que, basado en el ciclo NEDC, permite determinar

los ahorros de combustible y económicos que supone la implantación del sistema

híbrido.

Resultados y conclusiones finales

La utilización de un motor neumático en un vehículo podría suponer ahorros cercanos al

60% en zonas urbanas. En zonas extraurbanas el ahorro sería considerablemente menor,

cercano al 20%.

Estos inmensos ahorros, solo se darán mientras se disponga de aire comprimido en el

depósito. Es en este punto donde se localiza uno de los dos principales problemas del

aire comprimido. El depósito, según las condiciones del estudio, estará disponible

durante escasos kilómetros.

Así pues, los ahorros de combustible dependerán en gran medida de la frecuencia de

recarga de los depósitos de aire comprimido. En la gráfica siguiente se pueden ver los

resultados de ahorro de combustible en función de las recargas de aire que se realicen

por cada recarga del tanque de combustible.

0 5 10 15 20 25 30 35 400

1

2

3

4

5

6

7

recargas del depósito de aire por cada recarga del depósito de combustible

% d

e a

ho

rro d

e c

om

bustible

(cons

um

o m

ixto

)



IV

Cómo se puede observar, los ahorros no son apreciables a menos que la recarga de aire

se realice muy a menudo.

Por otro lado, los resultados económicos que se obtienen por la utilización y recarga del

aire comprimido, son muy negativos. El coste de cada recarga de aire es notablemente

mayor que el coste del combustible ahorrado. He aquí el segundo gran problema, la

ineficiencia en la compresión.

El alto sobrecoste que supondría el uso del sistema neumático, no se ve compensado en

ningún caso por el servicio o valor aportado al usuario, resultando la conclusión final del

proyecto, la inviabilidad del uso de motores de aire comprimido en vehículos.



V

ABSTRACT

Objectives and structure

The ultimate goal of the project is to determine the feasibility or infeasibility of the use

of compressed air motors for propelling automobiles properly.

The project is divided into two chapters. The first one takes a broad theoretical study of

the processes and systems that are involved in any pneumatic application: compression

(compressors), storage (pressure vessels) and expansion (pneumatic motors).

The final results and conclusions of the first chapter are the basis for the second part of

the project where it is discussed the possibility of a pneumatic component introduction

in a vehicle.

Theoretical study conclusions.

Compression is an inefficient process, with many difficulties to avoid losses for being

intrinsic to a thermodynamic process of this type. Moreover, it seems highly unlikely the

onboard use of compressors capable of delivering high pressure (piston compressors)

due to their large volumes and weights.

Air motors have many qualities which appear to be compatible with its usage in a vehicle

despite the fact their performance are actually low. They are generally low power

engines, but have a high torque delivery at startup that makes it up.

The energy density of the stored compressed air, both in terms of volume and per unit

mass, is very low even when it is subjected to very high pressures. This, in an application

as being studied is a major drawback, because mass and volume are precisely limiting

factors in the performance and usability of a vehicle.

The final conclusion is the impossibility of using compressed air as the only power

source of a vehicle that can be adapted to the current car market.



VI

Feasibility study of a fuel/air hybrid system.

Process

The first step is to determine the appropriate hybrid system. Given the high mass flow of

air motors, the chosen one for the study is a plug-in parallel hybrid system.

With the system already chosen, the conditions for the study of both the vehicle and its

operation characteristics are established.

Based on the conditions, the pneumatic components are chosen.

The choice of air motor is preceded by the proposed use of a continuously variable

transmission with a dual clutch system that allows the engine to work at maximum

efficiency.

The air motor which the final feasibility study is done, it is a vane air motor just over

10 hp. Once it is analyzed, it is found that it does not reach the expected performance.

But, as it is the most powerful engine of all analyzed, is the one which the study

continues with. The characteristic parameters of the selected motor could be seen in the

chart below.

The compressed air tank will be limited by the space available in the vehicle. The

proposed reservoir, formed by four cylinders of maximum working pressure of 5000 psig

(344 bar), have an useful volume of 6.3 scf (about 180 liters) and an overweight close to

90 kg.

The amount of compressed air needed to fill the tank in a proper time, is far superior to

what any compressor could deliver, so previous storage cylinder stacks are absolutely

necessary.

Once the pneumatic components which will be assembled on the vehicle are

established, the study will be done. A study, based on the NEDC cycle, to determine

both fuel and economic savings that involves the introduction of the hybrid system.



VII

Results and conclusions

The use of a pneumatic motor in a vehicle could result in savings around 60% in urban

areas. Savings in extra-urban areas will be considerably less, around 20%.

These immense savings will only be available while compressed air is provided from the

tank. It is at this point where is located one of the two main problems of compressed air.

The air stored in the tank stablished for the study, will be available for few kilometers.

Thus, the fuel savings will depend largely on the frequency of recharging the

compressed air tanks. In the chart below you can see the results of fuel savings based on

the number of air refills that are made for each one of fuel.

As it could be seen, the savings are not significant unless the air recharge takes place

very often.

Moreover, the economic results obtained by the use of compressed air, are very

negative. The cost of reloading air is significantly higher than the cost of the fuel saved.

This is the second big problem, inefficient compression.

The high cost of the usage of a pneumatic system is not compensated in any way for the

service or value provided to the user, resulting in the final conclusion of the project, the

impossibility of using compressed air motors in vehicles.



1

ÍNDICE DE LA MEMORIA

INTRODUCCIÓN 11

CAPÍTULO 1. ESTUDIO TEÓRICO 17

1 Compresión 17 1.1 Compresores 18

1.1.1 Ciclo de trabajo de un compresor 19

1.1.2 Rendimiento de un compresor alternativo 26

1.2 Motores eléctricos 28

2 Almacenamiento 29

3 Motores Neumáticos. Expansión 31 3.1 Curvas características de un motor neumático 34

3.1.1 Curvas de par y potencia 34

3.1.1.1 Ampliación a las curvas de par y potencia 37

3.1.2 Curva de consumo de aire 40

3.2 Rendimiento de un motor neumático 41

3.3 Control de un motor neumático 43

4 Primeras conclusiones 45

CAPÍTULO 2. HIBRIDACIÓN 47

1 Posibilidades de hibridación 47

2 Elección del sistema híbrido 50

3 Determinación de los componentes neumáticos 50



2

3.1 Elección de las condiciones 51 3.1.1 Masa 52

3.1.2 Dimensiones (área frontal) 52

3.1.3 Coeficiente aerodinámico 53

3.1.4 Otras variables a fijar 54

3.2 Estudio dinámico de un vehículo 57 3.2.1 Fuerzas que se oponen al desplazamiento de un vehículo 57

3.2.1.1 Fuerza resistente a la rodadura 57

3.2.1.2 Fuerza resistente aerodinámica 59

3.2.1.3 Fuerza de ascensión 59

3.2.2 Fuerza Motriz 60

3.2.3 Aceleración del vehículo 61

3.2.3.1 Inercia equivalente 61

3.3 Motor neumático 63 3.3.1 Prestaciones a otorgar 63

3.3.2 Potencia mínima requerida 64

3.3.3 Corrección de la curva de par 64

3.3.4 Problemas derivados de la corrección de la curva de par 70

3.3.5 Cumplimiento de las prestaciones 71

3.3.6 Estudio de la oferta y elección 72

3.4 Depósito de aire comprimido. 75

3.5 Compresor y sistema de abastecimiento. 76

4 Estudio de viabilidad del sistema híbrido basado en el ciclo NEDC. 79

4.1 Ciclo NEDC 79 4.1.1 Procedimiento de ensayo 80

4.1.2 Ciclo ECE-15 81

4.1.3 Ciclo extraurbano 82



3

4.2 Funcionamiento previsto del sistema híbrido durante un ciclo NEDC 82

4.2.1 Tramo 1 85

4.2.2 Tramo 2 87

4.2.3 Tramo 3 88

4.2.4 Tramo 4 88

4.2.5 Resultados parciales para un ciclo ECE-15 89

4.2.6 Tramo 5 89

4.2.7 Tramo 6 90

4.2.8 Resultados parciales para el ciclo extraurbano 90

4.3 Resultados finales del ciclo NEDC 90

4.4 Propuesta de mejora 92 4.4.1 Resultados después de la mejora 94

5 Conclusiones finales 96 5.1 Viabilidad técnica 96

5.2 Viabilidad económica 97

5.3 Viabilidad social y comercial 98



4



5

ÍNDICE DE FIGURAS

FIGURA 1 EVOLUCIÓN DEL PRECIO DEL PETRÓLEO .......................................................... 12

FIGURA 2 GRÁFICO COMPOSICIÓN DEL AIRE ................................................................... 13

FIGURA 3 COMPRESOR DE PISTÓN ALTERNATIVO ........................................................... 19

FIGURA 4 CICLO DE UN COMPRESOR IDEAL TRABAJANDO CON UN GAS PERFECTO ...... 19

FIGURA 5 CICLO DE UN COMPRESOR REAL TRABAJANDO CON UN GAS PERFECTO ........ 21

FIGURA 6 CICLO DE UN COMPRESOR REAL TRABAJANDO CON UN GAS REAL ................ 22

FIGURA 7 COMPRESIÓN EN DOS ETAPAS ......................................................................... 25

FIGURA 8 RENDIMIENTOS ESTIMADOS DE UN COMPRESOR ........................................... 27

FIGURA 9 CLASES DE EFICIENCIA PARA MOTORES ELÉCTRICOS ....................................... 28

FIGURA 10 CILINDROS DOT............................................................................................... 31

FIGURA 11 EJEMPLO DE MOTOR NEUMÁTICO DE PALETAS ............................................ 33

FIGURA 12 EJEMPLO DE MOTOR NEUMÁTICO DE PISTONES ........................................... 33

FIGURA 13 CURVAS DE PAR Y POTENCIA DE UN MOTOR NEUMÁTICO ........................... 34

FIGURA 14 CURVAS DE PAR Y POTENCIA PARA DISTINTAS RELACIONES DE TRANSMISIÓN ................................................................................................. 36

FIGURA 15 CURVA DE PAR AMPLIADA (ENVOLVENTE) .................................................... 38

FIGURA 16 CURVA DE VELOCIDAD MÁXIMA .................................................................... 39

FIGURA 17 CURVA DE VELOCIDAD MÁXIMA II ................................................................. 40

FIGURA 18 CURVAS DEL FABRICANTE .............................................................................. 41

FIGURA 19 VÁLVULAS REGULADORAS DE CAUDAL .......................................................... 43

FIGURA 20 ESQUEMA DE CONTROL DE CAUDAL EN MOTORES NEUMÁTICOS ................ 44

FIGURA 21 HIBRIDACIÓN EN SERIE ................................................................................... 48

FIGURA 22 HIBRIDACIÓN EN PARALELO ........................................................................... 48

FIGURA 23 HIBRIDACIÓN EN SERIE-PARALELO ................................................................. 49

FIGURA 24 CARROCERÍAS DE TRES (SEDÁN) Y DOS VOLÚMENES (HATCHBACK) ............. 51

FIGURA 25 NEUMÁTICO RADIAL Y DIAGONAL ................................................................. 55



6

FIGURA 26 ETIQUETA NORMALIZADA PARA NEUMÁTICOS ............................................. 55

FIGURA 27 VARIACIÓN DEL COEFICIENTE DE RESISTENCIA A LA RODADURA .................. 58

FIGURA 28 CURVA DE CARGA DEL VEHÍCULO ESTUDIADO ............................................... 60

FIGURA 29 COEFICIENTE DE INERCIA ROTACIONAL ......................................................... 62

FIGURA 30 TRANSMISIÓN VARIABLE CONTINUA.............................................................. 65

FIGURA 31 MÍNIMA DESMULTIPLICACIÓN (CASO 1) ........................................................ 66

FIGURA 32 MÍNIMA DESMULTIPLICACIÓN (CASO 2) ........................................................ 67

FIGURA 33 MÁXIMA DESMULTIPLICACIÓN ...................................................................... 68

FIGURA 34 CURVA DE PAR CORREGIDA ............................................................................ 69

FIGURA 35 CURVA DE PAR CORREGIDA Y CURVA DE PAR CON TRANSMISIÓN DIRECTA ........................................................................................................... 71

FIGURA 36 CROQUIS DE LA SITUACIÓN DE LOS DEPÓSITOS............................................. 76

FIGURA 37 BLOQUES DE CILINDROS PARA ALMACENAMIENTO ...................................... 78

FIGURA 38 CICLO NEDC ..................................................................................................... 80

FIGURA 39 CICLO ECE-15 .................................................................................................. 81

FIGURA 40 CICLO EXTRAURBANO ..................................................................................... 82

FIGURA 41 PROPULSIÓN NEUMÁTICA DURANTE EL CICLO ECE-15 .................................. 83

FIGURA 42 PROPULSIÓN NEUMÁTICA DURANTE EL CICLO EXTRAURBANO .................... 83

FIGURA 43 CROQUIS DEL PROCESO DE ANÁLISIS DE TRAMOS DE ACELERACIÓN ............ 85

FIGURA 44 RESULTADOS DE CONSUMO DE AIRE PARA UN CICLO ECE-15 ....................... 89

FIGURA 45 RESULTADOS DE CONSUMO DE AIRE PARA UN CICLO EXTRAURBANO ......... 90

FIGURA 46 AHORRO DE COMBUSTIBLE ............................................................................ 92

FIGURA 47 TRAMOS DE FUNCIONAMIENTO DE LOS DOS MOTORES DEL SISTEMA ......... 93

FIGURA 48 AHORRO DE COMBUSTIBLE TRAS LA MEJORA PROPUESTA ........................... 95



7

ÍNDICE DE ECUACIONES

ECUACIÓN 1.1.1 RELACIÓN DE COMPRESIÓN .................................................................. 18

ECUACIÓN 1.1.2 FACTOR GAMMA ................................................................................... 20

ECUACIÓN 1.1.3 IDENTIDAD DE MAYER ........................................................................... 20

ECUACIÓN 1.1.4 TRABAJO DE UN COMPRESOR ............................................................... 24

ECUACIÓN 1.1.5 TRABAJO DE UN COMPRESOR SUPUESTO PROCESO POLITRÓPICO ..... 24

ECUACIÓN 1.1.6 TRABAJO DE UN COMPRESOR DE N ETAPAS ......................................... 24

ECUACIÓN 1.1.7 RENDIMIENTO TOTAL DE UN COMPRESOR ........................................... 26

ECUACIÓN 1.1.8 RENDIMIENTO MECÁNICO DE UN COMPRESOR ................................... 26

ECUACIÓN 1.1.9 RENDIMIENTO INDICADO DE UN COMPRESOR ..................................... 26

ECUACIÓN 1.3.1 CURVA DE PAR DE UN MOTOR NEUMÁTICO ........................................ 35

ECUACIÓN 1.3.2 CURVA DE PAR GENERALIZADA ............................................................. 37

ECUACIÓN 1.3.3 CONJUNTO DE CURVAS DE PAR DE UN MOTOR NEUMÁTICO .............. 37

ECUACIÓN 1.3.4 CONDICIONES ENVOLVENTE ................................................................. 37

ECUACIÓN 1.3.5 ENVOLVENTE ......................................................................................... 37

ECUACIÓN 1.3.6 CURVA DE ISOPOTENCIA GENERALIZADA ............................................. 38

ECUACIÓN 1.3.7 CONSTANTE DE LA CURVA DE VELOCIDAD MÁXIMA ............................ 39

ECUACIÓN 1.3.8 CURVA DE VELOCIDAD MÁXIMA ........................................................... 39

ECUACIÓN 1.3.9 TRABAJO TEÓRICO DE UN MOTOR NEUMÁTICO .................................. 42

ECUACIÓN 1.3.10 POTENCIA Y RENDIMIENTO DE UN MOTOR NEUMÁTICO .................. 42

ECUACIÓN 2.3.1 FUERZA RESISTENTE A LA RODADURA .................................................. 58

ECUACIÓN 2.3.2 FUERZA RESISTENTE A LA RODADURA SIMPLIFICADA .......................... 58

ECUACIÓN 2.3.3 FUERZA RESISTENTE AERODINÁMICA ................................................... 59

ECUACIÓN 2.3.4 FUERZA DE ASCENSIÓN ......................................................................... 59

ECUACIÓN 2.3.5 FUERZA RESISTENTE TOTAL ................................................................... 60

ECUACIÓN 2.3.6 CURVA DE CARGA .................................................................................. 60

ECUACIÓN 2.3.7 FUERZA MOTRIZ .................................................................................... 61



8

ECUACIÓN 2.3.8 SUMATORIO DE FUERZAS Y ACELERACIÓN ........................................... 61

ECUACIÓN 2.3.9 MASA EQUIVALENTE .............................................................................. 61

ECUACIÓN 2.3.10 COEFICIENTE DE INERCIA ROTACIONAL .............................................. 62

ECUACIÓN 2.3.11 POTENCIA ............................................................................................. 64

ECUACIÓN 2.3.12 CURVA DE PAR CORREGIDA ................................................................. 68

ECUACIÓN 2.3.13 ACELERACIÓN MÁXIMA ....................................................................... 71

ECUACIÓN 2.3.14 TIEMPO MÍNIMO EN ALCANZAR 50KM/H ........................................... 72

ECUACIÓN 2.3.15 ENERGÍA CINÉTICA DEL VEHÍCULO ...................................................... 94



9

ÍNDICE DE TABLAS

TABLA 1 DETALLE COMPOSICIÓN DEL AIRE ..................................................................... 14

TABLA 2 DENSIDADES ENERGÉTICAS EN VATIOS HORA POR LITRO Y KILOGRAMO. ....... 29

TABLA 3 VALORES DE LOS PARÁMETROS DE UN MOTOR NEUMÁTICO PARA DISTINTAS PRESIONES ....................................................................................... 44

TABLA 4 DATOS DE VEHÍCULOS DEL SEGMENTO A ......................................................... 53

TABLA 5 COEFICIENTE DE RESISTENCIA A LA RODADURA SEGÚN CLASE DE NEUMÁTICO ................................................................................................. 56

TABLA 6 DATOS DE NEUMÁTICOS MICHELIN ENERGY E-V .............................................. 57

TABLA 7 VOLÚMENES DE AIRE ALMACENABLES A DISTINTAS PRESIONES ..................... 77



10



11

Introducción Cada año, la firma KPMG realiza un completo informe sobre la situación del sector del automóvil a nivel mundial y su posible evolución. En el último estudio, habla de la progresión en los vehículos de gasolina y en los híbridos enchufables como el futuro hacia el que se encamina el sector de la automoción:

“Dado que el menor consumo de combustible sigue siendo el principal incentivo para los conductores, en mayor medida preocupados por los costes, los fabricantes de automóviles de todo el mundo, que aún no disponen de una estrategia definida sobre electromovilidad, prevén seguir invirtiendo en mejoras para optimizar el motor de combustión interna (MCI), hasta 2018. En segundo lugar, los fabricantes también realizarán una mayor inversión en sistemas híbridos enchufables."

Según el 92% de los encuestados por KPMG, el ahorro en el consumo de combustible es el principal factor en las decisiones de compra de vehículos. Además, la preocupación por el medio ambiente como, por ejemplo, la reducción de las emisiones de CO2, sigue siendo otro de los factores más reseñables.

Desde el año 2003 el precio del petróleo ha roto todas las barreras históricas y la combinación de grandes desequilibrios entre oferta y demanda con tensiones geopolíticas y un creciente interés especulativo, hace que no se vea un techo claro al problema.

Por otro lado, el continuo deterioro del medio ambiente debido a las emisiones de gases de efecto invernadero está llevando a las sociedades avanzadas a formalizar su compromiso para limitar dichas emisiones.



12

No puede obviarse que los vehículos automóviles propulsados por derivados del petróleo son una de las principales causas de emisiones de CO2 (alrededor del 25%).

Si a una posible escasez del petróleo le añadimos responsabilidad medioambiental y precios en continuo ascenso, tenemos una situación como la actual. Un momento clave para la redefinición del modelo de automóvil.

Figura 1 Evolución del precio del petróleo

El motivo, por tanto, del presente proyecto no es otro que intentar ofrecer una alternativa en este proceso de redefinición del modelo de automóvil: el vehículo con motor de aire comprimido.

Una alternativa hasta ahora menos estudiada y desarrollada en el mundo de la automoción, aunque utilizada desde hace mucho tiempo en otros campos, que dé respuesta al problema económico y medioambiental que supone la utilización masiva de los derivados del petróleo en la movilidad actual. Todo ello a través de un estudio detallado sobre la viabilidad técnica y comercial de este tipo de tecnología aplicada a los automóviles.

El proyecto que sigue, se divide en dos capítulos claramente diferenciados. En el primero se realiza un amplio estudio teórico, desde un punto de vista físico/termodinámico, de los principales procesos y sistemas que se ven involucrados en cualquier aplicación neumática: compresión (compresores), almacenamiento (depósitos a presión) y expansión (motores neumáticos).



13

En la segunda parte del proyecto, tras las primeras conclusiones extraídas del estudio teórico, se analiza la posibilidad de implantación del componente neumático en un vehículo. Si bien es en este segundo capítulo donde recae la importancia del proyecto, las conclusiones finales de este, no se podrían haber obtenido sin el estudio del primero.

Aire Se denomina aire al fluido, mezcla de gases, que forma la atmósfera de la Tierra. En proporciones ligeramente variables dependiendo de distintos factores, principalmente la altitud, y descontado el vapor de agua que contiene (entre el 0% y el 7%), se compone aproximadamente de 21 partes de oxígeno, 78 de nitrógeno y una de argón y otros gases semejantes a este, al que se añaden algunas centésimas de dióxido de carbono.

Figura 2 Gráfico composición del aire

El aire es un fluido compresible y elástico, esto es, se comprime y acumula energía cuando se encuentra sometido a fuerzas exteriores, para posteriormente expandirse cediendo la energía acumulada cuando estas fuerzas se eliminan.

La neumática es la tecnología que emplea el aire comprimido como medio de transmisión de energía. El aire comprimido es una de las formas más antiguas de utilización de energía por el hombre. Sin embargo, no es hasta el siglo XVII, cuando se inicia el estudio sistemático de los gases, y con ello, el desarrollo tecnológico de las diferentes aplicaciones del aire comprimido. En el siglo XVIII se construye el primer compresor alternativo. A finales del siglo XIX, la neumática, sufre una ralentización en su desarrollo como consecuencia de la aparición de nuevas tecnologías (máquinas de vapor, motores de combustión y electricidad). Ya en el siglo XX, a finales de la Segunda Guerra Mundial, reaparece de nuevo la utilización a gran escala del aire comprimido



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como medio de transmisión de energía, debido, sobre todo, a las nuevas exigencias de automatización industrial.

Composición del aire libre de vapor de agua Gas Volumen (%)

Nitrógeno (N2) 78,084 Oxígeno (O2) 20,946 Argón (Ar) 0,934 Dióxido de carbono (CO2) 0,035 Neón (Ne) 0,001818 Helio (He) 0,000524 Metano (CH4) 0,000179 Kriptón (Kr) 0,000114 Hidrógeno (H2) 0,000055 Óxido nitroso (N2O) 0,00003 Monóxido de carbono (CO) 0,00001 Xenón (Xe) 0,000009

Ozono (O3) 0 a 7×10−6 Dióxido de nitrógeno (NO2) 0,000002 Yodo (I2) 0,000001 Amoníaco (NH3) Trazas

Tabla 1 Detalle composición del aire

Con frecuencia se pasa por alto la importancia de la neumática, pero juega un papel vital en la mayor parte de los procesos de producción modernos. La mayoría de los productos que utilizamos no podrían fabricarse sin el aire comprimido. El aire comprimido es el medio de transmisión de aproximadamente el 10% de la energía total consumida en la industria actual.

Si bien la producción de aire comprimido implica la realización de un trabajo para su compresión (y todo lo que esto conlleva: gasto energético y por tanto económico, y emisiones contaminantes directas y derivadas de la producción de la energía utilizada), su utilización como medio de trasmisión de energía una vez comprimido, presenta una serie de ventajas:

• Ilimitado y de fácil acceso. El aire, a diferencia de otros medios de transmisión de energía como pueden ser los aceites minerales en el caso de la oleohidráulica, o el propio agua en el de la hidráulica, es un recurso ilimitado, gratuito, y disponible en cualquier lugar y situación.



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• Económico. Las instalaciones neumáticas son sencillas, limpias, de fácil montaje, escaso mantenimiento y no requieren líneas de retorno a diferencia de otros medios, lo que supone un ahorro muy importante.

• Seguro. No es inflamable, ni tóxico ni para las personas ni para el medio.

• No contaminante. El aire, después de utilizado, se devuelve al medio en sus condiciones originales.



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Capítulo 1 Estudio Teórico

1 Compresión No es difícil entender que para la aplicación sobre la que trata este proyecto (el uso de aire comprimido como fuente de energía para la automoción), la presión de trabajo será un factor crítico a la hora de determinar su viabilidad.

Siguiendo un sencillo razonamiento, a mayor presión de trabajo (entendiendo como presión de trabajo la presión a la que estará sometido el aire en el depósito del vehículo), menor será el volumen de aire requerido para generar una misma potencia, o lo que es lo mismo, con una presión de trabajo mayor, se podrán conseguir mayores autonomías con igual volumen de depósito en los vehículos que equipen esta tecnología.

Más técnicamente, se habla de densidad energética como la cantidad de energía disponible por unidad de masa o volumen. Ya que en un vehículo el espacio es limitado, se ha de buscar la mayor densidad energética posible, o lo que es lo mismo, la mayor presión.

Por otro lado, parece obvio que el coste de la compresión del aire aumentará si se requieren presiones más altas. Esto es así, no solo por el mayor gasto energético que supondría, si no también, por el previsible mayor coste de los equipos.



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Por tanto, se hace necesaria la búsqueda de un equilibrio entre coste y presión de trabajo, o dicho de otra forma, entre coste de producción del aire comprimido y autonomía ofrecida por los vehículos, por supuesto, siempre cumpliendo unos mínimos requisitos exigidos por el cliente final.

En la actualidad, se pueden encontrar fácilmente en el mercado, compresores capaces de entregar grandes volúmenes de aire a presiones muy elevadas (mayores de 400 bar).

Puesto que la viabilidad técnica de compresores y demás equipos implicados en la compresión está más que demostrada, estando esta tecnología ampliamente desarrollada e implantada en la industria actual, el estudio que sigue en este apartado del presente proyecto, se limitará al puro análisis de eficiencia energética que tendrá esta etapa en el global del proceso de producción y suministro del aire comprimido.

1.1 Compresores

Los compresores son máquinas generalmente voluminosas y pesadas en relación a su potencia, que tienen por finalidad aportar una energía a los fluidos compresibles (gases y vapores) sobre los que operan, para hacerlos fluir aumentando al mismo tiempo su presión.

En aplicaciones industriales, lo más común, es que la energía necesaria para efectuar este trabajo la proporcione un motor eléctrico.

Un compresor admite gas o vapor a una presión pa dada, descargándolo a una presión pe superior. El cociente de estas dos presiones se denomina relación de compresión, y como se verá más adelante, es un parámetro fundamental en el diseño de este tipo de máquinas.

𝑟 =𝑝𝑒𝑝𝑎

=𝑝𝑟𝑒𝑠𝑖ó𝑛 𝑎𝑏𝑠𝑜𝑙𝑢𝑡𝑎 𝑒𝑛 𝑒𝑙 𝑒𝑠𝑐𝑎𝑝𝑒

𝑝𝑟𝑒𝑠𝑖ó𝑛 𝑎𝑏𝑠𝑜𝑙𝑢𝑡𝑎 𝑒𝑛 𝑙𝑎 𝑎𝑠𝑝𝑖𝑟𝑎𝑐𝑖ó𝑛

Ecuación 1.1.1 Relación de compresión

A pesar de los numerosos tipos de compresores existentes en el mercado, los únicos capaces de proporcionar incrementos de presión suficientemente altos, son los clásicos compresores alternativos de pistones.



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Figura 3 Compresor de pistón alternativo

1.1.1 Ciclo de trabajo de un compresor

El ciclo teórico de trabajo de un compresor se entiende fácilmente mediante el estudio de un compresor monofásico de pistón funcionando sin pérdidas (ideal) y comprimiendo un gas perfecto (Figura 4).

Figura 4 Ciclo de un compresor ideal trabajando con un gas perfecto

Para un compresor ideal, se supone que el pistón se mueve ajustado herméticamente al cilindro, e incluso se considera que el paso del aire hacia y desde el cilindro tiene lugar sin resistencias en válvulas y conductos, es decir, sin cambio de presión.



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Se entiende como gas perfecto un modelo de comportamiento de una sustancia que tiene como ecuación de estado pv = RT y presenta unos calores específicos constantes que, según la identidad de Mayer, se diferencian en R (constante universal de los gases).

𝛾 =𝐶𝑝𝐶𝑣

Ecuación 1.1.2 Factor gamma

𝑅 = 𝐶𝑝 − 𝐶𝑣

Ecuación 1.1.3 Identidad de Mayer

En el caso del aire: Cp = 1012 J·Kg-1·K-1* Cv = 725,1 J·Kg-1·K-1*

Sin embargo, en la práctica, ni el compresor será ideal, ni el gas perfecto.

En un compresor real, existen diversos factores que modifican este ciclo y por tanto han de ser tenidos en cuenta en el estudio de su rendimiento final (Figura 5).

- El espacio muerto o volumen nocivo V0 corresponde al volumen residual entre el pistón y el fondo del cilindro y las lumbreras de las válvulas, cuando el pistón está en su punto muerto superior, estimándose entre un 3% y un 10% de la carrera, dependiendo del modelo de compresor.

- Retraso en la apertura de la válvula de admisión. Hasta que la presión dentro del cilindro no alcanza pa-∆pa (para vencer la tensión del resorte de la válvula de admisión) no se abrirá ésta; por lo tanto el gas al entrar en el cilindro sufrirá una expansión ∆pa (laminación) a su paso por el orificio de la válvula de admisión. Esto quiere decir que mientras dura la aspiración la presión del gas dentro del cilindro es menor que la reinante en la línea de aspiración. La consecuencia de este retraso en la apertura de la válvula de admisión es que el volumen admitido en el cilindro es menor, pues parte de la carrera teórica de admisión del pistón se emplea en expansionar el gas desde pa hasta pa-∆pa.

- Retraso en la apertura de la válvula de escape. Por idéntico motivo, para que pueda salir el gas en el escape, este deberá estar dentro del cilindro a una presión, pe+∆pe, ligeramente superior a la pe reinante en la línea de escape.

* Valores de Cp y Cv supuesta una altura de 194 metros (promedio de la población mundial), una temperatura de 23 0C, un 40% de humedad 760 mmHg de presión.



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- Calentamiento del cilindro. El gas admitido en el cilindro en la carrera de admisión, se calienta al ponerse en contacto con las paredes interiores del cilindro, que están a temperatura más elevada, aumentando su volumen específico.

- Falta de estanqueidad de válvulas y segmentos. Por este motivo, el volumen que realmente llega a impulsar el compresor es todavía menor. La estanqueidad disminuye claramente al elevarse la relación de compresión.

Figura 5 Ciclo de un compresor real trabajando con un gas perfecto

Por otro lado, los cambios que genera en el ciclo el hecho de que el aire no sea un gas perfecto son los siguientes (Figura 6):

- Compresión y expansión como procesos politrópicos de índice variable. Debido al efecto pared del cilindro. Interpretando que el cilindro permanece durante la compresión y expansión a una temperatura media. Durante el final del proceso de expansión y el inicio del de compresión, la temperatura de la pared es mayor que la del aire. Todo lo contrario ocurre al inicio de la expansión y final de la compresión. Debido a la transferencia de calor que se produce por esta diferencia de temperaturas, los calores específicos del aire y por tanto el exponente de la transformación politrópica serán variables.



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- No igualación de presiones en los puntos muertos. Tanto en el punto muerto inferior (1) como en el punto muerto superior (3), la velocidad del pistón disminuye hasta cero, momento en el cual, idealmente, las presiones dentro y fuera del cilindro se igualan. Esto no siempre ocurre en la práctica, ya que en muchos casos, no existe tiempo material suficiente para que este equilibrio se establezca.

Figura 6 Ciclo de un compresor real trabajando con un gas real

A todas estas variaciones del ciclo real respecto al ideal, se deben añadir también las debidas a la más que probable existencia de refrigeración en el compresor, ya sea mediante aire (normalmente con un ventilador acoplado directamente al eje) o mediante agua (circuito hidráulico, camisas húmedas en los cilindros).

Resulta casi obvio que el segundo método es más costoso, aunque también consigue eliminar más calor, por lo que se utiliza en los compresores de gamas altas.

El motivo por el que se recurre a la refrigeración de este tipo de máquinas, no es otro que reducir el trabajo absorbido en la compresión y así mejorar su eficiencia.

La potencia mínima necesaria en la compresión es la correspondiente a una compresión isotérmica, esto es, que se produce a temperatura constante, o lo que es lo mismo, que todo el calor generado en la compresión es disipado. En el otro extremo se situaría la



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compresión adiabática, en la que todo el calor generado es retenido por el aire, no existe intercambio de calor con el exterior.

La compresión isotérmica, la ideal, es irrealizable en la práctica, pero es posible una aproximación a ella por medio de la refrigeración.

Compresión por etapas

Como se ha dejado entrever en párrafos anteriores, la presión de aire que se prevé sea necesaria para la aplicación que se estudia, ha de ser cuanto más alta mejor.

Teóricamente, la relación de compresión puede tener cualquier valor, pero en la práctica se suele situar entre 3,5 y 4. Como se verá en el siguiente apartado, relaciones de compresión más altas implicarían una disminución considerable de la eficiencia, y se necesitarían compresores más voluminosos que encarecerían el equipo. Además, como toda compresión lleva consigo un aumento de la temperatura de los gases que se procesan, existe el riesgo de que estos se descarguen excesivamente calientes, lo que perjudicaría tanto al equipo mecánico de la instalación como la lubricación del propio compresor.

Cuando, como es el caso que se trata, la relación de presiones entre entrada y salida del compresor ha de ser elevada, se hace necesario el uso de compresores de varias etapas escalonadas.

En este tipo de compresores, se logra un consumo de potencia mínimo, cuando las relaciones de compresión de todas las etapas son iguales.

La principal ventaja de este tipo de compresión es que permite una refrigeración del fluido entre etapa y etapa, que se traduce en un ahorro de la energía a aportar al compresor, tomando la precaución de no refrigerar en exceso, ya que pudiera ser que el ahorro de energía de compresión fuese inferior a los gastos de refrigeración.

La refrigeración intermedia perfecta se consigue cuando la temperatura del aire al inicio de cada etapa, es igual a la temperatura del aire en la aspiración del compresor.

Los fabricantes de compresores insisten en que para conseguir un rendimiento óptimo, el aire aspirado por el compresor debe ser tan frío como sea posible, ya que la temperatura final será tanto más baja cuanto más lo sea la inicial.



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Es sencillo entender la afirmación de los fabricantes atendiendo a lo siguiente. El cálculo del trabajo de un compresor puede ser aproximado con relativa facilidad utilizando el modelo de gas perfecto.

𝑊 = 𝑚 𝐶𝑝 (𝑇𝑒 − 𝑇𝑎)

Ecuación 1.1.4 Trabajo de un compresor

Siendo: m: masa de aire absorbida y comprimida Te: temperatura del aire en el escape Ta: temperatura del aire en la aspiración

Si se supone la compresión como un proceso adiabático, la ecuación anterior puede expresarse como:

𝑊 = 𝑚 𝐶𝑝 𝑇𝑎 ��𝑝𝑒𝑝𝑎�𝛾−1𝛾− 1�

Ecuación 1.1.5 Trabajo de un compresor supuesto proceso politrópico

Que en el caso de un compresor de N etapas con igual relación de compresión y refrigeración perfecta queda:

𝑊 = 𝑚 𝐶𝑝𝑇𝑎𝑁 ��𝑝𝑒𝑝𝑎�𝛾−1𝑁𝛾

− 1�

Ecuación 1.1.6 Trabajo de un compresor de N etapas

Como se puede ver, el trabajo es directamente proporcional a la temperatura de aspiración. Aunque el trabajo real (trabajando con un gas real) es más complejo de calcular, irá en consonancia con el obtenido mediante las anteriores expresiones, por lo que convendrá que la mencionada temperatura sea lo más baja posible.

El área rayada de la Figura 7 corresponde a un trabajo perdido que se realiza dos veces sobre el aire, en la expulsión del cilindro de baja presión y en la compresión del cilindro de alta presión.

Aun con todo, la superposición de los diagramas de trabajo correspondientes a los distintos cilindros, muestra como la energía que requiere el conjunto es muy inferior a la que exigiría si toda la compresión se hubiera realizado de una sola vez.



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Aumentar el número de etapas de un compresor supone el encarecimiento de este, si bien, la compresión que se conseguirá se aproximará a la transformación isoterma aumentando con ello la eficiencia.

Figura 7 Compresión en dos etapas



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1.1.2 Rendimiento de un compresor alternativo

El rendimiento global de un compresor se puede considerar como el producto de su rendimiento interno y su rendimiento mecánico.

𝜂 = 𝜂𝑖 · 𝜂𝑚

Ecuación 1.1.7 Rendimiento total de un compresor

El rendimiento mecánico es una medida de los rozamientos mecánicos del compresor y dependerá principalmente de su velocidad de giro. Se define como el cociente entre el trabajo indicado del compresor y el trabajo que absorbe.

𝜂𝑚 =𝑊𝑖

𝑊𝑎=𝑇𝑟𝑎𝑏𝑎𝑗𝑜 𝑎𝑏𝑠𝑜𝑟𝑏𝑖𝑑𝑜 𝑠𝑒𝑔ú𝑛 𝑒𝑙 𝑐𝑖𝑐𝑙𝑜 𝑖𝑛𝑑𝑖𝑐𝑎𝑑𝑜 𝑑𝑒𝑙 𝑐𝑜𝑚𝑝𝑟𝑒𝑠𝑜𝑟

𝑇𝑟𝑎𝑏𝑎𝑗𝑜 𝑎𝑏𝑠𝑜𝑟𝑏𝑖𝑑𝑜 𝑒𝑛 𝑒𝑙 𝑒𝑗𝑒 𝑑𝑒𝑙 𝑐𝑜𝑚𝑝𝑟𝑒𝑠𝑜𝑟

Ecuación 1.1.8 Rendimiento mecánico de un compresor

El rendimiento interno o indicado, o lo que es lo mismo, la eficiencia de la compresión, es una medida de las pérdidas que resultan de la divergencia entre el ciclo real de trabajo de un compresor y el ciclo teórico.

𝜂𝑖 =𝑊𝑖

𝑊𝑢=𝑇𝑟𝑎𝑏𝑎𝑗𝑜 𝑎𝑏𝑠𝑜𝑟𝑏𝑖𝑑𝑜 𝑠𝑒𝑔ú𝑛 𝑒𝑙 𝑐𝑖𝑐𝑙𝑜 𝑖𝑛𝑑𝑖𝑐𝑎𝑑𝑜 𝑑𝑒𝑙 𝑐𝑜𝑚𝑝𝑟𝑒𝑠𝑜𝑟

𝑇𝑟𝑎𝑏𝑎𝑗𝑜 ú𝑡𝑖𝑙 𝑎𝑏𝑠𝑜𝑟𝑏𝑖𝑑𝑜 𝑝𝑜𝑟 𝑒𝑙 𝑐𝑜𝑚𝑝𝑟𝑒𝑠𝑜𝑟

Ecuación 1.1.9 Rendimiento indicado de un compresor

Es necesario definir qué ciclo se considera de partida como teórico; se suele tomar la adiabática (exponente γ), o para el caso de un cilindro refrigerado por camisa de agua una politrópica de exponente n conocido, función del enfriamiento producido en el cilindro (aletas-aire; circuito de agua refrigerante, etc.).

En el rendimiento indicado queda recogido el efecto pared, pudiéndose establecer la hipótesis simplificadora de que todo el calor generado por rozamiento entre el pistón y el cilindro se incorpora al fluido.

Sin embargo, si dentro del rendimiento mecánico se han incluido a su vez todas las pérdidas por rozamientos mecánicos, tanto internos al cilindro como externos a él, la pérdida debida al rozamiento del pistón se contabilizaría dos veces.

Existe pues, dificultad para separar los rendimientos indicado y mecánico.



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El problema se puede plantear suponiendo que el rendimiento mecánico contabiliza solamente los rozamientos mecánicos externos al cilindro, minimizando y desvirtuando el significado del rendimiento mecánico, sobre todo teniendo en cuenta que el mayor frotamiento se presenta entre el pistón y el cilindro; según ésta hipótesis, el calor disipado por el rozamiento pistón-cilindro quedaría englobado dentro del rendimiento indicado, con la hipótesis de que el 100% del calor así generado se incorpora al fluido.

También se puede suponer que en el rendimiento mecánico quedan englobados todos los rozamientos mecánicos, tanto internos como externos. El efecto pared contabilizado en el rendimiento indicado incluiría en este caso solamente el calor cedido por la pared proveniente del gas a la presión y temperatura de alta.

La conclusión que se obtiene de este razonamiento es la enorme dificultad de separar los rendimientos indicado e interno, por lo que es más práctico englobar ambos rendimientos en el rendimiento total del compresor.

Este rendimiento dependerá principalmente de la relación de compresión, y también aunque en menor medida, de la velocidad del compresor. Se ha comprobado que compresores de las mismas características de diseño tienen aproximadamente los mismos rendimientos independientemente del tamaño de compresor que se trate.

Figura 8 Rendimientos estimados de un compresor



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1.2 Motores eléctricos

En Julio de 2009 se publicaron oficialmente nuevas normas de la Comisión Europea que especifican los requisitos de funcionamiento para motores eléctricos. Esta nueva legislación fue aprobada con el objetivo de reducir el consumo energético y, como consecuencia, las emisiones de CO2.

Las clases de eficiencia disponibles hasta ese momento (EFF1, EFF2) eran el resultado del compromiso voluntario entre la Comisión Europea y el CEMEP (Comité Europeo de Fabricantes de Máquinas Eléctricas y Electrónica de Potencia).

La nueva norma define nuevas clases de eficiencia para motores de inducción:

• IE1: eficiencia estándar (equiparable a EFF2) • IE2: alta eficiencia (equiparable a EFF1) • IE3: eficiencia premium

La norma, de obligatorio cumplimiento, dicta que a partir de Junio de 2011 todos los motores de potencias entre 0,75 kW y 375 kW fabricados en la Unión Europea deben tener una clasificación mínima IE2.

En 2015 se endurecerán las condiciones. El rendimiento mínimo de los motores de entre 7,5 kW y 375 kW deberá cumplir con la clase IE3. A partir de 2017 la clase IE3 se hará obligatoria también para motores de 0,75 kW a 7,5 kW.

Figura 9 Clases de eficiencia para motores eléctricos



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2 Almacenamiento El almacenamiento de cualquier gas comprimido, en este caso aire, presenta ventajas e inconvenientes frente al almacenamiento de otras fuentes de energía.

Si se compara con un combustible líquido en condiciones normales de presión y temperatura, como pueden ser la gasolina o el gasóleo utilizados normalmente en la industria del automóvil, es difícil encontrar algún punto positivo. En este aspecto, gasolina y diésel son difícilmente superables, ya que presentan una elevada densidad energética y son fácil y rápidamente almacenables en depósitos ordinarios. Gran parte de su éxito en la industria automovilística radica justamente en esto.

En el otro extremo se puede situar la energía eléctrica. Posee una baja densidad energética, lo que implica grandes y sobretodo pesadas unidades de complejas y muy costosas baterías, y además, su almacenamiento es muy lento, se necesita mucho tiempo para recargarlas.

El aire comprimido, por su parte, necesita un recipiente a presión, lo cual como se explica en los siguientes párrafos no es un gran inconveniente. El gran problema viene dado por su muy baja densidad energética. Son necesarias grandes cantidades de aire para producir energía. Juega a su favor, al igual que para gasolina y diésel, la rapidez de recarga de un depósito.

Wh/l Wh/kg Gasóleo 10700 12700 Gasolina 9700 12200 Butano 7800 13600 Propano 6600 13900 Gas natural (250 bar) 3100 12100 Hidrógeno líquido 2600 39300 Hidrógeno (a 350 bar) 750 39300 Batería litio cobalto 330 150 Batería litio manganeso 280 120 Batería níquel metal hidruro 180 90 Batería plomo ácido 64 40 Aire comprimido (400 bar) 17 34

Tabla 2 Densidades energéticas en vatios hora por litro y kilogramo.



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El almacenamiento de aire comprimido, fuera de un vehículo, no presenta mayores problemas. Los procesos de fabricación de cilindros o bombonas como recipientes de gases a presión están ampliamente desarrollados, y los productos detalladamente regulados. Aunque existen distintas normativas al respecto, la que se impone sobre las demás, y en la que se apoyan la mayor parte de fabricantes, es la impuesta por el Departamento de Transporte de los Estados Unidos (DOT). Este organismo establece una serie de requisitos de seguridad basados principalmente en las presiones de trabajo de los cilindros y las deformaciones que se producen en estos cuando son cargados en función de los materiales en los que están fabricados.

Un recipiente a presión es un objeto sencillo, es un cuerpo hueco con paredes de espesor que varía en función de la presión que requiere soportar. Básicamente, almacenar un gas a mayor presión, será cuestión de utilizar mayor cantidad de material en el cilindro. Por tanto, el elemento que limita la máxima presión de trabajo de un sistema neumático, no es el recipiente donde se va a almacenar, si no el compresor.

Ahora bien, en el interior de un vehículo, el espacio limitado supone un problema para el almacenamiento de aire comprimido. No será posible almacenar grandes volúmenes de aire. Otro aspecto a tener en cuenta será el peso del depósito. Típicamente los recipientes a presión se han venido fabricando en distintas aleaciones de acero. Este material es mucho más barato pero pesado en comparación con otros materiales más modernos. Actualmente, el uso de aluminio o materiales compuestos como la fibra de carbono o de vidrio, permiten reducciones de peso de hasta un 40% y un 70% respectivamente.

En la siguiente imagen (Figura 10) se muestran las características técnicas de tres cilindros de acero de dimensiones similares y distinta presión de trabajo. Se puede observar como el peso del cilindro aumenta aproximadamente en la misma proporción que la presión de trabajo.



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Figura 10 Cilindros DOT

3 Motores Neumáticos. Expansión Los motores neumáticos presentan una serie de características que los hacen, cuanto menos sobre el papel, atractivos para la aplicación que se trata.

- Compactos y ligeros. Un motor neumático con la misma potencia que un motor eléctrico pesa la cuarta parte que éste y ocupa sólo un sexto del espacio. Los motores neumáticos desarrollan mucha más potencia con relación a su tamaño y peso que la mayoría de los otros tipos de motor.

- Sencillez de instalación. Las líneas de aire y los motores neumáticos, pueden funcionar en cualquier posición.

- Instantáneos. El giro de un motor neumático se puede iniciar, detener o invertir (únicamente los reversibles) fácilmente y de manera casi instantánea por medio de sencillas válvulas de control.

- Control de par con carga. La potencia de un motor neumático es relativamente constante dentro de una amplia gama de velocidad, cuando la velocidad se reduce debido a un incremento de la carga, el par aumenta.



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- Sin defecto por sobrecarga o bloqueo. Los motores neumáticos se pueden bloquear indefinidamente sin que se recalienten ni experimenten ningún otro tipo de daño. También se pueden arrancar y parar repetidamente sin límite.

- Ajuste de potencia infinitamente variable. El par y la velocidad de un motor neumático se pueden ajustar de manera sencilla combinando la variación de la presión de trabajo y el caudal de aire suministrado. No requiere costosos elementos de control.

- Funcionamiento frío. El mismo aire comprimido, al expandirse, enfría el motor, por lo que estos no se recalientan a altas velocidades de giro. Son capaces de funcionar sin refrigeración en un amplio rango de temperaturas.

- Robustez. Los motores neumáticos no se ven afectados virtualmente por el calor, vibración, corrosión o golpes. Su rendimiento en ambientes hostiles no puede ser igualado por ningún otro tipo de motor.

- Seguros. No generan chispas y al funcionar con aire, cualquier fuga en el sistema neumático no supone peligro alguno. Ideales para ambientes potencialmente peligrosos.

- Mantenimiento mínimo. El diseño y construcción sencillos de los motores neumáticos, con muy pocas piezas móviles, aseguran una fiabilidad óptima y mantenimiento mínimo.

Al igual que ocurre con los compresores, existen distintos tipos de motores. Los más utilizados son los motores de paletas y los de pistones radiales.

Los motores neumáticos de paletas son más pequeños, mucho más ligeros y menos costosos que los motores de pistones de potencia similar (véanse Figura 11 y 12). Son el tipo de motor más demandado. Están disponibles en una amplia gama de velocidades, pares y potencia.

Los de pistones radiales trabajan a velocidades más bajas. Desarrollan excelentes pares de arranque y potencias notablemente mayores que los de paletas. Permiten un control óptimo de su velocidad. Están especialmente indicados para arrastrar cargas pesadas a bajas velocidades en aplicaciones en las que el tamaño y masa de motor no sean un factor determinante.

Los motores neumáticos no reversibles entregan velocidades, pares, y potencias ligeramente superiores a los entregados por los reversibles equivalentes.



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En las Figuras 11 y 12 se muestran dos ejemplos de un motor de paletas y otro de pistones radiales.

Figura 11 Ejemplo de motor neumático de paletas

Figura 12 Ejemplo de motor neumático de pistones



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Todos los motores neumáticos, con independencia del fabricante, están diseñados para trabajar en óptimas condiciones a una presión aproximada de 90 psig* (aprox. 6,2 bar). Aun así, como ya se ha dicho, es posible conseguir infinidad de velocidades, pares y potencias variando esta presión desde 40 psig (2,8 bar) a más de 100 psig (6,9 bar). Una presión de trabajo por debajo de 40 psig puede provocar un funcionamiento inconsistente del motor, mientras que una presión superior a 100 psig puede conllevar una disminución de rendimiento.

3.1 Curvas características de un motor neumático

3.1.1 Curvas de par y potencia

Las curvas de par y potencia correspondientes a un motor sin regulador de velocidad son de forma aproximada a las que figura a continuación.

Figura 13 Curvas de par y potencia de un motor neumático

La potencia se incrementa a medida que aumenta la velocidad de giro del motor, hasta un máximo que corresponde aproximadamente con la mitad de la velocidad libre del motor (velocidad del motor funcionando en vacío, muchas veces inalcanzable por limitaciones mecánicas). * psig (pounds per square inch gauge o libra-fuerza por pulgada cuadrada): medida de presión relativa a la presión ambiente equivalente a 0.0689 bar.



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El par alcanza su valor máximo cuando el motor comienza a girar (velocidad cercana a cero) y cae casi linealmente hasta cero cuando el motor gira a velocidad libre. Si se aumenta la carga, la velocidad del motor baja y el par se incrementa hasta que, al llegar a velocidad cero, se bloquea el motor. Si por el contrario, la carga disminuye, el motor aumenta su velocidad y el par disminuye hasta ajustarse a la carga aplicada.

El par al cual el motor se bloquea (stall torque) es aproximadamente el doble del par que otorga el motor girando a máxima potencia.

El par de arranque de un motor (starting torque) es el que puede desarrollar cuando arranca bajo carga. Este par variará entre un máximo y un mínimo dependiendo de la posición de las paletas o pistones con respecto a la entrada y la salida de aire en el momento del arranque. El valor que ofrecen los fabricantes y con el que se han de efectuar todos los cálculos para la elección de un motor adecuado, es el más desfavorable. El par de arranque mínimo suele rondar el 75% del par de bloqueo del motor. Este último puede considerarse cercano al valor del par máximo de arranque. Hay que considerar que la fricción estática de las paletas es mayor que la dinámica (cuesta más arrancar el motor que mantenerlo en marcha).

Teniendo en cuenta todo lo anterior, se puede considerar (y así se hará de aquí en adelante), que la curva de par de un motor neumático responde aproximadamente a la expresión de una recta de pendiente negativa.

𝑓(𝑛 ∗) = −𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒𝑓𝑟𝑒𝑒 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑

𝑛 + 𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒

Ecuación 1.3.1 Curva de par de un motor neumático

Por tanto, las características de un motor neumático vendrán establecidas básicamente por dos parámetros únicos de cada motor, el par de bloqueo (stall torque) y su velocidad libre (free speed).

Un tercer parámetro es la velocidad máxima de giro. Si bien este parámetro no define las curvas características, si las limita, por lo que también ha de ser tenido en cuenta. Esta velocidad máxima viene dada por el fabricante y no se ha de superar. Para que esto no ocurra, nunca se ha de dejar trabajar el motor en vacío.

* n: velocidad de giro medida en rpm.



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Para poder conseguir velocidades más bajas de trabajo sin penalizar el rendimiento, los motores neumáticos se ofertan habitualmente junto con grupos reductores que posibilitan la entrega de un par muy superior al que el motor desarrollaría por sí solo.

Figura 14 Curvas de par y potencia para distintas relaciones de transmisión

La relación de transmisión del grupo reductor que se acople a la salida del motor determinará la nueva curva de par. Es muy importante saber que estas nuevas curvas representan el par, la potencia y la velocidad del eje a la salida del grupo reductor, no a la salida del motor. El motor siempre funcionará en puntos de sus curvas originales.

Obviando el rendimiento del grupo reductor, o lo que es lo mismo, suponiendo que la potencia se mantendrá constante independientemente de la relación de transmisión usada, y sabiendo que la potencia es directamente proporcional a la velocidad de giro y al par, es fácil entender, que si se desea aumentar el par máximo r veces, la velocidad libre del eje se verá reducida las mismas r veces (Figura 14). Dicho de otra forma, el valor resultante de multiplicar par máximo por velocidad libre de cualquiera de las curvas de par obtenidas por medio de un reductor de velocidad, ha de ser el mismo que resulta de multiplicar los dos parámetros básicos del motor (stall torque y free speed).



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Así pues, teóricamente, se podrá conseguir cualquier curva del tipo:

𝑓(𝑛) = −𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 · 𝑟2

𝑓𝑟𝑒𝑒 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑 𝑛 + 𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 · 𝑟

Ecuación 1.3.2 Curva de par generalizada

Con: r = ωmotor/ωeje (relación de transmisión del grupo reductor).

3.1.1.1 Ampliación a las curvas de par y potencia

Si se considera r como una segunda variable, la Ecuación 1.3.2 pasaría a convertirse en la ecuación implícita del conjunto de curvas de par de un motor:

𝐶(𝑛, 𝑟) = −𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 · 𝑟2

𝑓𝑟𝑒𝑒 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑 𝑛 + 𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 · 𝑟

Ecuación 1.3.3 Conjunto de curvas de par de un motor neumático

En el supuesto de que se dispusiese de infinitas relaciones de transmisión, como puede ser el caso de una transmisión variable continua ideal, la curva de par de un motor ya no se limitaría a una recta, si no que quedaría representada como la envolvente del conjunto de curvas de par definido por la Ecuación 1.3.3. La envolvente de un conjunto de curvas satisface:

�

𝐶(𝑛, 𝑟) = 0

𝜕𝐶(𝑛, 𝑟)𝜕𝑟

= 0

Ecuación 1.3.4 Condiciones envolvente

Resolviendo el sistema se obtiene la ecuación de la envolvente:

𝐸(𝑛) =𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 · 𝑓𝑟𝑒𝑒 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑

4𝑛

Ecuación 1.3.5 Envolvente

Esta envolvente coincide con la curva de isopotencia máxima representada en el plano par/velocidad. Esto es, la curva que une todos los puntos de máxima potencia de cada curva de par (Figura 15).



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Figura 15 Curva de par ampliada (envolvente)

Si como se ha propuesto, se considera definitivamente la envolvente como la curva de par de un motor neumático, habrá que adaptar la limitación de la velocidad máxima a esta nueva forma de representación. Ya no servirá con limitar la curva de par a partir de una cierta velocidad como se puede ver en la Figura 13, ahora, la curva de par es un conjunto de infinitas curvas, cada una de las cuales estará limitada a partir de cierto punto.

Así pues, se propone para el estudio una curva más, la curva de velocidad máxima (Figura 16). Esta curva unirá los puntos de velocidad máxima de las infinitas curvas de par (rectas) que conforman la curva de par ampliada (envolvente). Al igual que esta, coincidirá con una curva de isopotencia de potencia igual a la potencia del motor en el punto de velocidad máxima.

Las curvas de isopotencia son de la forma:

𝑓(𝑛) =𝑐𝑡𝑒𝑛

Ecuación 1.3.6 Curva de isopotencia generalizada

Que como era de esperar coincide con la forma de la envolvente, obtenida por un camino distinto.



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En el caso de la curva de velocidad máxima, la constante será:

𝑐𝑡𝑒 = 𝑚𝑎𝑥. 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑 �1 −𝑚𝑎𝑥. 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑𝑓𝑟𝑒𝑒 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑

� 𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒

Ecuación 1.3.7 Constante de la curva de velocidad máxima

Y por tanto, su ecuación:

𝑉(𝑛) =1𝑛𝑚𝑎𝑥. 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑 �1 −

𝑚𝑎𝑥. 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑𝑓𝑟𝑒𝑒 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑

� 𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒

Ecuación 1.3.8 Curva de velocidad máxima

Figura 16 Curva de velocidad máxima

La interpretación sobre el papel de la curva de velocidad máxima es más compleja que la de las anteriores curvas y puede llevar a error. Se debe entender que el conjunto motor neumático/grupo reductor, podrá trabajar por debajo de esta curva siempre y cuando la relación de transmisión que se esté utilizando lo permita.

Como se puede observar en la Figura 17, el motor no podría entregar, a la salida del grupo reductor, el par y velocidad del punto A si se utiliza una relación de transmisión de 9:1, mientras que si sería posible alcanzar el citado punto con una relación directa.



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Figura 17 Curva de velocidad máxima II

3.1.2 Curva de consumo de aire

Además de las curvas de par y potencia, la tercera curva que determina el funcionamiento de un motor neumático, y que ofrecen los fabricantes en sus catálogos, es la curva de consumo de aire.

El consumo de aire de un motor neumático depende de su cubicaje, velocidad de giro y de la presión de trabajo, y será fundamental a la hora de determinar el compresor o depósito que abastezca de aire al motor.

Normalmente, los fabricantes, representan junto con esta tercera curva, la curva de máxima carga radial en el eje. Para la aplicación que se trata, esta última curva carece de interés.

La Figura 18 muestra el conjunto de todas las curvas de un motor cualquiera tal y como se muestran en los catálogos de los fabricantes.



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Figura 18 Curvas del fabricante

3.2 Rendimiento de un motor neumático

Los fabricantes de motores neumáticos no suelen ofrecer directamente datos de sobre los rendimientos de sus motores. Esta es la estrategia normal cuando se habla de casi cualquier tipo de motor excepto de los eléctricos que poseen rendimientos muy altos. Esta aparente desinformación, no es tal. Realmente, las distintas marcas, en sus catálogos, ofrecen multitud de datos a partir de los cuales es posible estimar el rendimiento de sus motores. Sin embargo, presentar el dato de rendimiento, a parte de no ofrecer una información demasiado útil para el cliente final, no suele ser una buena estrategia de marketing, ya que para ojos inexpertos puede parecer escaso.



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De manera casi idéntica a como se propuso en apartados anteriores el cálculo aproximado del trabajo de un compresor, es posible calcular el trabajo teórico que debería entregar un motor sin más que intercambiar en la Ecuación 1.1.4, la posición de la temperatura de aspiración con la de escape (se obtendrá así un valor de trabajo positivo), quedando la ecuación análoga a la Ecuación 1.1.5 como sigue:

𝑊 = 𝑚 𝐶𝑝 𝑇𝑎 �1 − �𝑝𝑒𝑝𝑎�𝛾−1𝛾�

Ecuación 1.3.9 Trabajo teórico de un motor neumático

Si se introduce el rendimiento en la ecuación anterior y se expresa en unidades de potencia, será posible, sin más que sustituir las variables por las correspondientes a un punto de las curvas características del motor, obtener su rendimiento.

�̇� = 𝜂 �̇� 𝐶𝑝 𝑇𝑎 �1 − �𝑝𝑒𝑝𝑎�𝛾−1𝛾�

Ecuación 1.3.10 Potencia y rendimiento de un motor neumático

Siendo: Ẇ: potencia real entregada por el motor η: rendimiento del motor ṁ: flujo másico de aire

Nótese, que al igual que en los compresores, la temperatura de aspiración es determinante en el rendimiento de un motor. En este caso, cuanto más alta sea la temperatura en la entrada, mayor será el trabajo generado bajo unas mismas condiciones de presión y caudal de aire, y por tanto mayor rendimiento se obtendrá.

Los motores neumáticos ofrecen su máximo rendimiento trabajando a máxima potencia. Este varía dependiendo del tipo de motor y de las velocidades a las que trabaje. Así, a igualdad de condiciones de velocidad, un motor de paletas suele ser más eficiente que uno de pistones. Esto es fundamentalmente debido al menor número de piezas móviles, y por tanto menores perdidas mecánicas, del motor de paletas. Sin embargo, la igualdad de velocidades raramente se dará. Los motores de pistones acostumbran a trabajar a menores velocidades de giro por lo que es probable que ciertos motores de pistones superen en rendimiento a algunos motores de paletas.



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3.3 Control de un motor neumático

Como ya se ha comentado, existen dos formas de controlar la velocidad y el par entregados por un motor neumático, de forma que se consiga operar en el punto de trabajo óptimo.

Control del flujo de aire

Es posible controlar el flujo de aire en dos puntos distintos de la instalación: antes o después del motor.

La reducción de la cantidad de aire suministrada al motor tiene un efecto parecido a la reducción de la presión de aire. Tanto velocidad como par se reducen, pero el par lo hace en una proporción mucho mayor.

Por el contrario, restringir la salida de aire del motor tiene un efecto opuesto. En este caso la velocidad se reduce notablemente más que el par.

El control del flujo se realiza con válvulas reguladoras de caudal, que se han de colocar lo más cerca posible de la entrada o salida del motor. Estas válvulas pueden disponer, o no, de un sistema antiretorno.

Figura 19 Válvulas reguladoras de caudal

A la salida del motor el aire siempre circulará en un mismo sentido, tanto en motores unidireccionales como en motores reversibles, por lo que servirá con instalar una válvula sin sistema antiretorno.



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El control del aire a la entrada dependerá del tipo de motor utilizado. Así, en un motor unidireccional bastará con una válvula simple, mientras que en los motores reversibles se hará necesario el uso de válvulas con sistema antiretorno.

Figura 20 Esquema de control de caudal en motores neumáticos

Las variaciones exactas en par y velocidad debidas la regulación del caudal, no están tabuladas ya que dependen en gran medida del motor que se regule.

Control de la presión del aire

La regulación de la presión del aire a la entrada del motor permite un control más preciso del par entregado. En este caso, a diferencia de con el control de caudal, las variaciones en par y velocidad sí son previsibles.

En la siguiente tabla se puede observar la variación de los distintos parámetros de un motor neumático en función de su presión de trabajo.

Tabla 3 Valores de los parámetros de un motor neumático para distintas presiones



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4 Primeras conclusiones Tras el estudio teórico llevado a cabo en este primer capítulo, se pueden obtener varias conclusiones claras a partir de las cuales poder decidir la manera óptima de proseguir con el estudio de viabilidad.

Referente a los compresores, parece muy improbable su uso embarcado en un vehículo debido a sus grandes volúmenes y pesos, sobre todo si se pretende comprimir aire a muy alta presión.

En cuanto a la propia etapa de compresión, la conclusión más importante, es que se trata de un proceso poco eficiente, con numerosas pérdidas difíciles de evitar por ser intrínsecas a un proceso termodinámico de este tipo.

Por otro lado, el almacenamiento de aire comprimido, no presenta mejores expectativas. No por los sistemas de almacenamiento, si no por las presiones de aire que es posible alcanzar en la compresión (muy altas pero previsiblemente insuficientes). La densidad energética del aire comprimido almacenado, tanto en relación a su volumen como por unidad de masa, es muy baja aun estando sometido a muy altas presiones. Esto, en una aplicación como la que se estudia, es un inconveniente muy importante, ya que precisamente masa y volumen serán factores limitantes en el funcionamiento y usabilidad de un vehículo.

Los motores neumáticos por su parte, sí presentan muchas cualidades que parecen ser compatibles con su uso en un vehículo. Aun con todo, sus rendimientos no son altos, más bien son escasos, aunque mayores por ejemplo que los de un motor de combustión. Obviando los de pistones radiales (no son aptos para esta aplicación por su gran volumen y masa), son motores de potencias bajas, pero disponen de una entrega de par elevada en el inicio que lo compensa (comparten esta buena característica con los motores eléctricos). Además, su escaso tamaño y alta modularidad, permiten agrupar varios motores para entregar potencia en un mismo eje. Su gran problema se da en el altísimo consumo de aire con el que funcionan. Realmente es un problema derivado de la densidad energética del aire comprimido, aunque también, de sus rendimientos limitados y sus altas velocidades de funcionamiento.

La conclusión final obvia a la que se llega después del estudio teórico, es la imposibilidad del uso de aire comprimido como fuente única de potencia de un vehículo que se pueda adaptar al mercado automovilístico actual.



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A partir de aquí, se abren dos posibilidades de estudio:

• Investigación y desarrollo de todos los procesos y componentes implicados en la producción y uso del aire comprimido, con el objetivo de conseguir compresores, depósitos y motores específicos y optimizados para su uso en un automóvil alternativo a los coches comunes de hoy en día.

• Hibridación combustión/neumática sobre la base de un vehículo actual típico, que permita conseguir mejoras económicas y de eficiencia.

Se optará por el estudio de la segunda posibilidad, por ser una solución implantable más a corto plazo y que se corresponde mejor con el trabajo que se supone para un proyecto de las características de este. La primera posibilidad requeriría de un estudio más a fondo, y probablemente, de años de trabajo en distintos campos tecnológicos y por tanto imposibles de recopilar en un único proyecto.



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Capítulo 2 Hibridación Llegados a este punto, y habiendo comprobado la inviabilidad del uso del aire comprimido como fuente de energía única para la propulsión de vehículos que se adapten a las condiciones del mercado automovilístico actual, se estudiará, en lo que sigue de proyecto, la posibilidad del uso de esta tecnología para complementar y mejorar los vehículos con motores de combustión. En otras palabras, se analizará la viabilidad y las potenciales ventajas y desventajas de un sistema híbrido combustión/neumático.

El primer paso para determinar la viabilidad de un sistema híbrido será el estudio de las distintas configuraciones o soluciones que permitan la adecuada implementación de las dos tecnologías.

1 Posibilidades de hibridación Atendiendo a la configuración de los distintos motores se pueden distinguir los siguientes tipos de hibridación:

Hibridación en serie

En este tipo de hibridación, la potencia sólo se transmite a las ruedas por medio de uno de los dos motores. El primer motor se utiliza únicamente para generar la energía que utilizará el segundo para mover el vehículo. Por tanto, el primer motor deberá funcionar



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en condiciones óptimas que maximicen su rendimiento y en consecuencia el aprovechamiento de su fuente de energía. Forzosamente, en una hibridación en serie en la que intervenga un motor de combustión, este ha de ser el que genere la energía del segundo motor.

Figura 21 Hibridación en serie

Este sistema destaca por su simplicidad. Su principal desventaja es la rigidez de su funcionamiento que obliga a utilizar durante la totalidad del tiempo el motor conectado a las ruedas, aun cuando esta no sea la opción más eficiente.

Hibridación en paralelo

Ambos motores están conectados a la transmisión, pudiendo entregar la potencia a las ruedas por separado o de forma combinada. Dependiendo de las condiciones de marcha, entra en funcionamiento uno u otro, o los dos. Normalmente, en una hibridación en la que interviene un motor de combustión, se evita el funcionamiento de este en las arrancadas y aceleraciones por ser estos momentos los que implican un mayor consumo de combustible.

Figura 22 Hibridación en paralelo



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Si se restringe la entrega de potencia de forma combinada, el resultado es un sistema híbrido simple que incluso permite, con relativa facilidad, su implantación en modelos de vehículos no desarrollados inicialmente para tal fin. La combinación de ambos motores implica un mayor grado de complejidad que requiere un diseño totalmente específico, especialmente del sistema de gestión de potencia.

Hibridación serie-paralelo

Surge de la combinación de las dos anteriores. Ambos motores están conectados a la transmisión y también entre sí. De esta forma, es posible utilizar el motor de combustión para recargar la otra fuente de energía durante los momentos en los que sea rentable.

Figura 23 Hibridación en serie-paralelo

Es el sistema más ventajoso de los tres pero también el más complejo y costoso desde el punto de vista económico y técnico.

Independientemente del tipo de configuración del sistema híbrido que incorpore, es posible clasificar un vehículo según de donde obtenga su energía. Obviamente una de las fuentes de energía siempre ha de ser externa (un vehículo no es autónomo, necesita repostar), pero en el caso de los híbridos, es probable que la segunda fuente se obtenga exclusivamente generándola en el propio vehículo mediante sistemas de recuperación de energía o con el propio motor de combustión. Así pues, se puede establecer una división entre vehículos con y sin posibilidad de conexión a una red de abastecimiento de su fuente de energía secundaria (entendiendo el combustible como fuente primaria e imposible de generar en un vehículo).



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Los vehículos de uno y otro tipo, atendiendo a esta segunda división, se conocen comúnmente en el caso de híbridos eléctricos como Vehículos Regulares (HEV: Hybrid Electric Vehicle) y Vehículos Enchufables (PHEV: Plug-in Hybrid Electric Vehicle). Nombres que, aunque no del todo correctos para otros tipos de híbridos, se utilizarán en lo que sigue para diferenciarlos dentro de esta segunda clasificación.

2 Elección del sistema híbrido Como se ha visto en apartados anteriores, el ciclo completo de compresión/expansión del aire en sistemas neumáticos tiene un rendimiento conjunto demasiado bajo para hacer rentable, energéticamente hablando, la hibridación en serie. Para la aplicación que se está estudiando, carece de sentido quemar gasolina, por muy eficientemente que se haga, para comprimir aire y después utilizarlo como fuente de energía. Por lo que quedarán descartadas las configuraciones en serie y en serie-paralelo.

Además, teniendo en cuenta el alto gasto másico de los motores neumáticos, es presumiblemente más adecuado que el vehículo disponga de una conexión que permita la recarga del cilindro embarcado de aire comprimido.

Así pues, se concluye que el sistema óptimo para un vehículo híbrido combustión/neumático es un sistema híbrido paralelo enchufable.

3 Determinación de los componentes neumáticos El objetivo de este apartado del proyecto no es otro que el de determinar las características que deben cumplir los componentes neumáticos del sistema híbrido que se estudia, y comprobar que existen componentes reales en el mercado que se adecuan a estas.

Hay que entender que la determinación de estas características no es un proceso simple ya que está condicionado por numerosas variables que será necesario fijar para obtener resultados concretos y analizables.



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La elección de los valores en los que se fijarán estas variables se realizará atendiendo a las prestaciones mínimas que debe otorgar un vehículo básico actual en condiciones normales de funcionamiento. Partiendo de esta base, se podrá analizar posteriormente la viabilidad de implantación de sistemas neumáticos en vehículos que presenten condiciones más desfavorables, objetivo este que queda fuera del alcance del presente proyecto.

3.1 Elección de las condiciones

El primer aspecto a determinar serán las características de lo que se ha llamado vehículo básico.

Conseguir una clasificación lógica y clara de los automóviles en la actualidad no es una tarea sencilla debido a la inmensa variedad de tamaños y tipos de carrocerías que se diseñan. Aun con todo, existe una división por segmentos más o menos normalizada, especialmente dirigida a vehículos de pasajeros de tipo berlina, monovolumen y todoterreno.

Figura 24 Carrocerías de tres (sedán) y dos volúmenes (hatchback)

Atendiendo a esta segmentación, se optará por el Segmento A para el estudio que prosigue. El segmento A es un segmento de automóviles que se ubica por encima de los microcoches y por debajo del segmento B. Estos vehículos miden aproximadamente entre 3,3 y 3,7 metros de largo, y generalmente tienen espacio suficiente para cuatro adultos, a diferencia de un microcoche que sólo tiene dos plazas. Salvo escasas



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excepciones, la carrocería es siempre hatchback o monovolumen. Los motores tienen a lo sumo cuatro cilindros y rara vez superan los 1,6 litros de cilindrada. Es habitual designarlos como ‘automóviles urbanos pequeños’. Ejemplos actuales destacados de automóviles pertenecientes a este segmento son: Citroën C1, Fiat 500, Fiat Panda, Ford Ka, Hyundai i10, Kia Picanto, Nissan Micra, Opel Adam y Renault Twingo.

Basándonos en un automóvil medio del citado segmento, se fijarán las variables esenciales para el cálculo posterior de los componentes neumáticos a seleccionar. Estas variables son:

3.1.1 Masa

Es uno de los puntos críticos a la hora de diseñar un vehículo. Influye directamente sobre la resistencia a la rodadura de este y es la causante de las inercias que se han de vencer en aceleraciones y deceleraciones. Consecuentemente es el factor que más penaliza el consumo y emisiones, aspectos que cada día cobran mayor importancia para los consumidores a la hora de comprar un vehículo.

Durante los últimos años, acompañando a la evolución tecnológica que están sufriendo los sistemas de propulsión, y favorecido por el desarrollo de procesos de fabricación y nuevos materiales, que si bien aún más caros que los tradicionales cada vez son más asequibles, se ha producido un importante avance en la reducción de pesos de los vehículos. Por ejemplo, el uso del aluminio en sustitución del acero tradicional en ciertos componentes del vehículo, puede suponer ahorros de alrededor de un 20% sobre el peso total.

Así pues, si lo que se persigue es la mejora de la eficiencia, la integración de un sistema híbrido en un vehículo no se entiende sin la consiguiente optimización de su peso.

3.1.2 Dimensiones (área frontal)

Al igual que la masa, pero en bastante menor medida, la superficie frontal será determinante para el estudio por ser directamente proporcional a la componente de la fuerza aerodinámica que se opone al avance del vehículo.

Además, aunque indirectamente, y por tanto no será necesario establecer unas determinadas, las dimensiones generales del vehículo también serán influyentes ya que guardarán una estrecha relación con la masa.



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3.1.3 Coeficiente aerodinámico

La búsqueda de una menor altura total de los coches o la mejora en las uniones de las planchas y plásticos ha mejorado este aspecto de forma notable en los últimos años.

La aerodinámica en nuestro tiempo se ha vuelto invisible. Ya no sólo depende de formas fluidas o afiladas, sino de la canalización de los flujos de aire alrededor de la carrocería y los bajos, algo que requiere mucho más trabajo de desarrollo pero que a simple vista apenas es apreciable.

En la siguiente tabla se muestran datos de distintos vehículos pertenecientes al segmento A.

Tabla 4 Datos de vehículos del Segmento A

De acuerdo a los datos mostrados en la tabla se establecen los siguientes valores, que se utilizarán de aquí en adelante para el desarrollo del proyecto, como representativos de este tipo de vehículos:

Masa 1200 kg Área frontal 2,1 m2

Coeficiente aerodinámico (Cx) 0,3

En previsión de que la masa del vehículo se vea incrementada de forma significativa con la introducción de una segunda unidad de potencia y los componentes asociados que

Marca Modelo Peso (kg) Dimensiones (mm) Largo/Ancho/Alto

Potencia máxima (CV)

Par máximo (Nm)

Aceleración 0-100 km/h (s) Cx

Citroën C1 900 3430/1630/1465 68 93 12,3 0,33

Fiat 500 940 3540/1627/1488 69 102 12,9 0,33

Fiat Panda 1015 3653/1643/1551 69 102 14,2 0,32

Ford Ka 940 3620/1658/1505 69 102 13,3 0,32

Hyundai i10 1027 3665/1660/1500 66 94 14,9 0,31

KIA Picanto 920 3595/1595/1480 69 95 14,4 0,31

Nissan Micra 1000 3825/1665/1520 80 110 13,7 0,33

Opel Adam 1086 3698/1720/1484 69 115 14,9 0,33

Renault Twingo 1025 3687/1654/1470 75 107 12,3 0,32



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esta conlleva, por ejemplo el depósito, se ha supuesto una masa bastante mayor que la normal en el segmento A.

Aunque el coeficiente aerodinámico supuesto se sitúa por debajo del de la mayoría de los vehículos que se muestran en la tabla, la realidad es que muchos vehículos actuales de mayores dimensiones rebajan este valor de forma notable (p. ej. 0,23 para la versión estándar del Mercedes CLA, vehículo de fabricación masiva con menor coeficiente aerodinámico hasta la fecha), por lo que la suposición no resulta ni mucho menos descabellada. Probablemente, las pequeñas dimensiones de los vehículos del segmento A y el uso urbano para el que están diseñados, no favorezcan el desarrollo de este aspecto en ellos.

3.1.4 Otras variables a fijar

A parte de las variables que dependen en mayor medida del tipo de vehículo, existen otras que son igualmente necesarias para el estudio de su dinámica y que dependen de los neumáticos que monte. Las características de estos, junto con la masa, determinan la resistencia a la rodadura.

El neumático es básicamente un toroide lleno de aire. El elemento estructural más importante del mismo es la carcasa que está compuesta por una serie de capas de bandas de alto módulo de elasticidad (acero) embebidas en una matriz de bajo módulo de elasticidad (gomas).

El diseño y construcción de la carcasa determinan en gran medida las características del neumático. Entre los distintos parámetros de diseño, la disposición de las bandas juega un papel fundamental y se define por el ángulo entre estas y el eje meridional del neumático (ángulo de corona).

Existen dos tipos fundamentales de neumáticos:

Diagonales: ángulo de corona alrededor de 400. Radiales: ángulo de corona de 900.

Debido a su mayor rigidez, el neumático radial, patente del constructor francés Michelin, ofrece menor resistencia a la rodadura y ha terminado por imponerse.

Por otro lado, el reglamento (CE) No 1222/2009 del Parlamento Europeo exige que todos los neumáticos para turismos, todoterrenos, vehículos comerciales, camiones, autobuses y autocares, fabricados después de junio de 2012 y comercializados en la UE a



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partir de noviembre de 2012 deben ir acompañados de una etiqueta estandarizada que ofrece información sobre tres factores del rendimiento del neumático: eficiencia energética, agarre en mojado y ruido generado por la rodadura.

Figura 25 Neumático radial y diagonal

Figura 26 Etiqueta normalizada para neumáticos



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Según esta normativa, los neumáticos se clasifican según su eficiencia energética en siete clases designadas por letras de la A a la G atendiendo a su coeficiente de resistencia a la rodadura (CRR). En la siguiente tabla se muestran los rangos de valores del CRR que determinan las distintas clases para neumáticos de tipo C1* (neumáticos dirigidos a la categoría de vehículos M1** entre otras).

Tabla 5 Coeficiente de resistencia a la rodadura según clase de neumático

El coeficiente de resistencia a la rodadura es inversamente proporcional al radio de la rueda. En este sentido, los neumáticos de radios mayores tienen cierta ventaja sobre los más pequeños.

Radio del neumático y coeficiente de resistencia a la rodadura serán las dos variables a fijar para el estudio.

El mencionado coeficiente se fijará en el máximo establecido para la clase A de eficiencia energética, y el radio del neumático, se elegirá en consecuencia atendiendo a la oferta disponible en el mercado de neumáticos de esta clase.

Michelin ofrece entre su amplia gama dos neumáticos de clase A especialmente desarrollados para exprimir al máximo la autonomía de los vehículos eléctricos, aspecto

* neumáticos de tipo C1: neumáticos diseñados especialmente para los vehículos de las categorías M1, N1, O1 y O2. ** categoría de vehículos M1: vehículo automotor que tiene por lo menos 4 ruedas, o 3 ruedas y su peso máximo excede 1 ton. métrica, utilizado para transporte de pasajeros y que no contenga más de 8 asientos además del asiento del conductor.



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que será igualmente importante en el caso de la hibridación combustión/neumático que se está estudiando.

MICHELIN Energy E-V

Tabla 6 Datos de neumáticos Michelin Energy E-V

Como se puede calcular con los datos de la tabla, ambos neumáticos tienen un radio prácticamente idéntico de 31 cm.

Por tanto las variables de radio y coeficiente quedan fijadas para lo que sique en:

CRR 6,5 kg/t Radio 31 cm

3.2 Estudio dinámico de un vehículo

3.2.1 Fuerzas que se oponen al desplazamiento de un vehículo

Existen tres fuerzas principales que se oponen al movimiento de un vehículo. Se describen en los siguientes párrafos.

3.2.1.1 Fuerza resistente a la rodadura

La resistencia a la rodadura de los neumáticos sobre una superficie dura es fundamentalmente causada por la histéresis de sus materiales, provocada esta por las deformaciones de la carcasa durante el giro. También contribuyen, aunque son de menor importancia, la fricción por deslizamiento entre el neumático y el suelo, la fricción debida a la circulación del aire en el interior del neumático y la resistencia aerodinámica causada por la rotación a alta velocidad.



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Matemáticamente puede expresarse con la siguiente ecuación:

𝐹𝑟𝑟 = 𝑚 · 𝑔(𝑓0 + 𝑓𝑛 · 𝑣) 𝑐𝑜𝑠 (𝜃)

Ecuación 2.3.1 Fuerza resistente a la rodadura

Donde: m: masa del vehículo

f0: coeficiente de fricción independiente de la velocidad fn: coeficiente de fricción dependiente de la velocidad v: velocidad del vehículo θ: ángulo de la pendiente que esté superando el vehículo

En los neumáticos radiales fn varía de manera poco significativa con la velocidad (Figura 27), por lo que se suele aproximar el término f0+fn·v por el valor del CRR mencionado en el apartado anterior. Si además obviamos el ángulo de la pendiente, la expresión de la fuerza resistente a la rodadura quedará como sigue.

𝐹𝑟𝑟 = 𝑚 · 𝑔 · 𝐶𝑅𝑅

Ecuación 2.3.2 Fuerza resistente a la rodadura simplificada

En la que CRR es constante para todo el rango normal de velocidades.

La determinación para cada neumático de este CRR se realiza en condiciones nominales de presión y carga del neumático rodando sobre una superficie de dureza elevada.

Figura 27 Variación del coeficiente de resistencia a la rodadura



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3.2.1.2 Fuerza resistente aerodinámica

Es la fuerza opuesta al movimiento que sufre un objeto sólido (vehículo) cuando se desplaza a través del aire.

Los coches tienen que apartar una cantidad importante de aire para poder avanzar y también facilitar que se rellene el vacío que generan tras de sí. La presión del aire contra el frontal y el vacío generado en la parte trasera se combinan para generar la fuerza resistente aerodinámica.

Esta fuerza aumenta exponencialmente con la velocidad relativa entre aire y vehículo. Tiene la expresión:

𝐹𝑟𝑎 =12

· 𝜌𝑎 · (𝑣 − 𝑣𝑎)2 · 𝐶𝑥 · 𝐴𝑓

Ecuación 2.3.3 Fuerza resistente aerodinámica

Donde: ρa: densidad del aire v: velocidad del automóvil va: velocidad del aire Af: área frontal del vehículo Cx: coeficiente aerodinámico

3.2.1.3 Fuerza de ascensión

Es la fuerza que depende de la inclinación del terreno. Puede ser tanto resistente como favorable para el avance. Viene determinada por la expresión:

𝐹𝑎 = 𝑚 · 𝑔 · 𝑠𝑒𝑛(𝜃)

Ecuación 2.3.4 Fuerza de ascensión

Es una fuerza que se ha de tener en cuenta si se desea estudiar la dinámica del vehículo en escenarios concretos pero no tiene sentido incluirla en un estudio global de funcionamiento en condiciones normales como el que se lleva a cabo.



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La suma de estas tres fuerzas dará como resultado la fuerza resistente total de un vehículo. Para nuestro estudio, obviando la fuerza de ascensión y considerando nula la velocidad del aire, la fuerza resultante quedará:

𝐹𝑟 = 𝑚 · 𝑔 · 𝐶𝑅𝑅 +12

· 𝜌𝑎 · 𝑣2 · 𝐶𝑥 · 𝐴𝑓

Ecuación 2.3.5 Fuerza resistente total

La representación de la fuerza resistente total en función de la velocidad del vehículo, dará lugar a la curva de carga de este.

𝐹𝑟(𝑣) = 𝑚 · 𝑔 · 𝐶𝑅𝑅 +12

· 𝜌𝑎 · 𝑣2 · 𝐶𝑥 · 𝐴𝑓

Ecuación 2.3.6 Curva de carga

Figura 28 Curva de carga del vehículo estudiado

3.2.2 Fuerza Motriz

La fuerza resistente total ha de ser vencida por la que comunica el motor al vehículo. El motor transmite la potencia, en forma de par y velocidad angular a través de la transmisión (caja de cambios, árbol de transmisión, diferencial y palieres) hasta las ruedas.

0 50 100 1500

100

200

300

400

500

600

700

800

v (km/h)

Fr (N

)



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La fuerza que reciben las ruedas responde a la expresión:

𝐹𝑚 =𝑀 · 𝛾𝑟𝑅

𝜂𝑡

Ecuación 2.3.7 Fuerza motriz

Siendo: M: par motor rR: radio de las ruedas ηt: rendimiento de la transmisión γ: relación de la transmisión

3.2.3 Aceleración del vehículo

Si la fuerza que llega a las ruedas es mayor que las fuerzas que se oponen al desplazamiento, se producirá la aceleración del vehículo.

𝑀 · 𝛾𝑟𝑅

𝜂𝑡 = 𝑚 · 𝑔 · 𝐶𝑅𝑅 +12

· 𝜌𝑎 · 𝑣2 · 𝐶𝑥 · 𝐴𝑓 + 𝑚 · 𝑎 + 𝐽𝛼𝑅𝑟𝑅

Ecuación 2.3.8 Sumatorio de fuerzas y aceleración

Siendo: a: aceleración lineal del vehículo J: momento de inercia de todas las partes giratorias reducido a la rueda αR: aceleración angular de las ruedas.

Obsérvese que no sólo se acelerará el vehículo, sino que también lo hará el tren motriz invirtiéndose una parte de la potencia efectiva que entrega el motor en acelerarse a sí mismo, a la transmisión y a las ruedas.

3.2.3.1 Inercia equivalente

Se pretende, por simplicidad, transformar todos los términos inerciales, angulares y lineales, en uno equivalente en función de la aceleración lineal del vehículo. Se habla así de masa equivalente:

𝑚 · 𝑎 + 𝐽𝛼𝑅𝑟𝑅

= 𝑚𝑒𝑞 · 𝑎

Ecuación 2.3.9 Masa equivalente



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Dado que es muy engorroso calcular todos los momentos de inercia del tren motriz y en la mayoría de ocasiones no se dispone de los datos precisos para calcularlos, la masa equivalente se estima mediante la expresión:

𝑚𝑒𝑞 = 𝑚 · 𝑘𝑚

Ecuación 2.3.10 Coeficiente de inercia rotacional

Donde: km: coeficiente de inercia rotacional

El coeficiente de inercia rotacional se obtiene estadísticamente a partir de valores reales medidos en ensayos realizados para tal fin. En la siguiente gráfica se representa este coeficiente en función de la relación masa del vehículo/cilindrada del motor. Las curvas se han obtenido estadísticamente para un muestreo de vehículos reales con motor de combustión. Se supondrá, para el motor neumático, un coeficiente de inercia rotacional similar al de un motor de combustión.

Figura 29 Coeficiente de inercia rotacional

Entrando en la gráfica con el valor resultante de multiplicar 0,3 por la relación de transmisión y dividirlo entre el radio de la rueda en el eje de abscisas, y en función de la relación entre masa del vehículo y cilindrada del motor, se obtiene un valor aproximado del coeficiente de inercia rotacional. Ya que las cilindradas de los motores neumáticos son muy inferiores a las de los motores de combustión para los cuales está realizada esta gráfica, y que, por otro lado, las relaciones de transmisión serán algo mayores por



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girar los motores neumáticos a mayor velocidad, se utilizará un coeficiente de inercia rotacional igual a 1,1 para los cálculos que se lleven a cabo de aquí en adelante.

3.3 Motor neumático

3.3.1 Prestaciones a otorgar

La adecuación de un motor dependerá del cumplimiento de las prestaciones que se le exijan, por lo que será necesario establecerlas de inicio al igual que se ha hecho con las variables que determinan la dinámica del vehículo.

Como se ha dejado entrever anteriormente, el sentido de incorporar un segundo motor al sistema de propulsión, es el de sustituir o servir de apoyo al motor de combustión en los momentos en los que el gasto de combustible es elevado, mejorando así la eficiencia y economía del conjunto.

Para establecer las condiciones de funcionamiento del motor neumático, se tomarán como ejemplos a seguir, los vehículos híbridos eléctricos actuales. Generalizando, dichos vehículos son capaces de circular en modo exclusivamente eléctrico a velocidades inferiores a 50 km/h con prestaciones reducidas (prestaciones que permiten un funcionamiento normal del vehículo pero inferiores a las máximas que sería capaz de entregar combinando los dos motores).

Así pues, se busca un motor neumático capaz de propulsar normalmente hasta los 50 km/h un vehículo con las características establecidas en apartados anteriores. Habrá que analizar pues, las prestaciones que este tipo de coches ofrecen. Más concretamente, se ha de establecer una aceleración adecuada y a tenor de esta, proceder a la elección del motor capaz de generarla con el mínimo consumo.

La Tabla 4 muestra los datos de aceleración de distintos automóviles del segmento A equipados con el motor de menor gama con el que se comercializan.

Tras analizar los datos mostrados en la tabla, teniendo en cuenta que el motor neumático será el motor secundario del sistema y que en caso de que se le exija un mayor rendimiento podrá ser asistido por el motor de combustión, se establecerá como adecuado, un hipotético tiempo de 15 segundos para que el vehículo alcance los 100 km/h. Obviamente, la aceleración durante este tiempo no será constante, y apenas existen datos de los tiempos empleados en alcanzar velocidades intermedias entre 0 y



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100 km/h. Una buena aproximación, es considerar que los 50 km/h se alcanzan en un tercio del tiempo que se emplea para llegar a los 100 km/h. Por tanto, 5 segundos será el tiempo que se fijará para que el motor neumático alcance su velocidad máxima.

3.3.2 Potencia mínima requerida

Un primer filtro para la selección del motor adecuado, puede realizarse calculando la potencia necesaria para alcanzar la velocidad límite de 50 km/h. La potencia responde a la expresión:

𝑃 = 𝐹𝑟 · 𝑣

Ecuación 2.3.11 Potencia

Así pues, todos los motores de potencias inferiores a 2,08 kW quedarán automáticamente descartados.

3.3.3 Corrección de la curva de par

Cómo se ha explicado en apartados anteriores de este proyecto, un motor neumático acoplado a una caja reductora ideal es capaz de funcionar en cualquier punto del área definida por su curva de isopotencia máxima en el plano par/velocidad o envolvente de sus infinitas curvas de par (aproximadas mediante rectas para facilitar el estudio del motor) (capítulo 1, apartado 3.1.1.1, Figura 15). Se recuerda que la curva de isopotencia o envolvente responde a la expresión:

𝐸(𝑛) =𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 · 𝑓𝑟𝑒𝑒 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑

4𝑛

En el mundo real, tal caja reductora ideal no existirá, por lo que no será posible aumentar el par de forma ilimitada. En un vehículo híbrido el uso de componentes o sistemas auxiliares únicos que trabajen para ambos motores es fundamental. Uno de estos componentes es la transmisión. Se propone para la aplicación que se trata, la utilización de una transmisión variable continua o CVT (Continuously Variable Transmission).

Un variador continuo es un sistema de transmisión que cuenta con dos poleas cuyo diámetro interior efectivo es variable. La transmisión entre las dos poleas se realiza mediante una correa elaborada con eslabones metálicos, de forma que, al variar el



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diámetro de las poleas se va variando progresivamente la relación de desmultiplicación. Al ser la correa un elemento inextensible, la apertura de una de las poleas implica la reducción del diámetro de la otra, consiguiendo así, un número infinito de desarrollos entre unos valores límite. Esto permite optimizar las condiciones de trabajo del motor, pudiendo funcionar este en su punto de máximo rendimiento de forma continua, reduciendo en consecuencia el consumo y las emisiones.

Figura 30 Transmisión variable continua

La característica realmente importante del sistema reductor que se monte en el vehículo, para la elección del motor neumático adecuado, es la relación entre su mayor y menor desmultiplicación. Una posible desventaja, aunque no problemática, es que estas transmisiones continuas, permiten una menor flexibilidad en este aspecto. Esta relación, en los sistemas CVT suele situarse alrededor de 5 (6,05 en la CVT Multitronic de Audi, posiblemente la más avanzada del mercado), valor que también suelen rondar los sistemas típicos de cambio manual.

Para trasladar esta limitación a la curva de par ideal (curva de isopotencia máxima o envolvente) cumpliendo las prestaciones que se han establecido, lo primero es determinar la mínima desmultiplicación necesaria para que el motor pueda alcanzar los 50 km/h. Para ello, se ha de tener en cuenta el límite de velocidad de funcionamiento del motor. Dependiendo de la situación de la curva de velocidad máxima (véase apartado 3.1.1.1) propia de cada motor, existen dos posibles casos que se analizan a continuación.

Caso 1. Curva de velocidad máxima por debajo de la curva de carga a 50 km/h.

En este primer caso, la velocidad máxima del motor, no afecta a su funcionamiento en el rango de velocidades del vehículo que se estudia.



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Se ha de encontrar la tangente a la curva de par que intersecta a la curva de carga del vehículo en el punto de velocidad 50 km/h y calcular su desmultiplicación.

Para poder representar la curva de par y la curva de carga del vehículo en la misma gráfica, se ha de adaptar una de las dos a las unidades de la otra. En la imagen siguiente se ha trazado la curva de carga en forma de par, obtenida simplemente multiplicando la fuerza resistente por el radio del neumático fijado.

Figura 31 Mínima desmultiplicación (caso 1)

Caso 2. Curva de velocidad máxima por encima de la curva de carga a 50 km/h.

La mínima desmultiplicación se calculará en este caso mediante la tangente a la curva de par que intersecte a la curva de velocidad máxima en el punto correspondiente a los 50 km/h.



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Figura 32 Mínima desmultiplicación (caso 2)

En ambos casos, la desmultiplicación mínima será la relación entre la velocidad nominal del motor funcionando en vacío y la velocidad correspondiente al punto de par nulo de la tangente de cada caso.

Una vez establecido el límite inferior del sistema desmultiplicador, será sencillo obtener el superior, que se fijará en cinco veces la desmultiplicación mínima. La tangente a la envolvente que cumpla con esta desmultiplicación máxima, cerrará el área real de trabajo del motor neumático.



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Figura 33 Máxima desmultiplicación

Así pues, la curva de par real del motor quedará definida por tres tramos y se corresponderá con la siguiente función a trozos:

𝑀(𝑛) ≡

⎩⎪⎪⎪⎨

⎪⎪⎪⎧ −

𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 · 𝑟𝑚𝑎𝑥2

𝑓𝑟𝑒𝑒 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑 𝑛 + 𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 · 𝑟𝑚𝑎𝑥

𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 · 𝑓𝑟𝑒𝑒 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑4𝑛

− 𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 · 𝑟𝑚𝑖𝑛2

𝑓𝑟𝑒𝑒 𝑠𝑝𝑒𝑒𝑑 𝑛 + 𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 · 𝑟𝑚𝑖𝑛

Ecuación 2.3.12 Curva de par corregida

Con: rmax = 5rmin



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Si se quisiese ser aún más preciso, se podría incluir un cuarto tramo al inicio de la curva que representase las limitaciones del par de arranque, que como ya se dijo en apartados anteriores del proyecto, tendría un valor mínimo aproximado del 75% del par de bloqueo (stall torque).

Este posible cuarto tramo no se tiene en consideración en lo que sigue de proyecto. El error que supone no considerarlo es despreciable teniendo en cuenta que el estudio se basa en valores aproximados supuestos de distintas variables. Incluir en el estudio el par de arranque no modificaría lo más mínimo las conclusiones a las que se llegue.

Figura 34 Curva de par corregida



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3.3.4 Problemas derivados de la corrección de la curva de par

La propuesta de corrección de la curva de par, que supone maximizar el trabajo del motor para velocidades de hasta 50 km/h mediante la utilización de una transmisión variable continua, puede provocar la paradoja, de que el motor no sea capaz de entregar pares bajos a velocidades reducidas.

Por ejemplo, imagínese que se quiere circular a una velocidad constante de 20 km/h con el vehículo propuesto. Una velocidad constante implica una entrega de un par motor igual al par resistente. Es probable, que este par sea tan bajo, que el motor, incluso con la menor relación de desmultiplicación mínima acoplada, y trabajando con la mínima presión de aire (40 psig), no sea capaz de entregarlo a la velocidad requerida. El motor se aceleraría hasta equilibrar velocidad y par, con el riesgo que esto supone de superar la velocidad máxima del motor.

Esto no supone un problema desde el punto de vista del funcionamiento mecánico del sistema. Un simple freno instalado entre el motor y la transmisión podría ejercer la resistencia necesaria para evitar estas situaciones y conseguir entregar el par deseado a las ruedas.

En cambio, esto supondría un derroche de energía inasumible teniendo en cuenta la baja densidad energética del aire comprimido y el objetivo último del sistema híbrido que se estudia, la mejora de la eficiencia.

La solución que se propone, es la utilización de un doble embrague que acople y desacople el motor a la transmisión variable continua o directamente al eje (y por tanto a las ruedas) en función de las necesidades de funcionamiento.

Con esta solución, el motor dispondría de una relación de transmisión extra, la transmisión directa (realmente podría ser cualquier otra que se adaptase mejor a cada motor y aplicación), que ya sí, permitiría la entrega de pares mucho más bajos, solucionando el problema en la mayoría de los casos. Para la minoría restante, un freno regenerativo, sería una solución mejorada del freno simple por rozamiento.



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Figura 35 Curva de par corregida y curva de par con transmisión directa

3.3.5 Cumplimiento de las prestaciones

La función diferencia entre la curva de par y la curva de carga multiplicada por el radio de la rueda (para que exista concordancia de unidades), dividida entre la masa del vehículo, será la curva de máxima aceleración.

𝐴(𝑣) ≡1𝑚𝑒𝑞

�𝑀(𝑛)𝑟𝑅

− 𝐹𝑟(𝑣)�

Ecuación 2.3.13 Aceleración máxima



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La aceleración es igual a la velocidad por el tiempo por lo que:

∫ 𝐴(𝑣)𝑑𝑣𝑣50𝑣0(𝑣50 − 𝑣0)

=𝑣50𝑡

Ecuación 2.3.14 Tiempo mínimo en alcanzar 50km/h

Siendo: v0: velocidad nula v50: velocidad de 50 km/h expresada en m/s

Resolviendo la Ecuación 2.3.14, podremos determinar finalmente si el motor cumple con las prestaciones.

3.3.6 Estudio de la oferta y elección

La oferta de los grandes fabricantes de motores neumáticos es prácticamente idéntica. El estudio que sigue, se basa en el amplio y variado catálogo del fabricante Ingersoll Rand, que con más de 100 años de experiencia en este y otros campos de la industria, y su presencia internacional, es uno de los líderes del mercado.

Como se explica en el apartado 3 del capítulo 2, los motores de pistones no se adecuan a la limitación de espacio y necesidad de ligereza que tiene un vehículo como el que se estudia, por lo que se descartarán del estudio.

Ingersoll Rand dispone de una gama de motores de paletas con modelos que cubren un rango de potencias de 0 a 10,5 CV. El estudio comenzará analizando el motor de mayor potencia. Si este primer motor, cumpliese las prestaciones que se han establecido, el estudio seguirá con un motor de potencia inferior y así sucesivamente hasta alcanzar el motor más adecuado. En caso contrario, el proyecto continuará con la elección del motor de mayor potencia por ser el más próximo al cumplimiento de los requisitos propuestos.



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Motor 1 MVA075AA. Motor neumático reversible de paletas

Transmisión directa

𝑀𝑑(𝑛) = −7,2689 · 10−3 𝑛 + 40,7

Curva de par ideal

𝐸(𝑛) =56980𝑛

Curva de velocidad máxima

𝑉(𝑛) =56038𝑛

𝐹𝑅(𝑣50)𝑟𝑅

< 𝑉(𝑛50) = 130,99

Por tanto Caso 2 (Curva de velocidad máxima por encima de la curva de carga)

𝑟𝑚𝑖𝑛 = 7.391

𝑟𝑚𝑎𝑥 = 36,957



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Curva de par corregida

𝑀(𝑛) ≡

⎩⎪⎨

⎪⎧−9,9266 𝑛 + 1504,15

56980𝑛

− 0,39702 𝑛 + 300,814

Curva de aceleración máxima

𝐴(𝑣) ≡

⎩⎪⎨

⎪⎧ 3,6179 − 0,20757𝑣 − 2,2099 · 10−5 𝑣2

16,273𝑣

− 0,057968 − 2,2099 · 10−5 𝑣2

0,67716 − 8,302 · 10−3 𝑣 − 2,2099 · 10−5 𝑣2

Con v en km/h

Rendimiento máximo aproximado

𝜂 = 43,3%

Aceleración media

∫ 𝐴(𝑣)𝑑𝑣𝑣50𝑣0(𝑣50 − 𝑣0)

= 0,975 𝑚/𝑠2

Tiempo en alcanzar los 50 km/h

𝑡 = 14,2 𝑠

NO CUMPLE LAS PRESTACIONES ESTABLECIDAS



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3.4 Depósito de aire comprimido.

Se podría pensar que el correcto dimensionamiento del depósito de aire comprimido que el vehículo debe incorporar y que suministrará de aire al motor neumático, dependerá del consumo de este. Esto no es del todo cierto. Si bien un motor menos eficiente dará como resultado un mayor gasto de aire y por tanto una menor autonomía, debido a la baja densidad energética del aire comprimido (Tabla 2), la capacidad del depósito no se escogerá dependiendo del gasto másico del motor neumático si no de las limitaciones de espacio del vehículo en el que se monte. Esto es, cuanto mayor sea el depósito mejor, independientemente del motor montado.

Cabe esperar, que para una aplicación tan concreta y exigente como la que se estudia, se desarrollen depósitos específicos que se adapten de manera óptima a la forma y espacio disponible en la estructura del vehículo en el que se monten.

En cuanto a los materiales usados para el depósito, cabe recordar el importantísimo ahorro de peso que supone el uso de materiales compuestos o aluminio, y la importancia que este aspecto tiene en los vehículos de hoy en día. Como se puede ver en la Figura 10, un depósito de acero de apenas 1,53 scf* (43,3 litros) pesa 188 lb* (aprox. 85 kg). Un peso excesivo, sobre todo si se considera la opción de incluir a bordo del vehículo varios depósitos. Por tanto, el uso de aluminio, materiales compuestos o una combinación de ambos, se hace irremediablemente necesario.

Por otro lado, debido a la nula presencia de la tecnología neumática como medio de propulsión en automóviles, no existe una legislación específica en materia de seguridad que limite o regule el uso de cilindros a presión en vehículos. Lo más parecido que se puede encontrar, son normativas para el transporte por carretera de depósitos a presión, que básicamente se limitan a recomendar que los depósitos transportados estén en unas condiciones adecuadas de mantenimiento, que su colocación en el vehículo se efectúe de manera ordenada y en posición normal de uso, y que los depósitos sean fijados al vehículo a fin de evitar movimientos no recomendables durante su transporte.

Aun así, y teniendo en cuenta que se prevé que el fluido de trabajo esté sometido a presiones mayores de 300 bar, parece conveniente alojar el depósito de aire comprimido lo más protegido posible frente a potenciales accidentes.

* scf (standard cubic foot o pies cúbicos estándar): medida de volumen en condiciones ‘estándar’ de 60 oF (15,6 oC) y 1 atm, equivalente a 0,02685 m3.



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Con todo, se propone el uso de hasta cuatro cilindros de aluminio o composite, de tamaño y volumen similar a los de la Figura 10 y presión de trabajo 5000 psig con la disposición que se muestra en el croquis que sigue, uno situado longitudinalmente en el centro del vehículo, y los otros tres, apilados tras los asientos traseros ocupando gran parte del pequeño maletero que este tipo de coches posee (Figura 36).

Figura 36 Croquis de la situación de los depósitos

El depósito total, formado por los cuatro cilindros, supondría un volumen útil aproximado de 6,3 scf y un sobrepeso en vacío que se aproximará a los 90 kg.

3.5 Compresor y sistema de abastecimiento.

Es bien sabida la escasa aceptación que están teniendo los vehículos eléctricos en el mercado a día de hoy. Según la mayoría de los estudios y encuestas realizados sobre este tema, uno de los principales factores de rechazo hacia esta tecnología, por delante incluso de la autonomía, son los elevados tiempos de recarga.

La solución óptima para el repostaje de un vehículo híbrido enchufable, es aquella en la que la recarga de las dos fuentes de energía se realiza a la vez y en el mínimo tiempo, reduciendo las molestias y mejorando la experiencia de los usuarios.

Si algo claramente ventajoso tiene el uso de aire comprimido en un vehículo, es la capacidad de recarga rápida y la sencillez de adaptación de la red de abastecimiento, por lo que el repostaje óptimo de un vehículo híbrido combustión/neumático podría llegar a ser posible.



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Se habrá de elegir entonces, aquel compresor que sea capaz de suministrar el volumen necesario de aire, a la presión de trabajo, con el mínimo gasto energético y en pocos minutos.

En la Tabla 7 se muestra el volumen de aire (medido en condiciones normales de presión y temperatura) que es posible almacenar a diferentes presiones en un volumen de 1 scf (28,3 litros).

Tabla 7 Volúmenes de aire almacenables a distintas presiones

Entonces, teniendo en cuenta que el depósito propuesto tiene una capacidad total de aproximadamente 6 scf, el compresor debe entregar alrededor de 55 m3 de aire (según la Tabla 7, por cada scf caben 9,46 m3 de aire) en el tiempo que dure el repostaje. Un flujo de aire adecuado será por ejemplo 20 m3/min.

A pesar de la amplísima oferta de compresores existente, este flujo de aire a tan alta presión, queda fuera del alcance de cualquier compresor fabricado en serie en la actualidad.

La solución a este problema pasa por el almacenamiento previo del aire comprimido en conjuntos de cilindros conectados entre sí. Este sistema es utilizado muy habitualmente ya que permite una compresión más prolongada en el tiempo; con compresores más pequeños, de menor consumo y más baratos; y generalmente más eficiente.



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Lo habitual de esta práctica de almacenamiento previo, hace que los propios fabricantes de compresores oferten bloques de cilindros con configuraciones flexibles para su adaptación a los requerimientos de cualquier cliente.

Figura 37 Bloques de cilindros para almacenamiento

Sin embargo, no todo son ventajas. El almacenamiento previo implica la necesidad de un espacio donde colocar los depósitos y una mayor inversión inicial. Estas dos cuestiones no deben ser un problema si como se pretende, la instalación se sitúa en una estación de servicio habitual.

El problema o por lo menos desventaja, es que mediante este sistema, la presión alcanzada en el depósito del vehículo será menor que la presión de almacenamiento. Esto es, al conectar el depósito del vehículo a la línea de presión de los cilindros de almacenamiento, la presión se igualará en todo el conjunto. Por ejemplo, si se dispusiese de un volumen de almacenamiento de 50 scf a 6000 psig, lo que según la Tabla 7 serían 473 m3 de aire en condiciones normales, y se pretendiese llenar un depósito de 6 scf, la cantidad de aire almacenada acabaría repartida en un volumen total de 56 scf. Quedarían pues, 8,45 m3 de aire por cada scf, que atendiendo a la tabla correspondería con una presión de aproximadamente 5000 psig.

Resumiendo, si no se dispone de una capacidad de almacenamiento suficientemente grande, la presión en los depósitos de los vehículos que reposten puede ser insuficiente. Incluso disponiendo de capacidad suficiente, de debería analizar qué ocurriría en el caso de que dos o más vehículos deseen repostar uno a continuación del otro y no hubiese tiempo suficiente para que los cilindros de almacenamiento recuperasen su presión normal.



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En definitiva, sería necesario un amplio estudio que abarcase todas las casuísticas y que no compete a este proyecto, para prever y dar solución a la demanda de aire comprimido en una estación de servicio.

4 Estudio de viabilidad del sistema híbrido basado en el ciclo NEDC.

4.1 Ciclo NEDC

En ingeniería, si se quieren hacer comparaciones válidas entre distintas métricas, han de hacerse en similitud de condiciones. Los consumos de los coches obedecen a muchísimos factores: temperatura, velocidad, carga, aerodinámica, neumáticos, estado de ánimo del conductor… Son demasiados, por lo que hay que reducir la aleatoriedad, y pasar a controlar las condiciones.

Para este fin se utiliza el Nuevo Ciclo de Conducción Europeo (NEDC). Es un ciclo de conducción diseñado para evaluar los niveles de emisiones y el consumo de combustible de los vehículos de pasajeros (excluidos los camiones ligeros y vehículos comerciales).

Se supone que el ciclo NEDC representa el uso típico de un coche en Europa. Se compone de cuatro ciclos urbanos de conducción ECE-15 (UDC: Urban Driving Cicle) y un ciclo de conducción extraurbano (EUDC).

Aunque originalmente el ciclo fue diseñado para vehículos de combustión, actualmente también se utiliza para estimar el consumo y la autonomía de los vehículos eléctricos puros e híbridos.

Se obtienen distintos resultados al realizar el ciclo. Las cifras puestas a disposición del público en general son:

• Consumo urbano • Consumo extraurbano • Consumo mixto • Emisiones de CO2



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También se toman medidas de emisiones de monóxido de carbono, hidrocarburos no quemados, óxidos de nitrógeno y partículas.

Figura 38 Ciclo NEDC

4.1.1 Procedimiento de ensayo

El ciclo se debe realizar en un vehículo con el motor frío (típicamente debe permanecer, antes de la prueba, durante aproximadamente seis horas y media, entre 20 °C y 24 °C). Además, el kilometraje del coche debe situarse entre 3.000 y 15.000 km.

Teóricamente los ciclos pueden ser realizados por una carretera llana, en la ausencia de viento. Sin embargo, para controlar las condiciones y mejorar la capacidad de repetición, se realizan generalmente en un banco de pruebas de rodillos, en una nave cerrada, siempre a la misma temperatura y presión atmosférica. El banco está equipado con un sistema de veintidós posiciones prefijadas que simulan la resistencia aerodinámica y la masa del vehículo (inercia).

Para cada vehículo se aplica una configuración distinta dependiendo de su masa y coeficiente aerodinámico, de tal forma que cada velocidad corresponde a un cierto valor de resistencia (par aplicado a las ruedas motrices opuesto al par motor). Esto permite el uso de un solo vehículo físico para poner a prueba todos los estilos de la carrocería del vehículo (sedán, hatchback, etc.) simplemente cambiando la configuración del banco de ensayo. Un ventilador acoplado al banco de rodillos proporciona el flujo aire que aspira el motor a la velocidad ensayada.

El ensayo se realiza con un ocupante y con todas las cargas auxiliares apagadas (compresor del aire acondicionado, ventilador, luces, luneta térmica, etc.).

http://www.google.es/url?sa=i&rct=j&q=&esrc=s&source=images&cd=&cad=rja&uact=8&docid=0ESdxFXIMWwoJM&tbnid=tzN7sO2hqRuJOM:&ved=0CAUQjRw&url=http://www.carsimu.com/theory.html&ei=eDGXU5S-AtHY0QWAp4GgCA&bvm=bv.68445247,d.d2k&psig=AFQjCNHK3fl0LXQXIN8k2Mqw3AkctUsozw&ust=1402503900367491



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4.1.2 Ciclo ECE-15

El ciclo urbano ECE-15 (o simplemente UDC) se introdujo por primera vez en 1970 como parte de los reglamentos sobre vehículos de la CEPE. El ciclo fue sido diseñado para representar las condiciones de conducción típicas de las ciudades ocupadas de Europa, y se caracteriza por la carga del motor baja, baja temperatura de los gases de escape, y una velocidad máxima de 50 km/h.

Al arrancar el motor, el coche se mantiene detenido durante 11 segundos. Entonces acelera lentamente hasta 15 km/h en 4 segundos, y se mantiene a esa velocidad durante 8 más. Tras esto, frena hasta detenerse en 5 segundos, y se mantiene detenido 21.

A los 49 segundos, el coche acelera lentamente hasta 32 km/h en 12 segundos y mantiene la velocidad 24. Frena lentamente en 11 segundos más y repite la pausa anterior de 21 segundos.

A 117 segundos, el coche acelera hasta 50 km/h en 26 segundos y mantiene los 50 km/h por 12 segundos más. Después desacelera a 35 km/h en 8 segundos y se mantiene durante otros 13, para finalmente frenar hasta detenerse en 12 segundos y mantenerse 7 más inmóvil.

El ciclo termina 3 minutos y 15 segundos después de haberse recorrido una distancia teórica de 1.017 metros. Como ya se ha dicho, este ciclo se repite cuatro veces consecutivas. La duración total es de 780 segundos (13 minutos) y una distancia teórica total de 4.067 metros, con una velocidad media de 18,77 km/h.

Figura 39 Ciclo ECE-15



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4.1.3 Ciclo extraurbano

El ciclo extraurbano EUDC, introducido en 1990, se diseñó para simular la conducción por carretera a alta velocidad. La velocidad máxima del ciclo EUDC es de 120 km/h.

Después de 20 segundos parado, el coche acelera lentamente a 70 km/h en un tiempo de 41 segundos y se mantiene circulando a esta velocidad 50 segundos más. Tras esto, desacelera hasta 50 km/h en 8 segundos para, tras 69 a velocidad constante, recuperar la velocidad de 70 km/h en 13 segundos. Después de 50 segundos más a 70 km/h, se acelera el vehículo hasta alcanzar los 100 km/h en 35 segundos y mantenerlos durante 30. Por último, el automóvil acelera lentamente a 120 km/h en 20 segundos, velocidad que mantiene durante 10 más para posteriormente frenar poco a poco hasta detenerse completamente en 34 segundos. El ciclo finaliza tras 20 segundos más al ralentí.

La duración total es de 400 segundos (6 minutos 40 segundos) y la distancia teórica es 6.956 metros, con una velocidad media de 62,6 km / h.

Figura 40 Ciclo extraurbano

4.2 Funcionamiento previsto del sistema híbrido durante un ciclo NEDC

Según lo que se ha explicado en párrafos anteriores sobre el ciclo NEDC, los tiempos empleados en alcanzar las distintas velocidades (hasta máximo 50 km/h) a las que se acelera el vehículo, serían perfectamente asumibles por el motor neumático con el que



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se está realizando el estudio (MVA075AA). Dicho de otra forma, la aceleración media de 0 a 50 km/h que el motor es capaz de llevar a cabo, es mayor que la las aceleraciones a las que se somete al vehículo durante el ciclo.

Aun siendo esto cierto, el motor neumático, no será capaz de propulsar el vehículo hasta los 50 km/h de acuerdo a las condiciones del ciclo sin la ayuda del motor de combustión. Esto es debido a que las distintas aceleraciones que se producen durante el ciclo son constantes. El motor estudiado no alcanza a entregar las aceleraciones requeridas de forma constante desde 0 km/h hasta 50 km/h.

Así pues, el vehículo podrá ser propulsado por el motor neumático (aunque no de forma exclusiva) durante los tramos (1, 2, 3 y 4) de los cuatro ciclos ECE-15 coloreados en la Figura 41 a los que hay que añadir dos últimos tramos (5 y 6) correspondientes al ciclo extraurbano (Figura 42).

Figura 41 Propulsión neumática durante el ciclo ECE-15

Figura 42 Propulsión neumática durante el ciclo extraurbano



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El punto de funcionamiento óptimo, o máximo rendimiento, de un motor neumático se dará, como ya se dijo en el apartado 3.2 del capítulo 1, trabajando este a máxima potencia.

El control de un motor en caso de funcionamiento a régimen constante es relativamente sencillo. Basta con regular la presión del aire de forma que el punto de trabajo coincida con uno de máxima potencia. Por el contrario, la regulación (tanto de la presión del aire como del caudal) de un motor neumático en proceso de aceleración es compleja y requiere de un control continuo para obtener el mejor rendimiento en cada instante de tiempo. De igual forma, el cálculo matemático preciso es inviable ya que, a priori, no se conocen las consecuencias exactas que la regulación del caudal de aire tiene sobre el funcionamiento de un motor. La obtención de resultados fiables requeriría de estudios empíricos de laboratorio, específicos para cada motor, que no tienen sentido dado el carácter general de este proyecto.

Por este motivo, los resultados de los tramos de aceleración, se obtendrán siguiendo el proceso que se describe a continuación:

Se analizarán los resultados del punto inicial de la aceleración (arranque). Para un par de inicial dado, la mayor desmultiplicación será la que permita trabajar con una presión menor y consecuentemente con un gasto másico de aire también menor. Pero la presión de trabajo no puede ser menor de 40 psig, por lo que la desmultiplicación inicial no siempre será la máxima si no la que se adecue a esta condición.

Como se verá a continuación, en el estudio detallado de cada tramo del ciclo NEDC, los pares iniciales exigidos al motor, serán pequeños y siempre se iniciará la marcha con una presión de 40 psig.

Este hecho, provocará un curioso funcionamiento del motor. A medida que se acelere, aumentará su desmultiplicación para mantener los 40 psig de presión hasta llegar a entregar su máxima potencia a esa presión. A partir de entonces la presión aumentará para entregar el par exigido y la desmultiplicación comenzará a disminuir.

El segundo punto a analizar será aquel en el que el motor alcance su máxima potencia a 40 psig.

El tercero y último, aquel en el que el motor alcance la máxima potencia a 90 psig.



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Figura 43 Croquis del proceso de análisis de tramos de aceleración

4.2.1 Tramo 1

Aceleración

La aceleración en este primer tramo es de valor 1,042 m/s2. Igualando la curva de aceleración del motor (A(v))(véase el estudio del motor, aptdo. 3.3.5) a este valor, se tiene que el motor será capaz de mantener dicha aceleración hasta los 14,73 km/h y no hasta los 15 km/h como se requiere en esta parte del ciclo.

Una aceleración constante, supondrá una diferencia constante entre par motor y par resistente (véase estudio dinámico de un vehículo, aptdo. 3.2.3). Teniendo en cuenta la masa equivalente del vehículo que se estudia, para una aceleración de 1,042 m/s2 esta diferencia de pares será de 426,3 Nm. Esto supone que en el punto inicial del tramo (t=11 s; v=0 km/h) el par motor ha de ser de 450 Nm.

Si atendemos a la Tabla 3, que se recupera en este apartado para comodidad de los lectores, el par de arranque o de bloqueo que se consigue trabajando con 40 psig de presión, es de un 45% del par a 90 psig. Lo cual significa que el par requerido en el punto inicial, a 40 psig, corresponde a un par de 999,9 Nm a 90 psig (par perfectamente alcanzable con multitud de desmultiplicaciones).



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También en la Tabla 3, se observa que existe la misma variación en el flujo de aire tanto para los puntos de máxima potencia como para los de velocidad en vacío. Es de suponer que esta variación se dé de igual manera en todo el abanico de velocidades.

El consumo de aire en el arranque del motor estudiado para 90 psig es de aproximadamente 94,5 scfm, y por lo tanto para 40 psig será de 42,5 scfm.

El segundo punto se obtendrá igualando la curva de par exigida (suma de la curva de carga del vehículo más la diferencia constante de pares requerida para conseguir la aceleración de 1,042 m/s2), a la curva de par del motor a 40 psig, que se obtiene sin más que multiplicar la curva de par a 90 psig (M(n), obtenida en el estudio del motor) por 0,375 (valor obtenido de la tabla). Resulta el punto correspondiente a una velocidad de 5,547 km/h, cuyo consumo de aire es el 45% del consumo a plena potencia y 90 psig, 117 scfm.

Como ya se ha dicho, el punto en el cual el motor alcanza su máxima potencia se da a la velocidad de 14,73 km/h y su consumo según la tabla de datos del motor (aptdo. 3.3.5) es de 260 scfm.

Velocidad constante

Para mantener una velocidad constante, el motor ha de entregar un par exactamente igual al par resistente total. El valor de este par, en el vehículo estudiado, para 15 km/h es de 25,75 Nm. Con este par, se dará el problema explicado en el apartado 3.3.4.

Con transmisión directa, el par motor entregado en el eje con 90 psig de presión a 15 km/h es de 39,77 Nm. El par motor que se busca es 0,65 veces el entregado a 90 psig. Interpolando en la tabla, se observa que este par corresponde a una presión de aproximadamente 60 psig y supondrá un consumo de aire 0,67 veces el consumo del



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motor trabajando con 90 psig a la velocidad de giro correspondiente a 15 km/h. Resumiendo, aproximadamente 61,6 scfm.

4.2.2 Tramo 2

Aceleración

En este segundo tramo la aceleración será sensiblemente inferior a la del primero, de valor 0,741 m/s2. El motor neumático será capaz de mantener esta aceleración hasta los 20,17 km/h.

Una aceleración de 0,741 m/s2 requiere un par motor que se mantenga 303,2 Nm por encima del par de carga, o sea, 326,9 Nm en el momento del arranque. Un par inferior, acorde a la también inferior aceleración, al del arranque en el tramo 1, y por tanto alcanzable trabajando a una presión de 40 psig.

El consumo de aire en el arranque siempre será el mismo si se trabaja con una misma presión, independientemente de la desmultiplicación. Así pues, igual que en tramo 1, el consumo de aire en el punto inicial del tramo 2 (t=49 s; v=0 km/h) será de 42,5 scfm.

Procediendo de igual forma que para el tramo 1, se obtiene que el segundo punto a estudiar, corresponde a una velocidad de 7,634 km/h y un consumo igual que en el punto análogo del tramo 1, 117 scfm.

Por último, el tercer punto se alcanza a los 20,17 km/h y supone el consumo del motor a plena potencia, 260 scfm.

Velocidad constante

El valor del par resistente para el vehículo circulando a 32 km/h es de 32,98 Nm, y el par entregado por el motor a esa velocidad si funcionase con 90 psig de presión y transmisión directa sería de 38,71 Nm. Por tanto el par resistente a 32 km/h que debe igualar el motor es 0,85 veces el par motor a 90 psig a esa misma velocidad. Siguiendo el mismo proceso de interpolación que el seguido en el tramo 1, se concluye que la presión de aire necesaria es de 78 psig, y el consumo de aire 0,86 veces el consumo de aire a esa velocidad y 90 psig de presión. Entrando en la curva de consumo de aire del motor, se obtiene un valor aproximado de 87,72 scfm.



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4.2.3 Tramo 3

Aceleración

Siguiendo los pasos llevados a cabo en el estudio de los dos anteriores tramos se tiene que la aceleración en este caso será de 0,534 m/s2. Esta aceleración, supone que el motor entregue un par de arranque de 242,2 Nm. Par alcanzable con relaciones bajas a 40 psig.

El primer punto supondrá el mismo consumo que en los dos anteriores tramos, 42,5 scfm.

El segundo punto corresponderá a una velocidad de 10,27 km/h y un consumo de 117 scfm ya que el motor trabajará a máxima potencia a 40 psig igual que en los dos tramos anteriores.

El último punto a considerar, de consumo 260 scfm, a partir del cual el motor no podrá mantener la aceleración, y trabajará a plena potencia, se da a 26,77 km/h.

Velocidad constante

La velocidad constante en este tramo será la máxima permitida para el motor neumático. El par resistente a esta velocidad será de 46,33 Nm. Este par no podrá ser alcanzado por el motor usando la transmisión directa. En cambio, usando la desmultiplicación más pequeña del grupo reductor con una presión de 40 psig se obtendrían aproximadamente 49,1 Nm, lo que exigiría el uso de un pequeño freno que absorbiese esta pequeña diferencia de par. El consumo de aire a velocidad máxima y 40 psig será de 132 scfm.

4.2.4 Tramo 4

La totalidad de este cuarto tramo se desarrolla a una velocidad constante de 35 km/h, lo que supone que el motor entregue un par de 35,16 Nm, 0,91 veces el par que sería capaz de entregar a esa velocidad. Interpolando en la tabla se obtiene, que el par exigido al motor corresponde aproximadamente con una presión de 82 psig, y un consumo de aire de 94,6 scfm.



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4.2.5 Resultados parciales para un ciclo ECE-15

En la Figura 44 se muestran los resultados parciales obtenidos en un ciclo ECE-15 según el estudio realizado en los anteriores apartados. La curva de color negro corresponde al ciclo ECE-15, la curva de color verde representa el consumo instantáneo y la curva de color azul el consumo acumulado.

Figura 44 Resultados de consumo de aire para un ciclo ECE-15

El consumo aire acumulado al final de un ciclo ECE-15 rondará los 225 scf. Con un depósito de aire completo se podrían realizar aproximadamente 8,3 ciclos.

4.2.6 Tramo 5

Este quinto tramo es en su totalidad de aceleración constante de valor 0,474 m/s2. El punto de inicio, al igual que en todos los casos anteriores conllevará un consumo de aire de 42,5 scfm.

El segundo punto se alcanzará a una velocidad de 11,4 km/h y en él se consumirán 117 scfm de aire.

El punto final es el correspondiente a una velocidad de 29,51 km/h. A partir de esta velocidad se consumirán 260 scfm.



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4.2.7 Tramo 6

El último tramo del ciclo NEDC es exactamente igual que la parte de velocidad constante del tercer tramo estudiado. Se producirá un consumo constante de aire de 132 scfm.

4.2.8 Resultados parciales para el ciclo extraurbano

De la misma forma que en el apartado 4.2.5, se muestran los resultados de consumo del motor neumático de forma gráfica.

El consumo de aire acumulado al final de un ciclo extraurbano será de aproximadamente 246 scf. Con un depósito de aire completo se podrían realizar aproximadamente 7,6 ciclos.

Figura 45 Resultados de consumo de aire para un ciclo extraurbano

4.3 Resultados finales del ciclo NEDC

El volumen de aire total consumido durante un ciclo NEDC, se aproxima a los 1145 scf. Esta cantidad de aire supone el 61% de un depósito como el propuesto en el apartado 3.4 de este capítulo, una cantidad muy elevada si se tiene en cuenta que durante el ciclo se recorren escasos 11 km.



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Para estimar el posible ahorro de combustible que conllevaría la implantación del sistema híbrido, se supondrá un depósito para la gasolina o el diésel de 35 litros, el volumen normal en vehículos del segmento A, y un consumo urbano, extraurbano y mixto de 6, 4,5 y 5 litros a los 100 km respectivamente.

El cálculo del gasto de combustible en los ciclos en los que intervenga el motor neumático, se hará de acuerdo a las siguientes suposiciones:

• El motor de combustión, funcionará al ralentí, consumiendo 0,5 l/h (consumo normal de un motor funcionando al ralentí con los sistemas auxiliares desconectados) mientras el vehículo se encuentre en movimiento y no se le exija ninguna entrega de potencia. De esta forma, estará preparado para entrar en funcionamiento cuando el motor neumático requiera su ayuda.

• Durante los momentos que intervenga el motor de combustión, lo hará con un consumo igual al consumo homologado, en este caso, 6 o 4,5 l/100km dependiendo del ciclo en el que se encuentre.

Así pues, el consumo de combustible durante un ciclo ECE-15 con el motor neumático en funcionamiento tal y como se ha descrito en apartados anteriores es de 26,1 mililitros o 2,57 l/100, que significa un ahorro de un 57,2%. En un ciclo extraurbano será de 253 mililitros o 3,64 l/100 km, un 19,1% menos. Estos valores trasladados a un ciclo NEDC completo darían como resultado un consumo mixto de 3,25 l/100 km, un 35% de menos de consumo de combustible.

Obviamente no podremos tomar estos resultados de ahorro, ya que como se ha dicho al inicio de este apartado, el depósito de aire durará menos de dos ciclos completos, exactamente, un ciclo NEDC completo y tres ciclos ECE-15 del segundo.

Por otro lado, con los supuestos de consumo y volumen de depósito de combustible, el vehículo sería capaz de completar algo menos de 71 ciclos NEDC completos (o 574 ciclos ECE-15 o 112 ciclos extraurbanos) únicamente propulsado por el combustible.

Así pues, el consumo, y por lo tanto, el ahorro de combustible que es capaz de generar el sistema híbrido dependerá en gran medida de la frecuencia de recarga de los depósitos de aire comprimido. En el peor de los casos desde el punto de vista del ahorro, pero por otro lado, óptimo para el usuario del vehículo, la recarga de ambos depósitos a la vez (una recarga del depósito de aire por cada recarga del de combustible) supondría ahorros casi inapreciables.



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Figura 46 Ahorro de combustible

Por otro lado, es justo decir, que si bien el ciclo NEDC favorece los buenos resultados de consumo de los motores de combustión, hasta el punto de ser imposibles de reproducir en una conducción real, todo lo contrario sucede con los motores neumáticos. Los tramos de aceleraciones constantes y de baja intensidad, además de no ajustarse al uso real que se da a un vehículo, penalizan en gran medida los datos de consumo de un motor neumático. Sirva de ejemplo una comparación entre los tramos estudiados 3 y 5. En ambos tramos, se acelera hasta una velocidad de 50 km/h, en el tramo 3 con una aceleración ligeramente mayor que en el tramo 5. Pues bien, al contrario de lo que cabe esperar, en el tramo 3 se consume menos aire comprimido que en el tramo 5 (86,39 scf y 94,26 scf respectivamente). Esto ocurre porque el motor neumático no puede funcionar por debajo de 40 psig, el consumo mínimo es siempre el mismo, por lo que a mayor tiempo acelerando, mayor consumo de aire. Parte del potencial del motor se desaprovecha con aceleraciones alcanzables con la mínima presión, tal y como ocurre en el NEDC.

4.4 Propuesta de mejora

A la luz de los resultados de consumo de aire basados en el ciclo NEDC obtenidos hasta ahora, parece necesario el uso de un sistema de recuperación de energía en las frenadas.

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Un motor de gasolina trabaja con relaciones de compresión de entre 7:1 y 12:1, mientras que en un motor diésel suele situarse entre 16:1 y 18:1.

La solución que se propone es la utilización del motor de combustión como compresor durante los momentos en los que el acelerador no estuviese accionado. Al soltar el acelerador el coche tendería a frenar. La transmisión variable continua debería variar la desmultiplicación de forma que la deceleración se adecuase a la requerida por el conductor del vehículo y al mismo, aprovechar al máximo la inercia del vehículo sin acelerar en exceso el motor de combustión.

En la imagen que sigue, se diferencian mediante colores los distintos tramos de un ciclo ECE-15 en los que trabajarían el motor neumático (azul verdoso y naranja) y el motor de combustión, como motor (naranja) o como compresor (rojo).

Figura 47 tramos de funcionamiento de los dos motores del sistema

Supóngase un motor diésel de 1 litro de cilindrada y tres cilindros (un motor pequeño adecuado para el sistema híbrido que se estudia en el vehículo propuesto). Con un sistema diseñado para tal fin, que modificase los momentos de apertura y cierre de válvulas, el vehículo podría comprimir 1 litro de aire por revolución hasta los 18 bares.

Un valor de deceleración adecuado sería 3 m/s2. Si limitásemos las revoluciones del motor a 3000 rpm, limitaríamos la producción de aire comprimido a 3000 litros por minuto, o lo que es lo mismo, 50 litros por segundo.

Teniendo en cuenta el valor límite de 50 l/s de aire, es posible calcular el valor máximo de la potencia de frenado mediante la ecuación de trabajo de un compresor (véase



94

capítulo 1 apartado 1.1.1). Si se supone un rendimiento de la compresión del 40% (debido a la alta relación de compresión), la potencia máxima de frenado que se conseguiría comprimiendo aire con el motor sería de aproximadamente 58 kW.

Una desaceleración máxima de 3 m/s2 supone, teniendo en cuenta la masa del vehículo que se estudia, un par máximo de frenado de alrededor de 1200 Nm.

Dividiendo potencia entre par máximos de frenado se obtiene la velocidad a partir de la cual (hacia velocidades menores) el sistema de recuperación de energía sería capaz de frenar el vehículo con las condiciones limitantes impuestas. Esta velocidad es cercana a los 54 km/h.

4.4.1 Resultados después de la mejora

Al margen de la inexactitud de las estimaciones en los cálculos del sistema de recuperación de energía en la frenada propuesto, lo seguro es, que sería capaz de detener por si solo el vehículo en las deceleraciones que se producen durante el ciclo NEDC (deceleraciones muy suaves), incluso en la que se produce desde 120 km/h (aunque se supera la velocidad de 54 km/h), ya que se realiza con valor de desaceleración muy por debajo de 3 m/s2.

Esto quiere decir, que teóricamente el 100% de la energía cinética del vehículo en el momento en el que se inician las frenadas, podrá ser utilizada para comprimir aire.

𝐸𝑐 =12𝑚𝑒𝑞𝑣2

Ecuación 2.3.15 Energía cinética del vehículo

Introduciendo la energía cinética que posee el vehículo al inicio de cada uno de los tramos de frenada, de nuevo, en la ecuación del trabajo de un compresor, y teniendo en cuenta el rendimiento de la compresión supuesto, se obtienen los siguientes resultados de volumen de aire comprimido a 18 bar.

• Frenada desde 15 km/h: 0,5 scf • Frenada desde 32 km/h: 2,28 scf • Frenada desde 50 km/h (en dos tramos): 5,57 scf • Frenada de 70 a 50 km/h: 5,35 scf • Frenada desde 120 km/h: 32,11 scf



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En total, durante el ciclo NEDC completo, se conseguiría comprimir un volumen de aire de 70 scf, un 6,1% del gasto que supondría realizar un ciclo con el motor neumático funcionando en todos los tramos previstos. Expresado de distinta forma, aproximadamente, por cada 16,4 ciclos completados (más o menos 16 ciclos completos y los cuatro ciclos EC-15 del decimoséptimo), se podría realizar uno más con el motor neumático.

Por tanto, teniendo en cuenta los 71 ciclos completos que se podrían realizar únicamente con el combustible, el sistema de recuperación de energía en la frenada propuesto, permitiría sumar 4 ciclos completos y tres ECE-15 a realizar con motor neumático.

Figura 48 Ahorro de combustible tras la mejora propuesta

Al igual que ocurre con el motor neumático, el ciclo NEDC no favorece los resultados obtenidos del sistema de recuperación de energía. El potencial del sistema propuesto es mucho mayor que el que se puede comprobar con la realización del ciclo.

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sin mejoracon mejora



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5 Conclusiones finales

5.1 Viabilidad técnica

En primer lugar, la integración de un sistema neumático embarcado en un automóvil es posible. Sus componentes son suficientemente adecuados tanto en aspectos físicos como volumen y peso, como en aspectos funcionales y de potenciales condiciones de trabajo.

Por otro lado, y después del estudio de funcionamiento descrito en apartados anteriores, se está en condiciones de asegurar que el uso de motores de aire comprimido para automóviles es técnicamente viable, es decir, es posible propulsar un vehículo con aire comprimido. Dicho de otra forma, la expansión de una cantidad de aire suficiente desde una presión adecuada genera suficiente energía como para mover un coche. Ahora bien, el almacenamiento de dicha cantidad de aire queda limitado por las dimensiones del propio vehículo, y por tanto, de igual forma, su autonomía.

Como ya se dijo en las conclusiones previas alcanzadas tras el estudio teórico correspondiente al primer capítulo del proyecto, el principal problema del aire comprimido es su baja densidad energética. Este problema hace que esta forma de transmisión de energía, sea muy poco adecuada para aplicaciones en las que no se dispone de un medio continuo de generación, como puede ser el vehículo con el sistema propuesto en el proyecto.

De la misma forma que se puede concluir que un motor neumático es capaz de mover un vehículo, hay que preguntarse bajo qué condiciones es capaz de hacerlo. El problema de la densidad energética, unido al factor limitante del espacio, hace que el uso de aire comprimido como fuente única de potencia en un automóvil común sea inviable. Las potenciales autonomías de un vehículo completamente neumático serían ridículas y no permitirían su comercialización en ningún caso.

Un sistema híbrido como el estudiado, elimina el anterior problema de la autonomía, lo cual no termina de determinar su completa viabilidad.



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5.2 Viabilidad económica

Cualquier producto ha de ser, además de técnica, económicamente viable, tanto para el consumidor o usuario final como para el fabricante. La viabilidad económica desde el punto de vista de este último dependerá en gran medida de lo que el consumidor esté dispuesto a pagar por el producto. Habrá por tanto, que traducir los ahorros de combustible obtenidos en el apartado anterior en ahorros económicos.

El ahorro económico, no coincidirá con el ahorro de combustible. La compresión del aire también supondrá un coste al realizarse esta mediante energía eléctrica.

Actualmente, el precio del kWh en España, ronda los 0,14 €. Este será el valor que se usará de aquí en adelante para los cálculos que siguen. Es muy probable, que este precio, de cara al consumidor final de aire comprimido, varíe notablemente. A día de hoy, por ejemplo, los puestos públicos de recarga para vehículos eléctricos son gratuitos. Esta previsible variación dependerá de distintos factores que quedan fuera del alcance de este proyecto, como pueden ser: tarifas especiales de las compañías eléctricas, ayudas del estado para favorecer la movilidad eficiente, ánimo de lucro de las estaciones de servicio en las que se reposte, etc.

Llenar el depósito de aire comprimido propuesto, supone comprimir cerca de 60 m3 de aire en condiciones normales de presión y temperatura. Si se comprimen estos hasta los 6000 psig para compensar la pérdida de presión que se produce durante el repostaje, suponiendo un rendimiento de la compresión de un 60%, se requerirá un gasto de energía eléctrica aproximado de 21,5 KWh que tendrán un valor de 3€.

Teniendo en cuenta que el ahorro de combustible, por cada recarga del depósito de aire, es inferior a un 1%, la viabilidad económica del sistema de recarga externa se hace, cuanto menos complicada, por no decir imposible. Este 1%, por mucho combustible que consuma el vehículo, resulta infinitamente más barato que la recarga completa del depósito de aire.

La conclusión de este resultado, es que el sistema híbrido enchufable propuesto al inicio de este capítulo, no es el sistema más adecuado, a menos que las recargas de aire fuesen gratuitas para el usuario. Esta gratuidad es insostenible a largo plazo.

Por otro lado, el sistema de recuperación de energía si conseguirá un ligero ahorro de combustible y por tanto de dinero, aunque probablemente, no compensaría el sobrecoste que supondría su implantación.



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5.3 Viabilidad social y comercial

Gran parte de la viabilidad comercial de un producto o tecnología, pasa por su aceptación por parte de los consumidores. Por supuesto, esta aceptación no solo depende de cuestiones técnicas o económicas, existen también otros factores. Uno de ellos y quizá el más importante, es el servicio ofrecido.

Cuando el valor o servicio ofrecido por un producto compensa su precio y viceversa, el consumidor estará dispuesto a comprarlo.

El servicio que puede ofrecer un vehículo híbrido combustión/neumático, prácticamente no difiere en nada respecto al de un vehículo común de combustión. No existen ventajas suficientes que compensen el notable mayor desembolso que supondría repostar el aire comprimido frente a los combustibles comunes que se comercializan.

La única ventaja que se podría citar, es la importante reducción de emisiones que supondría el uso de aire comprimido. Esta reducción pasa por el llenado del depósito de aire cada muy pocos kilómetros. Si bien el repostaje del sistema neumático sería previsiblemente cómodo y rápido, la necesidad de la continua recarga supondría un empobrecimiento del servicio que ofrecería el vehículo además del consiguiente desproporcionado aumento del gasto. Además, la reducción de las emisiones de gases contaminantes, sólo se conseguiría si la energía eléctrica utilizada en la compresión del aire proviniese de fuentes renovables.

Con todo esto, la conclusión final con la que se alcanza el objetivo inicial y principal del proyecto, la determinación de la viabilidad completa de motores de aire comprimido para automóviles, es que, la implantación de dichos motores en vehículos no es viable con la tecnología actual existente a día de hoy si se quieren mantener unas condiciones de servicio adecuadas, similares a las que ofrecen otros tipos de sistemas de propulsión.



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BIBLIOGRAFÍA

[1] KPMG’s Global Executive Automotive Survey 2013. Varios autores. KPMG International. Enero 2013.

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[10] Reavell. www.reavell.com

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[16] Ingersoll Rand. www.ingersollrandproducts.com



100

[17] Go Regulator. www.goreg.com

[18] Globe. www.globe-benelux.nl

[19] Coches eléctricos: Beneficios medioambientales y barreras tecno-económicas. Ecconex. www.ecconex.com. Marzo 2012.

[20] Km 77.com. www.km77.com

[21] Clasificación de automóviles. Wikipedia, la enciclopedia libre. es.wikipedia.org/wiki/Clasificación_de_automóviles

[22] Segmento A. Wikipedia, la enciclopedia libre. es.wikipedia.org/wiki/Segmento_A

[23] Reglamento (CE) nº 1222/2009 sobre el etiquetado de los neumáticos en relación con la eficiencia en términos de consumo de carburante y otros parámetros esenciales. Parlamento Europeo y del Consejo Europeo. Noviembre 2009.

[24] Michelin Neumáticos. www.michelin.es/neumaticos

[25] Ecuaciones Fundamentales de la Tracción – Apuntes de Motores de Combustión Interna Alternativos. Autor desconocido. . Escuela Técnica Superior de Ingeniería ICAI.

[26] Transmisión Variable Continua. Wikipedia, la enciclopedia libre. es.wikipedia.org/wiki/Transmisión_variable_continua.

[27] Luk. www.luk.de

[28] The Pneumatic Hybridization Concept for Downsizing and Supercharging Gasoline Engines. Lino Guzzella, Christopher Onder, Christian Dönitz, Chistoph Voser, Iulian Vasile. ETH Zurich. Enero 2010.

[29] PSA Peugeot Citroën Hybrid Air. http://www.psa-peugeot-citroen.com/en/automotive-innovation/innovation-by-psa/hybrid-air-engine-full-hybrid-gasoline

[30] New European Driving Cycle. Wikipedia, la enciclopedia libre. es.wikipedia.org/wiki/New_european_driving_cycle

[31] Tarifas Gas y Luz. www.tarifasgasluz.com

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