Estudio de viabilidad técnica de un compresor de doble etapa para aplicación en un motor diésel...

ESCUELA TÉCNICA SUPERIOR DE INGENIERIA (ICAI)

INGENIERO INDUSTRIAL

ESTUDIO DE LA VIABILIDAD TÉCNICA DE UN COMPRESOR DE DOBLE ETAPA PARA

APLICACIÓN EN UN MOTOR DIESEL DE DOS TIEMPOS SOBREALIMENTADO

Autor: Alberto Nieto Rollán

Director: Eduardo García Sánchez

Madrid Agosto de 2014

1

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que es el titular de los derechos de propiedad intelectual, objeto de la presente cesión, en

relación con la

obra_________________________________________________________________________

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(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. .

(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.2

(d) Distribuir copias electrónicas de la obra a los usuarios en un soporte digital. 3

4º. Derechos del autor.

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

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la obtención del ISBN.

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

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(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

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

3

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:

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

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d) Asumir la responsabilidad en el caso de que las instituciones fueran condenadas por

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6º. Fines y funcionamiento del Repositorio Institucional.

La obra se pondrá a disposición de los usuarios para que hagan de ella un uso justo y

respetuoso con los derechos del autor, según lo permitido por la legislación aplicable, y con

fines de estudio, investigación, o cualquier otro fin lícito. Con dicha finalidad, la Universidad

asume los siguientes deberes y se reserva las siguientes facultades:

a) Deberes del repositorio Institucional:

- La Universidad informará a los usuarios del archivo sobre los usos permitidos, y no garantiza

ni asume responsabilidad alguna por otras formas en que los usuarios hagan un uso posterior

de las obras no conforme con la legislación vigente. El uso posterior, más allá de la copia

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comercial, y que no se realicen obras derivadas.

- La Universidad no revisará el contenido de las obras, que en todo caso permanecerá bajo la

responsabilidad exclusiva del autor y no estará obligada a ejercitar acciones legales en nombre

del autor en el supuesto de infracciones a derechos de propiedad intelectual derivados del

depósito y archivo de las obras. El autor renuncia a cualquier reclamación frente a la

Universidad por las formas no ajustadas a la legislación vigente en que los usuarios hagan uso

de las obras.

- La Universidad adoptará las medidas necesarias para la preservación de la obra en un

futuro.

4

b) Derechos que se reserva el Repositorio institucional respecto de las obras en él registradas:

- retirar la obra, previa notificación al autor, en supuestos suficientemente justificados, o en

caso de reclamaciones de terceros.

Madrid, a ……….. de …………………………... de ……….

ACEPTA

Fdo……………………………………………………………

Proyecto realizado por el alumno/a:

Alberto Nieto Rollán

Fdo.: …………………… Fecha: ……/ ……/ ……

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

EL DIRECTOR DEL PROYECTO

Eduardo García Sánchez

Fdo.: …………………… Fecha: ……/ ……/ ……

Vº Bº del Coordinador de Proyectos

José Ignacio Linares Hurtado

Fdo.: …………………… Fecha: ……/ ……/ ……

ESCUELA TÉCNICA SUPERIOR DE INGENIERIA (ICAI)


ESTUDIO DE LA VIABILIDAD TÉCNICA DE UN COMPRESOR DE DOBLE ETAPA PARA

APLICACIÓN EN UN MOTOR DIESEL DE DOS TIEMPOS SOBREALIMENTADO

Autor: Alberto Nieto Rollán

Director: Eduardo García Sánchez

Madrid Agosto de 2014

UNIVERSIDAD PONTIFICIA COMILLAS

ESCUELA TÉCNICA SUPERIOR DE INGENIERÍA (ICAI)


RESUMEN DEL PROYECTO

ESTUDIO DE LA VIABILIDAD TÉCNICA DE UN COMPRESOR DE DOBLE

ETAPA PARA APLICACIÓN EN UN MOTOR DIESEL DE DOS TIEMPOS

SOBREALIMENTADO

Autor: Nieto Rollán, Alberto.

Director: García Sánchez, Eduardo.

Entidad Colaboradora: Universidad Pontificia Comillas.

El siguiente proyecto consiste en el estudio de viabilidad técnica de un

compresor de doble etapa rotativo y en estudiar la posibilidad de aplicar esta solución

para realizar la sobrealimentación de un motor diésel de dos tiempos desarrollado por

Renault, que requiere una presión del aire de 4 bares.

Para llevar a cabo este proyecto es necesario plantear una idea inicial sobre la

que trabajar, porque se quiere dar una solución diferente a lo que existe en el

mercado e innovadora a la par que original. Una vez planteado el concepto, es

necesario realizar una serie de cálculos cinemáticos, termodinámicos, etc. para

determinar los parámetros fundamentales de funcionamiento y determinar el ciclo de

compresión teórico del compresor:




Posteriormente, se deben llevar a cabo una serie de simulaciones dinámicas

que verifiquen la resistencia de los componentes diseñados, empleando los

correspondientes materiales elegidos. Se debe prestar especial atención al diseño de

las válvulas del compresor, ya que es necesario minimizar las pérdidas de carga que

se producen para perjudicar lo menos posible el rendimiento del compresor.

El compresor diseñado consta de un estator cerrado, dentro del cual gira un

rotor que se mueve gracias a que está colocado sobre un cigüeñal que es quien

proporciona la potencia necesaria para realizar la compresión. El rotor describe un

movimiento epicicloidal para conseguir la variación de volumen deseada. Debido a

este movimiento, en el compresor se generan 4 cámaras de compresión bien

definidas e iguales entre sí. Esto es imprescindible para poder realizar la compresión

en dos etapas, pues se utilizan 3 cámaras para la primera etapa y la cuarta cámara

para la segunda etapa.




Los distintos componentes se han simulado utilizando el análisis por

elementos finitos para garantizar su correcto funcionamiento cuando se vean

sometidos a las cargas derivadas del funcionamiento normal de compresor, pero

minimizando en la medida de lo posible el volumen de material utilizado, buscando

una reducción máxima del peso del conjunto. Gracias a esto, el peso total del

conjunto es de 26.42 kg. El aspecto final del compresor se muestra en la siguiente

imagen:

Quitando la tapa frontal se aprecia mejor el mecanismo y los componentes del

compresor:




Con el diseño realizado, se ha obtenido un compresor capaz de suministrar el

aire a la presión requerida y a una temperatura de 38.7 °C con un rendimiento

adecuado, y consumiendo una potencia total de 28.988 kW. La presión intermedia

del compresor es de 2.91652 bares y los rendimientos volumétricos de la primera y

segunda etapa son 88.4 % y 97.4 % respectivamente.

Aunque la aplicación inicial del compresor es la de sobrealimentar un motor

de combustión interna, también se puede utilizar en otras aplicaciones como la

producción de frío y otros sistemas de refrigeración. Incluso se podría utilizar como

bomba hidráulica, pero en este caso no existiría el incremento de presión en dos

etapas, aunque sí se utilizarían las cuatro cámaras de compresión para impulsar el

fluido. En concreto la aplicación para producción de frío se adaptaría mejor al

compresor que el resto de aplicaciones, que funcionaría de una forma óptima debido

a que se necesita mayor presión de aire y la presión intermedia del compresor se

acercaría más a la óptima para la configuración diseñada.




PROJECT SUMMARY

TECHNICAL FEASIBILITY ANALYSIS OF A ROTARY DOUBLE STAGE

COMPRESSOR FOR APPLICATION IN A SUPERCHARGED TWO – STROKE

DIESEL ENGINE

Author: Nieto Rollán, Alberto.

Director: García Sánchez, Eduardo.

Collaborating Organization: Universidad Pontificia Comillas.

The following project describe a technical feasibility analysis of a rotary

double stage compressor and a study of being able to use this solution for

supercharging a two – stroke diesel engine developed by Renault, that needs 4 bars

of air pressure.

For making this project it is necessary to set out an initial idea for starting to

work. The objective is to find a solution different from any other proposed, an

original idea. Once the idea has been set out, it is necessary to make some

kinematics, thermodynamics, and etc. calculations for determining the main

functioning parameters and resolve the theoretical compression cycle:




After that, designed components must be analysed using simulations based

on finite elements method for checking the resistance of the selected materials. It is

very important to focus on the design of the compressor valves because it is

necessary to minimize the pressure loss produced by these elements for avoiding

performance losses in the compressor.

The machine is composed by a closed stator, with a rotor turning inside it.

The rotor is moved by a crankshaft which provides the power for the compression

process. The rotor has an epicyclic movement for getting an appropriate volume

variation. Due to this movement, the compressor has 4 equal compression chambers.

This is important for getting the double stage compression because 3 of those

chambers are used for the first stage, and the fourth chamber is used for the second

stage.

All the different parts have been simulated using the finite elements method

for ensuring the correct operation with the loads generated by the pressure and the




movement of the components. However, the volume of material used for the parts

has been minimized for reducing the weight of the machine as much as possible. The

total weight of the parts is 26.42 kg. The compressor designed is shown in the next

picture:

If the front lid is removed from the picture, the mechanism and the

components of the compressor can be shown better:




Due to the design of the components done, the compressor is able to blow

pressured air with a temperature of 38.7 °C with an adequate performance and using

a total power of 28.988 kW. The intermediate pressure between the two stages is

2.91652 bars and the volumetric performances of the first and the second stage are

88.4 % and 97.4 % respectively.

Although the initial application for the compressor is supercharging an

internal combustion engine, it is possible to use it in other applications like cooling

production systems. Even it could be possible to use this machine for pumping any

fluid, but in this case the two stages wouldn´t exist. The 4 compression chambers

would pump the fluid only. The best application for the compressor is the cooling

production because, in that case, the machine would work optimally due to it is

necessary a higher pressure and the intermediate pressure would be closer to the

optimum pressure for the configuration designed.

i

Índice general

1.- Introducción .......................................................................... 1

1.1.- Estudio de los trabajos existentes ................................................ 3

1.2.- Motivación .................................................................................... 5

1.3.- Objetivos ....................................................................................... 7

1.4.- Metodología .................................................................................. 8

1.5.- Recursos a emplear .................................................................... 10

2.- Estado del arte ..................................................................... 13

2.1.- Compresores rotativos ................................................................ 15

2.2.- Compresores alternativos .......................................................... 20

2.3.- Compresores excepcionales ....................................................... 24

3.- Descripción del modelo ....................................................... 27

3.1.- Descripción del motor Renault .................................................. 31

3.2.- Cinemática del compresor ......................................................... 33

3.3.- Ciclo de compresión ................................................................... 37

3.4.- Componentes del compresor ...................................................... 39

3.5.- Elementos adicionales ............................................................... 42

3.6.- Prototipo ..................................................................................... 50

4.- Dimensionado de la sección del compresor ....................... 53

4.1.- Diseño del estator ....................................................................... 54

4.2.- Diseño del rotor y los segmentos ............................................... 57

ii

5.- Dimensionado volumétrico del compresor ........................ 65

6.- Ciclo de compresión ............................................................ 69

7.- Dimensionado de las válvulas ............................................ 79

7.1.- Posición de las válvulas ............................................................. 80

7.2.- Diseño de las válvulas ................................................................ 85

8.- Equilibrado dinámico del conjunto .................................. 101

9.- Diseño de los componentes ............................................... 107

9.1.- Diseño final del estator ............................................................ 108

9.2.- Diseño final del rotor ............................................................... 112

9.3.- Diseño final del cigüeñal ......................................................... 119

9.4.- Diseño final de la tapa del estator ........................................... 125

9.5.- Diseño final del compresor ...................................................... 127

10.- Conclusiones del proyecto .............................................. 129

Referencias ............................................................................. 133

Anexos ..................................................................................... 135

iii

Índice de ilustraciones

Figura 1: Representación de patente de compresor volumétrico rotativo .................. 3

Figura 2: Esquema de compresor tipo Roots ............................................................ 16

Figura 3: Compresor tipo Screw ............................................................................... 17

Figura 4: Esquema de compresor de émbolo rotativo ............................................... 19

Figura 5: Compresor alternativo hermético .............................................................. 21

Figura 6: Compresor alternativo semihermético ...................................................... 22

Figura 7: Compresor alternativo abierto .................................................................. 23

Figura 8: Esquema de compresor tipo G ................................................................... 25

Figura 9: Esquema de compresor Comprex .............................................................. 26

Figura 10: Motor Wankel .......................................................................................... 28

Figura 11: Posibles configuraciones de rotor ........................................................... 29

Figura 12: Posibles configuraciones de curvas del estator ....................................... 30

Figura 13: Sistema de sobrealimentación del motor ................................................. 32

Figura 14: Disposición del rotor, el estator y el cigüeñal ......................................... 33

Figura 15: Esquema de los engranajes del compresor ............................................. 34

Figura 16: Geometría del movimiento epicicloidal ................................................... 34

Figura 17: Trayectoria recorrida por los vértices del rotor ..................................... 35

Figura 18: Esquema del proceso de compresión ....................................................... 37

Figura 19: Tipos de compresión ................................................................................ 38

Figura 20: Refuerzo del rotor .................................................................................... 41

Figura 21: Intercambiador de calor aire – agua ....................................................... 43

Figura 22: Parámetros de funcionamiento del intercooler ....................................... 43

Figura 23: Presión de impulsión de la etapa de baja presión ................................... 45

Figura 24: Depósito intermedio ................................................................................. 46

Figura 25: Disposición de los rodamientos ............................................................... 47

Figura 26: Rodamientos del rotor ............................................................................. 47

Figura 27: Rodamientos de las partes fijas ............................................................... 49

Figura 28: Trayectoria de los vértices del rotor ....................................................... 54

Figura 29: Curva del estator ..................................................................................... 55

iv

Figura 30: Curvatura del estator ............................................................................... 55

Figura 31: Superficie útil del estator ......................................................................... 56

Figura 32: Configuración inicial del rotor ................................................................ 57

Figura 33: Área útil incluyendo el rotor .................................................................... 58

Figura 34: Hueco del segmento en el vértice ............................................................ 59

Figura 35: Perfilado de los laterales del rotor .......................................................... 60

Figura 36: Área útil disponible final ......................................................................... 61

Figura 37: Área mínima del compresor ..................................................................... 62

Figura 38: Área máxima del compresor .................................................................... 63

Figura 39: Anchura del compresor ............................................................................ 68

Figura 40: Ciclo de compresión teórico .................................................................... 75

Figura 41: Válvula de impulsión ............................................................................... 79

Figura 42: Puntos de apertura y cierre de las válvulas ............................................ 81

Figura 43: Posición de las válvulas de impulsión ..................................................... 83

Figura 44: Posición de las válvulas de admisión ...................................................... 83

Figura 45: Posición de todas las válvulas del compresor ......................................... 84

Figura 46: Geometría de la válvula de admisión ...................................................... 86

Figura 47: Geometría de la válvula de impulsión ..................................................... 87

Figura 48: Variación de presiones en la válvula de admisión de baja presión ........ 89

Figura 49: Valores fundamentales de la válvula de admisión de baja presión ......... 90

Figura 50: Variación de presiones en la válvula de impulsión de baja presión ....... 92

Figura 51: Valores fundamentales de la válvula de impulsión de baja presión ....... 92

Figura 52: Variación de presiones en la válvula de admisión de alta presión ......... 95

Figura 53: Valores fundamentales de la válvula de admisión de alta presión ......... 95

Figura 54: Variación de presiones en la válvula de impulsión de alta presión ........ 98

Figura 55: Valores fundamentales de la válvula de impulsión de alta presión ........ 98

Figura 56: Partes móviles del compresor ................................................................ 101

Figura 57: Centros de gravedad del cigüeñal ......................................................... 102

Figura 58: Distancias de los centros de gravedad de cada masa ........................... 103

Figura 59: Sección del contrapeso del cigüeñal ...................................................... 104

Figura 60: Vista frontal del estator ......................................................................... 109

Figura 61: Tensión máxima soportada por el estator ............................................. 110

v

Figura 62: Desplazamientos máximos en el estator ................................................ 110

Figura 63: Diseño final del estator .......................................................................... 111

Figura 64: Vista de los refuerzos del rotor .............................................................. 113

Figura 65: Tensión máxima soportada por el rotor debido a la presión ................ 114

Figura 66: Desplazamientos máximos soportados por el rotor debido a la presión115

Figura 67: Tensión máxima soportada por el rotor debido a cargas combinadas . 116

Figura 68: Desplazamientos máximos del rotor debido a cargas combinadas ....... 117

Figura 69: Diseño final del rotor ............................................................................. 118

Figura 70: Vista seccionada del cigüeñal ............................................................... 120

Figura 71: Modelo para la simulación del cigüeñal ............................................... 121

Figura 72: Tensión máxima soportada por el cigüeñal debida al giro ................... 121

Figura 73: Desplazamiento máximo del cigüeñal debido al giro ............................ 122

Figura 74: Desplazamiento máximo vertical del cigüeñal debido al giro .............. 123

Figura 75: Desplazamiento máximo transversal del cigüeñal debido al giro ......... 123

Figura 76: Diseño final del cigüeñal ....................................................................... 124

Figura 77: Diseño final de la tapa del estator ......................................................... 126

Figura 78: Diseño final del compresor .................................................................... 127

Figura 79: Imagen seccionada del compresor ........................................................ 128

vi

Índice de tablas

Tabla 1: Componentes del compresor ....................................................................... 39

Tabla 2: Parámetros fundamentales del intercooler ................................................. 44

Tabla 3: Parámetros de funcionamiento del motor ................................................... 65

Tabla 4: Parámetros del ciclo de compresión ........................................................... 73

Tabla 5: Presiones y temperaturas del ciclo de compresión ..................................... 74

Tabla 6: Masa de las partes móviles ........................................................................ 102

Tabla 7: Imágenes del diseño del estator ................................................................ 108

Tabla 8: Imágenes del diseño del rotor ................................................................... 112

Tabla 9: Piezas del cigüeñal .................................................................................... 119

Tabla 10: Imágenes del diseño de la tapa del estator ............................................. 125

Tabla 11: Imágenes del diseño del compresor ........................................................ 128




1

Capítulo 1

INTRODUCCIÓN

La sobrealimentación de los motores de combustión interna utilizados en la

automoción está en continua evolución debido a las importantes ventajas que tiene

frente a los motores de aspiración natural. Dichas ventajas son, fundamentalmente,

unas mayores prestaciones y un consumo más reducido a igualdad de tamaño del

motor.

Por otro lado la tendencia del mercado actual favorece también el desarrollo

de los sistemas de sobrealimentación. Esto es debido a que los fabricantes de

automóviles están recurriendo al conocido downsizing, que consiste en reducir de

forma significativa el tamaño de los motores y dotarlos de un sistema de

sobrealimentación que permite alcanzar las prestaciones requeridas en cada caso pero

de una forma mucho más eficiente.

Los sistemas de sobrealimentación más utilizados actualmente son los

turbocompresores, ya que son capaces de aprovechar parte del calor de los gases de

escape para generar una sobrepresión en el colector de admisión. Esto quiere decir

que son capaces de realizar la sobrealimentación sin ofrecer apenas resistencia

adicional al motor, a diferencia de los compresores volumétricos, por lo que su

eficiencia es muy elevada aunque debido a su funcionamiento no son capaces de

proporcionar una sobrepresión demasiado elevada (la presión generada por los

turbocompresores está, en términos generales, entre 1,3 y 2 bares aproximadamente).

Existe otra forma de realizar la sobrealimentación de un motor, mediante un

compresor volumétrico. Este sistema presenta la ventaja de ser capaz de crear

sobrepresiones mayores con un rendimiento elevado, por lo que incrementa mucho




2

las prestaciones del motor. Por el contrario, estos sistemas se deben accionar

mediante una conexión directa con el motor, por lo que ofrecen una gran resistencia a

este, además de que no se recupera el calor de los gases de escape como con los

turbocompresores.

Los primeros sistemas de sobrealimentación desarrollados fueron los

compresores volumétricos, y son éstos los que se estudiarán más en profundidad en

este proyecto, debido a que el compresor objeto de este proyecto es también

volumétrico.




3

1.1.- ESTUDIO DE LOS TRABAJOS EXISTENTES

La idea que se propone en este proyecto es algo novedoso, por lo que no

existen trabajos muy relacionados con esta cuestión. El único documento que guarda

relación con este proyecto es una patente registrada en la Oficina Española de

Patentes y Marcas (OEPM).

En esta patente se expone la idea de utilizar un diseño basado en el motor

‘Wankel’ como compresor volumétrico de aire. Este compresor estaría formado por

un estator con una forma determinada geométricamente, y un rotor, formado por dos

arcos, girando de forma excéntrica en el interior del mismo.

Con la disposición mencionada, se forma en el compresor una cámara de

compresión, en la cual se comprime el aire aspirado un total de dos veces por cada

vuelta del rotor, ya que cada lado del rotor realiza una compresión. Esto podría

considerarse como un compresor de doble efecto y de una sola etapa. En la siguiente

imagen se ve representado el rotor y el estator:

Fig. 1: Representación de patente de compresor volumétrico rotativo.

Cámara de

compresión

Rotor

Cámara de

admisión Estator




4

La diferencia de esta patente con la idea propuesta es que la compresión que

se consigue con el compresor de la patente se realiza en una sola etapa, por lo que

este diseño no sería adecuado para realizar compresiones superiores a los 4 bar de

presión, ya que, si éstas se realizan en una sola etapa, tienen una pérdida de

rendimiento importante. Este inconveniente no permite utilizarlo para solucionar el

problema que se quiere resolver con la realización de este proyecto, ya que se

requiere un compresor que eleve la presión del aire a 4 bares con un rendimiento que

solo se puede alcanzar con una compresión de doble etapa.

Otra diferencia entre la patente y la solución que se propone en este proyecto

es que, en el compresor de la patente se forma una única cámara de compresión y se

realizan dos compresiones por vuelta del rotor. En la solución que se propone, se

forman un total de 4 cámaras de compresión, de las cuales 3 se utilizan para la

primera etapa de la compresión y la cuarta se utiliza para realizar la segunda etapa de

dicha compresión. El número total de compresiones que se realizan por vuelta del

rotor es de 20, de las cuales 15 son compresiones de la primera etapa y las otras 5

pertenecen a la segunda etapa.




5

1.2.- MOTIVACIÓN DEL PROYECTO

El siguiente proyecto consiste en realizar un diseño de un compresor de aire

volumétrico que se emplee para sobrealimentar un motor de gasoil de dos tiempos

para aplicación en vehículos ligeros desarrollado por Renault.

Esta sobrealimentación debe realizarse con aire a una presión de 4 bares y el

caudal requerido por el motor en el momento de máxima demanda (al régimen de

máxima potencia, 4000 rpm). Sin embargo, Renault no ha sido capaz de comprimir

el aire hasta 4 bares absolutos con un rendimiento aceptable, por lo que el motor de

45 kW no puede rendir dicha potencia máxima.

La motivación del proyecto es presentar una alternativa al sistema de

sobrealimentación utilizado por Renault que permita alcanzar la presión requerida.

Se pretende realizar una compresión en dos etapas utilizando un único compresor

volumétrico, lo que significa aumentar el rendimiento del proceso y disminuir el

número de componentes necesarios, lo que puede suponer un ahorro económico y de

espacio, además de simplificar el proceso.

Para realizar la compresión con un único compresor, este debe ser capaz de

aumentar la presión hasta 4 bares empleando dos etapas de compresión para obtener

un buen rendimiento.

Renault no ha utilizado un único compresor debido a que no existe en el

mercado ningún tipo de compresor de doble etapa capaz de suministrar aire a 4 bares

con un tamaño lo suficientemente reducido como para incorporarlo en un automóvil.

La solución que se propone es diseñar un compresor de doble etapa compacto

capaz de satisfacer los requerimientos del motor. El problema es que ninguno de los




6

compresores volumétricos compactos que existen en el mercado actualmente puede

adaptarse para realizar una compresión en dos etapas, por lo que se debe plantear un

nuevo tipo de compresor volumétrico.

La opción elegida es diseñar un nuevo compresor con un funcionamiento

basado en el motor rotativo desarrollado por Félix Wankel, también conocido como

motor tipo ’WANKEL’. Es decir, se propone un compresor compuesto por un estator

y un rotor girando en su interior, el cual se encarga de comunicar la presión al aire

variando el volumen de una cámara de compresión.

Aunque este proyecto conlleve diseño de componentes, no es objetivo del

mismo generar una serie de planos de fabricación completamente definidos, con

tolerancias, etc. Únicamente se busca un diseño conceptual, y se incluyen planos en

los anexos para mostrar unas posibles dimensiones de los componentes, pero estas

pueden estar abiertas a cualquier modificación.




7

1.3.- OBJETIVOS

Los objetivos principales que se persiguen en la realización de este proyecto

son los siguientes:

Plantear el diseño conceptual de un compresor volumétrico que sea capaz de

realizar una compresión de aire a una presión absoluta de 4 bares,

proporcionando el caudal necesario para alimentar el motor Renault de dos

tiempos descrito.

Realizar el diseño de los componentes necesarios para conseguir un

funcionamiento correcto del compresor, incluyendo simulaciones cinemáticas

y dinámicas, aplicando el método de análisis por elementos finitos.

Realizar estudios del compresor desde el punto de vista termodinámico, así

como estudiar su funcionamiento por medio de simulaciones.

Fabricar un prototipo no funcional utilizando las técnicas de prototipado

mediante deposición por hilo fundido.




8

1.4.- METODOLOGÍA

La metodología que se seguirá para la realización del proyecto es la siguiente:

Se realizará un primer planteamiento conceptual de la solución que se

propone al problema. Se estudiarán las diferentes alternativas para decidir

cuáles son las más convenientes, así como la geometría requerida para

conseguir cumplir los objetivos. Se decidirán las dimensiones del compresor,

el número de cámaras de compresión que se deben emplear, se calculará la

trayectoria óptima que deben recorrer los vértices del rotor, etc. También se

estudiará el funcionamiento del compresor desde el punto de vista cinemático

para obtener las prestaciones requeridas.

Tras definir el diseño conceptual del compresor, se realizarán los

planteamientos teóricos necesarios para modelar matemáticamente el

funcionamiento del compresor. Se estudiará el ciclo termodinámico del

compresor para comprobar que cumple con los requisitos de la aplicación.

También se realizarán posibles modificaciones que consigan un aumento en

el rendimiento de la máquina o mejoren su comportamiento cinemático.

Una vez comprobada la viabilidad teórica del compresor, se procederá a

realizar el diseño desde el punto de vista dinámico. Se definirán los

materiales que se deben emplear en cada uno de los componentes del

compresor y se dimensionarán en función de las cargas que deba soportar

cada componente. Estos dimensionados se realizarán mediante el análisis

estructural por el método de los elementos finitos.




9

Con el compresor completamente definido se procederá a estudiar los

elementos auxiliares que acompañan a la máquina, tales como refrigeradores

intermedios, válvulas reguladoras de presión, acumuladores de presión, etc.

Una vez se tenga el conjunto del compresor y los elementos auxiliares

definidos, se procederá a realizar simulaciones de funcionamiento de las

válvulas mediante el programa ‘SolidWorks’, utilizando el módulo ‘Flow

Simulation’, para analizar el comportamiento del aire al paso por las mismas.

Finalmente, se realizará un prototipo no funcional utilizando la técnica de la

deposición por hilo fundido. Se utilizará el material y los equipos disponibles

en la universidad.




10

1.5.- RECURSOS A EMPLEAR

Para el correcto desarrollo del proyecto es necesario emplear diversos

programas informáticos de diseño mecánico y de análisis estructural, así como

programas capaces de simular el comportamiento de los fluidos.

Principalmente el proyecto se realizará empleando el programa de diseño y

simulación denominado ‘SolidWorks’ que incluye sistemas de CAD (Computer

Aided Design) y sistemas de CAE (Computer Aided Engineering). Para realizar el

diseño conceptual del compresor y de los diferentes componentes se utiliza el

sistema CAD del programa. Para realizar los análisis y las simulaciones necesarias se

utiliza el sistema CAE, el cual se compone de diferentes módulos que se utilizan en

función de las necesidades.

En la realización de los estudios cinemáticos se utilizará el módulo

denominado ‘SolidWorks Motion’, que permite el cálculo de las fuerzas, inercias,

aceleraciones, etc. derivadas del movimiento del compresor. Los análisis dinámicos

se llevarán a cabo mediante el módulo ‘SolidWorks Simulation’, que permite

calcular los esfuerzos a los que se ven sometidos los distintos componentes,

esfuerzos debidos al peso de los componentes, al par de accionamiento, a la presión

del aire en el interior, etc. Para realizar estos cálculos, el programa emplea el método

de análisis por elementos finitos.

Finalmente, para realizar las simulaciones del comportamiento de los fluidos,

se empleará el módulo denominado ‘SolidWorks Flow Simulation’, que permite

realizar análisis teóricos del comportamiento hidráulico y térmico de un fluido dentro

del compresor.




11

Para realizar el prototipo del compresor se empleará la máquina de

prototipado mediante deposición de hilo fundido disponible en el laboratorio de la

universidad, así como el correspondiente programa informático que controla dicha

máquina.




12




13

Capítulo 2

ESTADO DEL ARTE

Actualmente el mercado de los compresores volumétricos se divide,

fundamentalmente, en compresores volumétricos rotativos y alternativos.

Los compresores rotativos se caracterizan por componerse de elementos que

rotan y que mediante una geometría definida en cada tipo consiguen hacer circular el

aire por una serie de compartimentos o cámaras que van variando su volumen

conforme los elementos rotativos van girando. De esta forma se consigue un muy

elevado rendimiento volumétrico aunque las presiones máximas de impulsión no son

demasiado elevadas debido a que el rendimiento de la compresión disminuye

considerablemente conforme dicha presión aumenta.

Debido al reducido tamaño que se requiere de un compresor para

sobrealimentar un motor de automóvil, el caudal de aire impulsado será elevado

cuando el compresor gire a unas revoluciones muy elevadas. Debido a las

características constructivas de estos compresores, las cámaras de compresión tienen

un tamaño muy reducido, y conseguir caudales elevados solo puede conseguirse por

medio de la velocidad con la que el aire atraviesa el compresor.

Por otro lado, los compresores alternativos se asemejan a los motores de

combustión convencionales porque transforman un movimiento de rotación en uno

alternativo, que se emplea para conseguir la variación de volúmenes necesaria para

realizar la compresión.




14

Al contrario que los compresores rotativos, los alternativos no se han usado

para la automoción, debido a que los equipos han de ser más voluminosos para

mover una determinada cantidad de aire, y a que el rendimiento volumétrico es muy

inferior.

La ventaja de los compresores alternativos reside en que las presiones de

compresión que se pueden alcanzar son muy elevadas debido a que la variación de

volumen en la cámara de compresión es grande. Además se puede conseguir un

aumento significativo del caudal impulsado si se emplean compresores de doble

efecto, que consiguen realizar una compresión por cada carrera que realiza el

émbolo. Es posible alcanzar altas presiones de impulsión con estos compresores

debido a que se puede realizar la compresión en varias etapas.

El compresor objeto de este proyecto puede considerarse una combinación de

un compresor alternativo y uno rotativo. Los elementos que transmiten el

movimiento y realizan la compresión giran, aunque describen un movimiento

epicicloidal, por lo que se puede asemejar a un compresor rotativo. Por otro lado, el

compresor estudiado es capaz de realizar una compresión en dos etapas con

refrigeración intermedia, como los compresores alternativos, y es capaz de realizar

hasta 15 compresiones en la etapa de baja por cada vuelta del rotor.




15

2.1.- COMPRESORES ROTATIVOS

Los compresores volumétricos funcionan acoplados al cigüeñal del motor,

que transmite el giro a alguna parte del compresor volumétrico (según el tipo que se

trate), que a su vez introduce el aire alta presión en los cilindros del motor. Las

ventajas fundamentales sobre los turbocompresores es que los efectos de los

compresores se aprecian incluso a régimen bajo del motor; su principal desventaja es

que roban parte de la potencia del motor para poder funcionar pero luego la devuelve

con creces.

Existen varios tipos de compresores volumétricos rotativos, aquí se van a

exponer los más utilizados en automoción:

- Compresores tipo ‘Roots’

Los elementos principales de los compresores volumétricos de tipo

Roots son la carcasa y los rotores. Los rotores van engranados entre ellos, por

lo que a medida que giran, en los huecos formados por los rotores contra

la carcasa se forman unas bolsas de aire, que a medida que los rotores giran

avanzan hacia la salida del compresor.

Una vez la bolsa de aire queda abierta al hueco de salida del

compresor, el aire es forzado a salir por dicho hueco, ya que los lóbulos de un

rotor se meten en los huecos formados por los lóbulos del otro, de manera que

donde antes había un hueco ya no lo hay y el aire viaja (idealmente) solo en

una dirección. Los rotores pueden tener varios lóbulos, siendo los rotores más

comunes los tres o cuatro lóbulos.




16

El fabricante más conocido de compresores de este tipo es Eaton, que

incluso desarrolló una variante del Roots, más eficiente, el

compresor TVS (Twin Vortices Series), que equipan modelos como el

Corvette ZR1 o los Audi con el motor 3.0 V6 TFSI. Este compresor cuenta

con un avanzado diseño con rotores de cuatro lóbulos que lo hace más

eficiente que los compresores Roots convencionales.

Fig. 2: Esquema de compresor tipo Roots.

- Compresores tipo Twin – Screw

Aunque el concepto es bastante similar al del compresor Roots,

los compresores Twin-Screw (o Lysholm) tienen algunas diferencias notables.

Para empezar, los rotores no son iguales ni tienen el mismo número de

lóbulos. Uno tiene unos lóbulos que encajan dentro de los lóbulos del otro

rotor de forma casi perfecta. Además al contrario que en los compresores

Roots, los huecos donde el aire circula desde la admisión del compresor a la

salida se hacen más pequeños a medida que avanzan, ya que sus rotores son

ligeramente cónicos.




17

Esto hace que el aire se comprima más. Los compresores Twin-Screw

tienen menos pérdidas de aire por holguras entre los lóbulos y la carcasa, por

lo que es además más eficiente que un Roots, al dejar escapar hacia la

admisión del compresor menos aire. Sin embargo esta mejora en la eficiencia

paga un peaje y es la complejidad de fabricación de los rotores y la carcasa,

que encarece este tipo de sobrealimentadores mecánicos.

Los fabricantes de compresores Twin-Screw más conocidos son

Whipple o HPS, entre muchos otros. Entre los fabricantes que utilizan en la

actualidad compresores Twin-Screw están Ford, Mazda y Mercedes, en

algunos de sus famosos Kompressor, como el utilizado en el Mercedes SLK

230 K o en el SL55 AMG.

Fig. 3: Compresor tipo Screw.




18

- Compresores de émbolo rotativo (KKK)

Es una máquina de émbolo rotatorio de eje interno. El rodete interior

accionado (émbolo rotatorio) gira excéntricamente en el rodete cilíndrico

exterior.

Los rodetes con una relación de transmisión de tres a dos giran uno

frente al otro y sin contacto con la carcasa, alrededor de ejes de posición fija.

A causa de la excentricidad se puede captar el volumen máximo, comprimirlo

y expulsarlo. La magnitud de la compresión interna viene fijada por la

posición del borde de salida.

Por medio de unas aberturas de entrada y salida de gran superficie en

el rodete exterior, se consigue un suministro casi continuo con tres llenados

de cámara en cada revolución.

La sincronización del movimiento se realiza por medio de un par de

ruedas dentadas rectas. Estas y los cojinetes de los rodetes van engrasados

permanentemente con grasa. El rodete interior y el exterior hacen junta por

medio del escaso juego que permiten entre sí. Por la testa se realiza la junta

por medio de aros de émbolo.

Es una modificación del compresor Roots. El rotor gira en un tambor

que lo envuelve, que también gira por su parte. La creación de la sobrepresión

de carga y el paso del aire es muy rápido en estos compresores.

La potencia necesaria para conseguir una elevada presión y un alto

grado de flujo es relativamente baja, con valores que se acercan a los 8 CV.

El aire se calienta muy poco por la sobrepresión. El rendimiento del




19

compresor KKK es muy bueno y en una amplia gama ronda el 50% y en una

gama más pequeña supera el 60%.

Fig. 4: Esquema de compresor de émbolo rotativo.




20

2.2.- COMPRESORES ALTERNATIVOS

Los compresores alternativos son compresores de tipo volumétrico ya que la

compresión del gas, se da en su interior debido a una reducción de volumen. Este

tipo de compresor también se conoce como compresor de desplazamiento positivo.

Los compresores alternativos son muy similares a los motores alternativos ya que el

fluido refrigerante se comprime en el interior de los cilindros por el movimiento

alternativo de los pistones.

En este caso, el cigüeñal está accionado por un motor eléctrico. El compresor

alternativo puede transformar, también, el movimiento circular del eje un

movimiento alternativo gracias a la acción de una excéntrica.

Al igual que en el caso de los motores, la disposición de los cilindros del

compresor alternativo puede encontrarse en línea, en V, en W, etc.

Las válvulas del compresor alternativo pueden abrir y cerrarse únicamente

por efecto de la presión del cilindro. Esto se consigue debido a que las válvulas solo

pueden abrir en una dirección; por lo que la válvula de admisión abrirá en dirección

hacia el punto muerto inferior del cilindro y la válvula de descarga abrirá en

dirección opuesta a la válvula de admisión. En la etapa de aspiración, las válvulas de

descarga permanecerán cerradas debido al efecto de vacío que genera el pistón en su

carrera descendiente. Al contrario, cuando la presión haya aumentado lo suficiente,

la válvula de descarga se abrirá y la válvula de admisión quedará cerrada.

Los compresores alternativos están sujetos a la siguiente clasificación, en

función de sus características constructivas:

http://www.atmosferis.com/category/motores-alternativos-maci/




21

- Compresores herméticos

Los compresores herméticos suelen utilizarse en instalaciones

pequeñas ya que su envolvente está soldada, lo que imposibilita realizar una

reparación con comodidad. Este tipo de compresor, en cualquier caso, es más

rentable de sustituir que de reparar. El motor eléctrico en estos casos está en

contacto con el fluido refrigerante circulando éste por el interior de sus

devanados. Este hecho impide emplear refrigerantes que ataquen al cobre, por

ejemplo el amoníaco y por supuesto emplear refrigerantes del tipo HC.

Como se ha comentado antes, este tipo de compresor se emplea en

instalaciones de reducido tamaño, y es corriente encontrarlo en refrigeradores

domésticos y aparatos de aire acondicionado. En estos casos se emplea una

excéntrica para transformar el movimiento rotativo del eje en un movimiento

alternativo en los pistones, debido a la reducción de espacio que permite este

sistema.

Fig. 5: Compresor alternativo hermético.

Este tipo de compresor está lubricado normalmente por chapoteo y,

solo en aplicaciones de tamaños considerables, este tipo de compresor puede

utilizar su propia bomba de lubricación. Las válvulas abren y cierran por

efecto de las presiones y constan de una lámina metálica fina que, como se ha

explicado anteriormente, solo tiene un sentido de apertura. El compresor




22

alternativo presenta altas vibraciones por lo que los apoyos de estos pequeños

compresores herméticos son elásticos.

- Compresores semiherméticos

Son compresores que funcionan con potencias superiores. En este caso

la carcasa no está completamente soldada sino que la estanqueidad se realiza

mediante tornillos y juntas. Estas características dotan a este tipo de

compresor de una mayor mantenibilidad con respecto a su homólogo de

menor tamaño. El mantenimiento en este caso es más económico que la

restitución.

Fig. 6: Compresor alternativo semihermético.

Este compresor presenta como similitud con el compresor hermético

que el refrigerante, también circula por los devanados del motor eléctrico y

que las válvulas son del mismo tipo. En cambio, al tratarse de un compresor

de mayor tamaño la lubricación suele ser realizada por bomba con tal que el

aceite acuda de manera eficiente a todos los elementos que están sujetos a

fricción: cojinetes, bielas, pistones, etc. Como en un motor alternativo, el

aceite después de realizar sus funciones lubricantes cae al cárter para entrar

en un filtro antes de pasar de nuevo por la bomba. Otra diferencia es la

transmisión de movimiento, en estos casos puede darse tanto por excéntrica,

en las aplicaciones de menor tamaño, como por cigüeñal.




23

- Compresores abiertos

Los compresores abiertos se utilizan en aplicaciones de alta potencia

por lo que presentan un tamaño superior a los dos anteriores. El compresor

abierto recibe su nombre de la característica que motor y compresor están

separados y unidos por un eje con sus respectivos sistemas de sellado. El

refrigerante por tanto no circula por los devanados del motor por lo que este

compresor permite un mayor abanico de fluidos de refrigeración, como por

ejemplo el R717 que no puede ser utilizado en los dos anteriores.

El movimiento alternativo se da por cigüeñal debido a que, en este

caso, el espacio no supone una limitación y a que se necesitan sistemas más

robustos de transmisión de movimiento. Las revoluciones del compresor

pueden variarse mediante platos de correas unidos eje al motor, la variación

de diámetro de plato conllevará a una variación de velocidad de giro en el

cigüeñal. Las válvulas en este caso funcionan con muelles, de manera similar

a los motores alternativos comunes. La lubricación en estos casos es por

bomba.

Fig. 7: Compresor alternativo abierto.




24

2.3.- COMPRESORES EXCEPCIONALES

En este apartado se incluyen algunos compresores creados que, o no se

pueden incluir en ninguno de los dos grupos anteriores o poseen cualidades de ambos

tipos. Es el caso del compresor tipo ‘G’ o del compresor ‘Comprex’.

- Compresor tipo ‘G’

Otro de los compresores mecánicos volumétricos más conocidos es

el compresor G, un complicado (de visualizar al menos) sistema de

sobrealimentación de motores. En él existe un circuito fijo en la carcasa y un

circuito móvil, ambos en forma de espiral, siendo el móvil el que arrastra la

polea del compresor.

El aire entra por una toma situada en la zona más externa de la

carcasa. Ahí el aire queda atrapado por el movimiento excéntrico del circuito

móvil entre la pared de ese y la pared del circuito fijo. El circuito móvil no

gira, oscila de forma orbital, formando sucesivas bolsas de aire entre las

paredes de los circuitos, bolsas que a medida que van avanzando por el

laberinto del compresor G ven reducido el volumen disponible y aumentando

con ello la presión.

El aire entraría por la parte externa y saldría por el centro. Estos

compresores son bastante complejos en su fabricación, aunque tienen pocas

partes móviles y en teoría son bastante fiables.

Actualmente ningún fabricante de coches los monta, aunque sí que

existen fabricantes de este tipo de compresores, como Handtmann. Hace unos




25

años Volkswagen equipaba a algunos de sus motores con estos compresores

G, como los que montaban los Polo, Golf o Corrado G40 y G60.

Fig. 8: Esquema de compresor tipo G.

- Compresor Comprex

El comprex aprovecha las ventajas del turbocompresor y del

compresor volumétrico para hacer una maquina más eficaz en un principio,

aunque también tiene sus inconvenientes. Transfiere la energía entre los gases

de escape y el aire de alimentación por medio de unas "ondas de presión"

generadas entre las finas paredes radiales de un tambor, que gira gracias a una

conexión directa con el cigüeñal. Combina, por lo tanto, el funcionamiento de

un turbocompresor al aprovecharse de la energía de los gases de escape del

motor, si bien el accionamiento de su rotor solo requiere una parte muy

pequeña de potencia del motor para el mantenimiento del proceso de las

"ondas de presión". Este tipo de compresor funciona muy bien en los motores

Diésel, pero presenta desventajas como su complejidad mecánica

funcionamiento ruidoso y costes de fabricación.




26

Fig. 9: Esquema de compresor Comprex.

El rodete celular del comprex es accionado por el cigüeñal del motor a

través de correas trapezoidales. Para reducir el ruido, las ranuras del rodete

son de distintos tamaños. El rotor gira dentro de un cuerpo cilíndrico, en cuya

cara frontal desembocan los conductos de aire y de gases de escape, y además

de entrada de aire a baja presión y el aire a alta presión por un lado, y el gas

de escape a alta presión y la salida de gas a baja presión por el otro lado.

El rodete lleva cojinetes flotantes. Los cojinetes se encuentran en el lado del

aire. Está conectado al circuito del aire del motor.

El comprex resulta de tamaño bastante grande, y es accionado por el

cigüeñal a través de una correa. Esto hace que la ubicación del comprex en el

motor sea muy difícil.

Otra desventaja de este sistema de sobrealimentación es que su precio

es dos o tres veces mayor que el de un turbocompresor equivalente. También

presenta un silbido agudo durante las aceleraciones que lo hace molesto. El

contacto de los gases de escape con el aire de admisión provoca que aumente

la temperatura del aire que entra en los cilindros por lo que baja el

rendimiento del motor.




27

Capítulo 3

DESCRIPCIÓN DEL MODELO

El compresor objeto del proyecto consiste en un rotor que gira en el interior

de un estator. El rotor es arrastrado por un cigüeñal que recibe la potencia necesaria

para realizar la compresión a través de una transmisión desde el propio motor de

combustión.

El movimiento del rotor es epicicloidal ya que gira concéntrico con una parte

del cigüeñal que a su vez está descentrada con respecto al eje de giro del cigüeñal,

por lo que el rotor gira sobre sí mismo a la vez que se traslada en el espacio.

Debido a este movimiento, y empleando las relaciones de engranajes

adecuadas, se consigue que los vértices del rotor describan todos la misma

trayectoria, tal y como se explicará más adelante.

Cabe destacar que la cinemática de este compresor es similar a la del motor

de combustión tipo ‘Wankel’, pero con importantes ventajas con respecto a este. El

problema fundamental del motor Wankel reside en que tiene un consumo de aceite

muy elevado debido a la enorme fricción que se produce entre los segmentos del

rotor y la cara interna del estator.

Esta fricción es debida a que los segmentos que separan las cámaras de

combustión son presionados por unos potentes muelles que garantizan que el

segmento está siempre en contacto con la cara interna del estator. La necesidad de

utilizar estos muelles se muestra en la siguiente imagen:




28

Fig. 10: Motor Wankel.

La forma del estator incluye dos puntos de inflexión en los que se invierte la

curvatura de la cara interna de este. Esto supone que, debido a las fuerzas de inercia

que aparecen cuando el rotor gira, los segmentos tiendan a separarse del estator en

esos puntos de inflexión. Para evitar que los segmentos se separen y la estanqueidad

entre cámaras desaparezca ha de recurrirse a los muelles antes mencionados, que son

capaces de vencer la inercia de los segmentos. Por otro lado, los muelles siguen

empujando los segmentos contra la pared del estator una vez se han superado los

puntos de inflexión, y es esto lo que provoca la necesidad de una lubricación

anormalmente alta.

En la solución que se propone en este proyecto se ha conseguido eliminar este

problema. Se observó que, independientemente del número de lados que formen el

rotor, si se aumenta el radio de la circunferencia circunscrita de dicho rotor hasta

unos valores adecuados, la curva que da forma a la cara interna del estator se va

Puntos de

inflexión

del estator




29

suavizando, llegando en cierto momento a desaparecer los mencionados puntos de

inflexión.

Para ilustrar esto, se utilizarán varios valores del número de lados y del radio

del rotor:

3 Lados

4 Lados

5 Lados

Fig. 11: Posibles configuraciones de rotor.

A continuación se muestran una serie de ejemplos con diferentes

configuraciones que demuestran la desaparición del punto de inflexión en las curvas

que generan los vértices de cada rotor:

3 Lados y radio de 20 mm

-30

-20

-10

0

10

20

30

-30 -20 -10 0 10 20 30


-60

-40

-20

0

20

40

60

-60 -40 -20 0 20 40 60




30


-60

-40

-20

0

20

40

60

-60 -40 -20 0 20 40 60


-100

-80

-60

-40

-20

0

20

40

60

80

100

-100 -50 0 50 100


-100

-80

-60

-40

-20

0

20

40

60

80

100

-100 -50 0 50 100


-150

-100

-50

0

50

100

150

-150 -100 -50 0 50 100 150

Fig. 12: Posibles configuraciones de curvas del estator.

En las trayectorias que recorren los segmentos situados en los vértices del

rotor al moverse este de forma epicicloidal se puede observar que los puntos de

inflexión desaparecen. Debido a esto, la fuerza centrífuga derivada del giro del rotor

que actúa sobre los segmentos empuja a estos contra la cara interna del rotor en todo

momento, por lo que se elimina la necesidad de utilizar los muelles y los segmentos

pueden ser autocerrantes. Esto reduce en gran medida las pérdidas por fricción en el

compresor.




31

3.1.- DESCRIPCIÓN DEL MOTOR RENAULT

Como se ha explicado anteriormente, este proyecto se plantea con el objetivo

de buscar una solución diferente a la propuesta por Renault para sobrealimentar el

motor de combustión desarrollado por ellos mismos.

El motor en cuestión se trata de un bloque de dos cilindros con una cilindrada

total de 730 cm3. La distribución cuenta con 4 válvulas por cilindro, 2 de admisión y

2 de escape. Se han hecho dos desarrollos diferentes, uno cuenta con una potencia

máxima de 35 kW y un par máximo de 112 Nm, mientras que el otro desarrollo logra

una potencia máxima de 45 kW con un par máximo de 145 Nm. Ambos motores

funcionan a un régimen máximo limitado a 4000 rpm.

En lo referente a la alimentación de aire, la sobrealimentación en el motor de

45 kW debe realizarse a una presión absoluta de 4 bares, para conseguir el

rendimiento óptimo. La solución propuesta por Renault para realizar la

sobrealimentación consiste en utilizar simultáneamente un turbocompresor de

geometría variable y un compresor volumétrico tipo ‘Roots’.

La disposición se realiza colocando en primer lugar el turbocompresor que,

accionado por los gases de escape, realiza una primera compresión del aire.

Posteriormente el aire circula por un intercambiador de calor que lo refrigera hasta

una temperatura próxima a la del ambiente. A continuación, el aire se dirige al

compresor volumétrico que realiza una segunda compresión, elevando la presión del

aire nuevamente. Finalmente, antes de entrar el aire en los cilindros, circula por otro

intercambiador de calor que vuelve a disminuir su temperatura, aumentando así el

rendimiento en la compresión. Este sistema de sobrealimentación empleado por

Renault se muestra en la siguiente figura:




32

Fig. 13: Sistema de sobrealimentación del motor.

Sin embargo, Renault afirma que existen varias dificultades con las que han

tenido que lidiar durante el desarrollo del proyecto. Algunas son la excesiva

velocidad de apertura y cierre de las válvulas, que tienen un recorrido similar a las de

los motores de 4 tiempos, pero lo deben completar en casi la mitad del tiempo, o el

hecho de que la biela trabaja en todo momento a compresión. Esto es algo

característico de todos los motores de 2 tiempos, y dificulta la lubricación de los ejes

de la biela.

Sin embargo, la dificultad encontrada en el proceso de sobrealimentación es

la importante para este proyecto. Renault afirma que no existe ningún compresor con

una durabilidad suficiente para realizar la sobrealimentación. Tuvieron que utilizar lo

que había en el mercado (turbocompresor y compresor volumétrico) para intentar

realizar una compresión en dos etapas, pero el aire a la entrada del motor tenía una

temperatura muy elevada y se perdía rendimiento en la combustión del motor.

Compresor

volumétrico

Turbocompresor

Refrigerador

intermedio




33

3.2.- CINEMÁTICA DEL COMPRESOR

Como ya se ha mencionado antes, el funcionamiento del compresor está

basado en un movimiento de tipo epicicloidal del rotor dentro del estator. Para

conseguir este movimiento se requiere que el eje de giro del rotor se traslade en el

espacio, de tal forma que gire excéntricamente con respecto al eje común del

cigüeñal y el estator.

Además, tiene que existir un engranaje entre el rotor y el estator que

proporcione la relación de velocidades adecuada para lograr que cada vértice del

rotor recorra el mismo recorrido en cada vuelta.

La disposición que deben tener los componentes se muestra en la siguiente

imagen:

Fig. 14: Disposición del rotor, el estator y el cigüeñal.

Parte 2

Rotor

Cigüeñal Estator

Parte 1




34

Se observa que la parte del cigüeñal marcada como 1 es concéntrica con el

estator, mientras que la parte marcada como 2 es concéntrica con el rotor. Así,

cuando el cigüeñal gira, traslada al rotor, y utilizando un piñón fijo al estator que

engrane con una corona fija al rotor, se consigue que el rotor gire a la vez sobre su

propio eje.

En el siguiente esquema se puede apreciar la disposición de los engranajes así

como de los componentes del compresor:

Fig. 15: Esquema de los engranajes del compresor.

De esta forma, se podría representar el conjunto rotor – estator como en la

siguiente figura, donde se muestran los valores definitivos del compresor diseñado:

Fig. 16: Geometría del movimiento epicicloidal.

Piñón

Estator

Corona

Rotor

Cigüeñal

Descentramiento

de 5 mm

Centro

Rotor

Centro

Estator

Vértice

Rotor




35

El valor de 5 mm de la figura se refiere al descentramiento entre el rotor y el

estator. Por otro lado, el valor del radio del rotor utilizado es 124 mm debido a que

era el mínimo que garantizaba la no aparición de puntos de inflexión en la trayectoria

curva recorrida por los vértices.

El valor de los ángulos representa la velocidad de giro de cada elemento. Así,

si el ángulo de giro del rotor es α y el del cigüeñal es 5α, significa que el cigüeñal

gira 5 veces más rápido que el rotor, cada uno sobre sus respectivos ejes de giro.

El valor proporcional entre las velocidades de giro no es arbitrario, sino que

se deduce de plantear la siguiente hipótesis: para garantizar que todos los vértices del

rotor siguen la misma trayectoria se debe cumplir que, cuando el cigüeñal da una

vuelta completa, el rotor haya girado tal ángulo que los vértices ocupen la misma

posición que ocupaban sus respectivos vértices antecesores antes del giro del

cigüeñal.

Por este motivo, al ser un rotor pentagonal en este caso, la proporción entre la

velocidad del cigüeñal y la del rotor debe ser de 5 a 1. De esta manera se cumple la

hipótesis descrita anteriormente, y se consigue que todos los vértices sigan la misma

trayectoria:

-150

-100

-50

0

50

100

150

-150 -100 -50 0 50 100 150

Fig. 17: Trayectoria recorrida por los vértices del rotor.




36

Esta trayectoria se puede calcular de forma matemática planteando una

ecuación para cada coordenada de la posición de un vértice. Empleando la notación

utilizada en el dibujo de la geometría del movimiento, las ecuaciones de la posición

del punto serían las siguientes:

( ) ( )

( ) ( )

Siendo α el ángulo girado por el rotor sobre su eje, cuando el rotor ha girado

una vuelta completa (α = 360°), y por consiguiente el cigüeñal ha girado 5 vueltas,

los vértices del rotor vuelven a ocupar la posición inicial, y la trayectoria se cierra.




37

3.3.- CICLO DE COMPRESIÓN

Como ya se ha mencionado antes, el ciclo de compresión que se propone

utilizar se trata de una compresión de doble etapa con refrigeración intermedia en un

intercooler y con otra refrigeración a la salida de la segunda etapa de compresión,

antes de entrar en el motor. En la siguiente figura se muestra una representación

esquemática del ciclo:

Fig. 18: Esquema del proceso de compresión.

Se ha pensado el proceso procurando aumentar el rendimiento en la mayor

medida posible. Aparte de la reducción de las pérdidas mecánicas que ya se ha

comentado disminuyendo la fricción entre los segmentos y el estator, se ha intentado

plantear una serie de refrigeraciones intermedias para aumentar la densidad del aire

durante el ciclo.

Comprimir un gas implica un aumento de la temperatura del mismo, por lo

que aumenta también el volumen que ocupa para una misma presión. Este aumento

de volumen se traduce en una pérdida de densidad debido a la temperatura y, por

tanto, una masa de aire menor. Esta variación se puede expresar de la siguiente

forma:

(

)

El índice ‘n’ se refiere al tipo de compresión realizada. Esta puede ser

isoterma (caso ideal, n = 1), adiabática (n = γ = 1,4 para el aire) y refrigerada (n =

1,25 generalmente). En la siguiente figura se muestra una comparativa entre los

distintos tipos de compresión:

1ª ETAPA

INTER COOLER

2ª ETAPA

INTER COOLER

MOTOR




38

0

50000

100000

150000

200000

250000

300000

350000

400000

450000

0 0,0002 0,0004 0,0006 0,0008 0,001 0,0012 0,0014 0,0016

Pre

sió

n (

Pa)

Volumen (m3)

Refrigerada

Isoterma

Adiabática

Fig. 19: Tipos de compresión.

La compresión isoterma representa el estado ideal en el que la temperatura

del aire no varía durante la compresión. Es el caso en el que se necesita la mínima

energía para elevar la presión del aire de 1 a 4 bares.

Sin embargo, la compresión refrigerada no debe confundirse con, por

ejemplo, enfriar el aire en un intercooler entre dos compresiones. Se refiere a una

refrigeración durante la compresión, es decir, el aire cede calor al exterior mientras la

presión aumenta.

En el caso concreto del compresor del proyecto se ha diseñado el estator con

unas cavidades por las que circulará agua, creando una camisa alrededor de la

cámara de compresión que retirará parte del calor generado durante la compresión.

Esto permite que la curva politrópica que representa el proceso se calcule utilizando

el índice de la compresión refrigerada n = 1,25. Además aumenta el rendimiento de

la compresión tal y como se puede ver en el gráfico anterior.




39

3.4.- COMPONENTES DEL COMPRESOR

Los componentes necesarios para el correcto funcionamiento del compresor

son los que se han diseñado en este proyecto. También existen otros componentes

que no son objeto de diseño, si bien se han seleccionado entre la variedad existente

en el mercado siguiendo criterios concretos para garantizar su correcto

funcionamiento.

Los componentes que forman el compresor, y que se han diseñado en este

proyecto son los siguientes:

Estator

Rotor




40

Cigüeñal

Tapa Estator

Segmentos

Tabla 1: Componentes del compresor.

Todos los componentes diseñados para minimizar en la medida de lo posible

el material. De esta forma se ha utilizado el espesor de material mínimo que




41

garantiza una resistencia mecánica suficiente frente a los esfuerzos a los que se verán

sometidos los componentes. Estos esfuerzos serán producidos tanto por la rotación

del compresor como por las diferentes presiones que este genere.

También se han diseñado ciertos componentes de tal forma que la flecha

máxima de la pieza sometida a los esfuerzos correspondientes no sea demasiado

elevada, ya que esto puede provocar problemas en el funcionamiento. Como ejemplo

de esto se pueden ver unos refuerzos en el rotor que, si bien no son necesarios para

que en la pieza no se supere el límite elástico del material, reducen la flecha máxima

considerablemente. Este refuerzo se muestra en la siguiente imagen:

Fig. 20: Refuerzo del rotor.




42

3.5.- ELEMENTOS ADICIONALES

En este apartado se incluye la descripción de los elementos que son

necesarios para que el compresor funcione correctamente, pero que no se han

diseñado específicamente, bien porque son elementos comercializados o bien porque

no era objetivo de este proyecto el diseñarlos.

- Intercambiador de calor (Intercooler)

El intercambiador de calor es un elemento fundamental en la

compresión porque de él depende la eficiencia del proceso. Se necesita un

intercooler capaz de refrigerar con el mayor rendimiento posible para

minimizar las pérdidas de energía debidas al calentamiento del aire durante la

compresión.

Como no era objeto del proyecto diseñar un intercambiador de calor

específico para esta aplicación, se buscó información sobre diversas

posibilidades a considerar. El refrigerador debía funcionar enfriando aire,

bien mediante aire más frío o bien mediante agua. Se eligió uno que enfriase

mediante agua debido a que su calor específico contribuye a aumentar la

eficiencia del intercambiador.

A continuación se muestra una imagen del intercambiador utilizado

como referencia para el proyecto:




43

Fig. 21: Intercambiador de calor aire – agua.

Finalmente se eligió como referencia un intercooler utilizado para

refrigerar el aire comprimido por un compresor volumétrico instalado en un

vehículo tipo pick – up. Aparte de que la aplicación es similar a la del

proyecto, se eligió este intercambiador debido a que los parámetros de

funcionamiento en la aplicación original eran parecidos a los empleados en

este proyecto.

Fig. 22: Parámetros de funcionamiento del intercooler.




44

En la tabla anterior se muestran los parámetros de funcionamiento más

importantes en la aplicación original. Cabe destacar algunos que guardan

similitud con los parámetros del proyecto y que, por tanto, permiten utilizar

este intercambiador como referencia, fundamentalmente el gasto másico de

aire. Dichos parámetros son los siguientes:

Parámetro Original Proyecto

Gasto másico 0.27856 kg/s 0.2176 kg/s

Presión atmosférica 101325 Pa 100000 Pa

Caudal a P. ambiente 130 l/s 186 l/s

Temperatura ambiente 298 K 298 K

Tabla 2: Parámetros fundamentales del intercooler.

Otro aspecto importante es que se disponen de las temperaturas de

entrada y salida tanto del aire como del agua, además de las potencias

intercambiadas, por lo que se puede evaluar de forma aproximada la

eficiencia del intercambiador de calor.

Por otro lado, el tamaño del intercambiador es ideal para utilizarlo en

un vehículo. Sus dimensiones son 303x140x78 mm y su peso es reducido

dado que está hecho de aluminio y está repleto de cavidades y conductos en

su interior.

El resto de los datos disponibles del intercambiador de calor utilizado

como referencia se muestran en el apartado de ANEXOS.




45

- Depósito intermedio (Vejiga)

El depósito intermedio se debe utilizar para uniformizar el flujo de

aire entre la primera y la segunda etapa, así como para absorber los picos de

presión que se generan por el desfase entre cada compresión.

Debido a la disposición de las cámaras de compresión y a la

cinemática del compresor, se producen un total de 15 compresiones en la

etapa de baja presión por cada vuelta del rotor. Sin embargo, cada

compresión se produce en un momento diferente al del resto de las

compresiones, por lo que se genera una curva de presión parecida a la de la

siguiente figura:

0

50000

100000

150000

200000

250000

300000

350000

0 0,005 0,01 0,015 0,02 0,025 0,03 0,035 0,04

Pre

sió

n (

Pa)

Tiempo (s)

Presión

Presión

Fig. 23: Presión de impulsión de la etapa de baja presión.

Como se ve en la figura, cuando el compresor gira a máxima

velocidad (8000 rpm), el rotor da una vuelta cada 0,0375 segundos, lo que

significa que realiza una compresión en baja presión cada 0.0025 segundos

aproximadamente.




46

El depósito intermedio es capaz de absorber esos picos de presión

uniformizando el flujo a la salida del mismo, lo que supone que el proceso se

asemeja en mayor medida a un sistema en régimen permanente, que es mucho

más fácil de estudiar y de modelar matemáticamente.

A modo de ilustración, se puede ver el tipo de vejiga que se debería

utilizar en la siguiente imagen, aunque no se ha elegido una concreta porque

no era uno de los objetivos de este proyecto:

Fig. 24: Depósito intermedio.

- Rodamientos

Para que el compresor funcione de forma correcta es necesario el uso

de rodamientos que reducen la fricción entre componentes y ayudan a repartir

los esfuerzos mecánicos entre los diversos componentes. Todos los

rodamientos que se requieren están colocados entre el cigüeñal y algún otro

componente, tal y como se muestra en la siguiente imagen:




47

Fig. 25: Disposición de los rodamientos.

Por un lado, para permitir la rotación libre del rotor con respecto al

cigüeñal, es necesario emplear rodamientos. En este caso se necesitan dos

colocados de forma simétrica con respecto al rotor, por lo que se compensan

los esfuerzos derivados del giro y aumenta la estabilidad del conjunto.

Fig. 26: Rodamientos del rotor.

Rotor

Cigüeñal




48

Se han seleccionado estos rodamientos del catálogo de la tienda RS

Components (http://es.rs-online.com/web/). Los rodamientos seleccionados

son los más baratos que hay, pero que cumplen los requerimientos necesarios

para el funcionamiento correcto del compresor.

Se ha elegido un rodamiento de bolas con ranura profunda, con un

diámetro interno de 30 mm, un diámetro externo de 62 mm, y una anchura de

16 mm (Referencia en RS: 619-0676). El precio unitario de este rodamiento

es de 6.47 €.

El resto de rodamientos se sitúan entre el cigüeñal y las partes fijas del

compresor, como son la tapa del estator o el propio estator. De esta forma

puede existir giro relativo entre estos componentes. Se deben colocar dos

rodamientos de forma simétrica en el conjunto, uno entre el cigüeñal y el

estator y el otro entre el cigüeñal y la tapa. De esta forma se consigue la

misma estabilidad comentada en los rodamientos del rotor.

Adicionalmente, se debe colocar un tercer rodamiento entre el

cigüeñal y la tapa, justo a la altura del piñón que engrana con la corona del

rotor. Este rodamiento absorbe los esfuerzos que se puedan transmitir en el

engranaje (que no deben ser muy elevados) y mejora el comportamiento

mecánico del cigüeñal debido a que se coloca muy próximo a una de las

secciones más cargadas de este, absorbiendo parte de los esfuerzos.

http://es.rs-online.com/web/




49

Fig. 27: Rodamientos de las partes fijas.

Se han seleccionado estos rodamientos también del catálogo de la

tienda RS Components (http://es.rs-online.com/web/). Los rodamientos

seleccionados son los más baratos que hay, pero que cumplen los

requerimientos necesarios para el funcionamiento correcto del compresor.

Para los rodamientos colocados de forma simétrica se ha elegido un

rodamiento de bolas con ranura profunda, con un diámetro interno de 40 mm,

un diámetro externo de 90 mm, y una anchura de 23 mm (Referencia en RS:

619-0749). El precio unitario de este rodamiento es de 15.45 €.

El rodamiento colocado a la altura del piñón es un rodamiento de

rodillos sin aro interior, con un diámetro interno de 18 mm, un diámetro

externo de 26 mm, y una anchura de 16 mm (Referencia en RS: 513-935). El

precio unitario de este rodamiento es de 14.94 €.

Estator

Cigüeñal

Tapa Estator

Piñón

http://es.rs-online.com/web/




50

3.6.- PROTOTIPO

Se ha realizado un prototipo no funcional a escala del compresor diseñado.

Este prototipo se ha fabricado en plástico utilizando una impresora 3D de deposición

por hilo fundido.

Realizar un prototipo da valor al proyecto y es útil por varias razones. Permite

comprobar que el diseño es correcto y que todas las piezas encajan y se pueden

montar tal y como se han pensado. Por otro lado, si el prototipo se realiza

adecuadamente, se puede comprobar que la cinemática diseñada es correcta y que

gira como se esperaba. Además permite una visualización del funcionamiento mucho

más ilustrativa.

Para realizar el prototipo es necesario modificar algunas dimensiones del

compresor original, pero estas no deben afectar al funcionamiento. También es

conveniente utilizar algunos elementos adicionales como rodamientos.

El prototipo se ha realizado a escala 1:2 porque algunas piezas eran

demasiado grandes para la máquina que está disponible en la universidad, ya que la

bandeja que utiliza es de 250x250 mm. Por otro lado, hacer el prototipo a escala 1:2

significa que el volumen de las piezas disminuye en 8 veces, lo cual es importante

para reducir el coste del material empleado para el prototipo.

Además se necesitan rodamientos para el prototipo, pero estos deben ser

diferentes a los elegidos para el modelo real debido al cambio de escala. Como no

están disponibles rodamientos de cualquier tamaño, es necesario adaptar algunas

dimensiones de las piezas del prototipo a los tamaños de rodamiento disponibles.




51

Los rodamientos seleccionados son los siguientes, teniendo en cuenta el

precio como criterio de elección, y procurando que las dimensiones fuesen similares

a las correspondientes del modelo a escala:

- Para el rotor se ha elegido un rodamiento de bolas con ranura profunda, con

un diámetro interno de 15 mm, un diámetro externo de 32 mm, y una anchura

de 9 mm (Referencia en RS: 619-0238). El precio unitario de este rodamiento

es de 2.59 € y se necesitan dos unidades.

- Para el cigüeñal se ha elegido un rodamiento de bolas con ranura profunda,

con un diámetro interno de 20 mm, un diámetro externo de 42 mm, y una

anchura de 12 mm (Referencia en RS: 286-7631). El precio unitario de este

rodamiento es de 5.20 € y se necesitan dos unidades.

- Para la tapa del estator se ha elegido un rodamiento de rodillos sin anillo

interno, con un diámetro interno de 10 mm, un diámetro externo de 14 mm, y

una anchura de 10 mm (Referencia en RS: 513-862). El precio unitario de

este rodamiento es de 4.10 € y se necesitan dos unidades.

Las dimensiones que se han modificado en el prototipo con respecto al

modelo original son el diámetro del rotor en el que apoyan los rodamientos y el

diámetro del cigüeñal en la parte descentrada, entre otros. También se han

modificado algunos espesores de las piezas que al reducir la escala eran demasiado

estrechos y no iban a imprimirse de forma correcta o podrían romperse fácilmente.




52




53

Capítulo 4

DIMENSIONADO DE LA SECCIÓN DEL COMPRESOR

Para poder definir los volúmenes que intervienen en el proceso de compresión

(volumen desplazado, volumen perjudicial…) hay que diseñar por un lado el estator

y por otro el rotor y los segmentos.

Esta parte del proyecto es fundamental ya que va a determinar el rendimiento

volumétrico del compresor en cada una de sus etapas. También influye en el caudal

de aire por revolución. Por tanto, influye de forma indirecta en la potencia indicada

del compresor y en el régimen de giro. Un buen diseño de la sección del compresor

permite conseguir un buen rendimiento global de la máquina.




54

4.1.- DISEÑO DEL ESTATOR

El diseño del estator se basa en la cinemática del compresor. Así, la cara

interna del estator donde se forman las cámaras de compresión queda delimitada por

el recorrido de los vértices del rotor.

Suponiendo inicialmente el rotor como un pentágono regular, al hacerlo girar

epicicloidalmente tal y como se describe en el apartado de la cinemática del

compresor, se obtiene lo siguiente:

Fig. 28: Trayectoria de los vértices del rotor.

En azul se muestra la trayectoria que describen los vértices al girar, por tanto

esa debe ser la forma del interior del estator. Se obtiene el siguiente resultado:




55

Fig. 29: Curva del estator.

A continuación es necesario comprobar si la curvatura del estator tiene puntos

de inflexión o es continua a lo largo de toda la trayectoria. En caso de existir puntos

de inflexión, se debe aumentar el radio del rotor hasta que éstos desaparezcan.

Con un radio del rotor de 124 mm y un descentramiento de 5 mm se

consiguen eliminar los puntos de inflexión, tal y como se muestra en la siguiente

imagen:

Fig. 30: Curvatura del estator.




56

En la imagen se observa que en las zonas donde aparecen los puntos de

inflexión el radio de curvatura tiene un valor muy elevado, 3842.2 mm. Esto

significa que la superficie es prácticamente plana, pero mantiene una ligera curvatura

en el sentido del resto de la superficie.

Fig. 31: Superficie útil del estator.

La superficie interior del estator disponible a priori es la marcada en azul en

la figura, con un valor de 474.74 cm2. Evidentemente esta superficie se verá reducida

en gran medida cuando se incluya el rotor.

Por tanto, la forma del estator queda delimitada por la siguiente curva,

expresada en forma paramétrica (donde α es el ángulo de giro del rotor sobre su eje):

( ) ( )

( ) ( )




57

4.2.- DISEÑO DEL ROTOR Y LOS SEGMENTOS

El diseño del rotor se realiza de forma simultánea con el estator. Aparte del

número de lados del polígono regular que da forma al rotor, que son 5 lados en este

caso, es necesario definir la distancia de los vértices al centro del polígono. Esta

distancia se define comprobando que la trayectoria que siguen los vértices no tiene

puntos de inflexión, para lo que hay que comprobar la curvatura del estator.

Tras varias pruebas con varias distancias se observó que para un radio del

pentágono de 124 mm no se generaban dichos puntos de inflexión.

Fig. 32: Configuración inicial del rotor.

Al incluir el rotor en el interior del estator, el área disponible para la

compresión se reduce considerablemente, tal y como se muestra en la siguiente

figura:




58

Fig. 33: Área útil incluyendo el rotor.

La superficie resultante, marcada en color azul en la imagen anterior, es de

121.72 cm2.

A continuación se deben crear los alojamientos de los segmentos. Estos se

sitúan en los vértices para que al girar mantengan un contacto permanente con la cara

interna del estator, siguiendo la trayectoria que siguen los vértices del rotor

originalmente. Esto permite separar las diferentes cámaras de compresión y que éstas

sean estancas.

También se ha considerado a la hora de diseñar el alojamiento de los

segmentos que se puede producir el fenómeno conocido como acuñamiento. Esto es

que, debido al rozamiento durante el giro, el segmento podría “clavarse” en la cara

interna del estator, con graves consecuencias para el compresor. Para evitarlo,

simplemente se ha diseñado el alojamiento girado 5° con respecto a la vertical hacia

el lado opuesto al sentido de giro.




59

En la siguiente imagen se muestra un alojamiento colocado sobre uno de los

vértices del rotor:

Fig. 34: Hueco del segmento en el vértice.

Suponiendo que el rotor gira en sentido anti-horario, se observa la colocación

del alojamiento descrita.

En cuanto a las dimensiones del alojamiento, se han definido para un

segmento de 2 mm de ancho y 10 mm de alto, pero deben existir holguras con

respecto al alojamiento para que el aire de las cámaras empuje a los segmentos a su

posición, de modo que estos sean autocerrantes debido a las presiones del aire a un

lado y a otro. El alojamiento también debe permitir que el segmento se deslice arriba

y abajo para que pueda mantener el contacto en todo momento con la cara interna del

estator.

A continuación se debe reducir el volumen perjudicial para conseguir un buen

rendimiento volumétrico. Esto implica añadir material en los laterales del rotor y, por

tanto, perder área útil para la compresión, pero es necesario para aumentar la relación




60

de compresión volumétrica, puesto que sino no es posible alcanzar las presiones

requeridas.

El proceso de adición de material al rotor se ha llevado a cabo realizando

pruebas, pues debido a la cinemática del conjunto el material añadido en una

posición puede ser demasiado en otra posición. Así pues, es necesario comprobar que

no se producen choques entre rotor y estator cada vez que se realiza una

modificación, y por este motivo no se ha podido optimizar la curva creada en los

laterales del rotor.

Se ha optado por crear una curva de radio variable que se adapte lo mejor

posible al contorno del estator:

Fig. 35: Perfilado de los laterales del rotor.

Los valores de los radios se deben a que se ha buscado que todas las curvas

sean tangentes entre ellas, cosa que no era posible si se imponían los radios

previamente. En la imagen también se aprecia una línea que representa el eje de

simetría de la curva, a partir de la cual se ha creado la otra parte del lateral del rotor.




61

Utilizando esta configuración se obtiene el rotor con el contorno final

diseñado:

Fig. 36: Área útil disponible final.

El área útil disponible tras añadir las formas redondeadas a los laterales se

reduce considerablemente, siendo de 53.33 cm2.

Ya se pueden conocer las áreas útiles en el proceso de compresión. La

relación de compresión volumétrica ha aumentado, alcanzando los valores adecuados

para que el compresor funcione correctamente:

El área mínima, o área perjudicial, se obtiene siempre que un vértice del rotor

esté situado sobre uno de los ejes de simetría del estator. De hecho, el volumen




62

mínimo se obtiene en el lateral opuesto a dicho vértice, tal y como se muestra en la

figura:

Fig. 37: Área mínima del compresor.

Se consigue un área mínima de 1.56 cm2, que determinará más adelante el

volumen perjudicial de las cámaras de compresión.

Por otro lado, el área máxima se alcanza cuando uno de los vértices se sitúa a

9° de uno de los ejes de simetría del estator. Estos 9° se calculan geométricamente a

partir del ángulo entre dos de los lados del pentágono (72°). La posición se muestra

en la siguiente figura:

Ejes de simetría

Área mínima




63

Fig. 38: Área máxima del compresor.

Se consigue un área máxima de 19.76 cm2, que determinará más adelante el

volumen desplazado de las cámaras de compresión.

Por tanto, la relación de compresión volumétrica (rc), así como el porcentaje

de volumen perjudicial frente al total (α) son los siguientes:

Se puede comparar el valor de α con el de los compresores “tradicionales”.

Habitualmente, para compresores pequeños, α = 10%, mientras que para

compresores medianos se consiguen α = 5-6%. Como este compresor podría

englobarse en ambos grupos dado el caudal de aire impulsado y sus dimensiones

externas, se puede concluir que el valor de α se encuentra en unos márgenes

adecuados.

Ejes de simetría

Área máxima




64




65

Capítulo 5

DIMENSIONADO VOLUMÉTRICO DEL COMPRESOR

Una vez definidas las superficies, hay que definir la dimensión de

profundidad para, de esta forma, obtener los volúmenes, que serán el producto de las

áreas calculadas por dicha profundidad, llamada de ahora en adelante “b”.

Para poder calcular b primero es necesario conocer ciertos datos del motor

que vamos a sobrealimentar, para conocer el caudal de aire que debe proporcionar el

compresor, que es el demandado por el motor en las condiciones más desfavorables

posibles, en este caso, a máximo régimen de giro.

En caso de querer utilizar este compresor para otras aplicaciones, como

pueden ser instalaciones de aire acondicionado, sería suficiente calcular el caudal que

demanda la aplicación, la presión del aire requerida, y proceder al cálculo de la

profundidad necesaria para ese caso concreto tal y como se muestra a continuación.

Los datos relevantes que debemos conocer del motor Renault son los

mostrados en la siguiente tabla:

Régimen de giro 4000 rpm

Cilindrada 730 cm3

Nº de tiempos 2 tiempos

Presión de alimentación 4 bares

Tabla 3: Parámetros de funcionamiento del motor.




66

También es necesario fijar unas condiciones de presión y temperatura

ambientales, en este caso se utilizará T = 298 K y P = 1 bar.

A continuación se calcula el caudal de aire que aspira el motor en las

condiciones descritas:

Por tanto, el motor debe aspirar 48.667 litros de aire a una presión de 4 bares.

Entonces el gasto másico aspirado, que se considerará constante durante todo el ciclo

(debido a que no se ve afectado por las condiciones de presión y temperatura en cada

punto) será el siguiente:

Una vez conocida la cantidad de aire que el compresor debe suministrar al

motor, se procede a calcular el aire que debe aspirar dicho compresor para satisfacer

la necesidad. Para ello se debe determinar el régimen de giro del compresor. Se ha

impuesto que el cigüeñal del compresor gire al doble de la velocidad de giro del

motor, es decir, a 8000 rpm. Por tanto, aplicando la relación de velocidades

calculada utilizando la fórmula de Willis (el rotor gira 5 veces más lento que el

cigüeñal) se obtiene que el régimen de giro del rotor sobre su eje es de 1600 rpm.

Primeramente se debe determinar el caudal de aire que el compresor debe

aspirar del ambiente para suministrar la cantidad de aire requerida. Para ello se

calcula el caudal de aire en las condiciones de presión y temperatura ambientes:




67

Una vez conocido el caudal aspirado, se determina el volumen de aire que el

compresor debe aspirar por cada revolución del rotor:

Donde V representa el volumen de aire aspirado en condiciones ambiente en

un giro completo del rotor.

A continuación se debe calcular el volumen de una cámara de compresión. Es

necesario considerar el hecho de que en el compresor se forman 4 cámaras

independientes, y para conseguir la variación de volúmenes necesaria para la

compresión de doble etapa se emplean 3 de las cámaras para realizar la compresión

de baja, mientras que la cuarta cámara se reserva para comprimir a alta presión.

Por otro lado, el funcionamiento del compresor muestra que por cada vuelta

del rotor se producen un total de 5 compresiones en cada cámara. Esto se debe a la

forma del rotor, ya que es un pentágono y cada lado de éste comprime aire en todas

las cámaras.

Por tanto, como se forman 4 cámaras de compresión y en cada una de ellas se

producen 5 compresiones por cada vuelta del rotor, se realizarán un total de 20

compresiones por vuelta. De estas 20 compresiones, 5 se realizan en la cámara de

alta y las otras 15 en la cámara de baja.

También es necesario conocer el volumen aspirado en cada cámara, el cual es

el volumen desplazado multiplicado por el rendimiento volumétrico de la

compresión de baja presión. Dicho rendimiento se calculará más adelante, pero el

valor obtenido es de 88.39 %, por lo que el volumen aspirado será:




68

De este modo, el volumen de aire que entra en una cámara de compresión y

sale de la misma será el volumen aspirado. Si el compresor debe aspirar 6978.41 cm3

por cada vuelta, y realiza 15 aspiraciones del ambiente por cada vuelta de rotor, la

dimensión de profundidad (b) queda determinada de la siguiente forma:

Por tanto el ancho del compresor será de 28.919 cm. Con esta dimensión

determinada, todos los volúmenes que intervienen en la compresión quedan

determinados:

En la siguiente imagen se puede observar la dimensión calculada en este

apartado:

Fig. 39: Anchura del compresor.




69

Capítulo 6

CICLO DE COMPRESIÓN

En este apartado se va a estudiar el ciclo de compresión propuesto para este

compresor. Se va a mostrar el proceso de cálculo de todas las temperaturas

importantes que intervienen en el ciclo, así como la presión intermedia del ciclo, es

decir, la presión a la que el aire sale de la primera etapa de compresión.

Como ya se ha descrito en el capítulo 3, en el modelo del ciclo de

compresión, el compresor funciona variando el volumen de unas cámaras para

conseguir un aumento de la presión del aire. Este aumento de presión se realiza en

dos etapas y enfriando el aire entre ambas y tras la segunda etapa para conseguir un

aumento del rendimiento del proceso. En la siguiente imagen se muestra un diagrama

simplificado del proceso:

1 2 3 4 5

Los números se han utilizado para distinguir los diferentes estados en el

proceso. Todas las referencias siguientes se harán en base a esta imagen.

En primer lugar, es necesario determinar las temperaturas en cada punto del

ciclo. Para ello se van a utilizar los datos del intercambiador de calor descrito en el

capítulo 3 para estimar las temperaturas del ciclo. No se puede asegurar que el

cálculo sea fiable puesto que los datos de la aplicación real del intercooler difieren de

los utilizados en este proyecto, pero si se puede estimar una eficiencia del

intercambiador de calor y aplicarla en este proyecto.

1ª ETAPA

INTER COOLER

2ª ETAPA

INTER COOLER

MOTOR




70

Para evaluar dicha eficiencia es necesario conocer algunos datos del

intercambiador, como son las temperaturas de entrada y salida tanto del aire enfriado

como del agua de refrigeración. En la aplicación real del compresor, la temperatura

de entrada del aire es de 140 °C, y sale del intercooler a 50 °C. Por otro lado, la

temperatura del agua a la entrada es de 34 °C, aumentando hasta 39.7 °C a la salida

del intercambiador. Las mediciones de las temperaturas se realizaron con una

temperatura ambiente de 25 °C.

La eficiencia del intercambiador de calor se puede expresar con la siguiente

fórmula:

De esta forma se puede evaluar la temperatura en los puntos 3 y 5 a partir de

las temperaturas de los puntos 2 y 4 respectivamente, utilizando la siguiente fórmula:

( )

Por otro lado, los datos de pérdidas de carga del intercambiador permiten

evaluar la presión del punto 3 a partir de la presión del punto 2:

También es necesario calcular la densidad del aire en cada uno de los puntos

del ciclo en función de las condiciones de presión y temperatura en cada caso. Se

utiliza la siguiente expresión:

Donde la R representa la constante universal de los gases, cuyo valor para el

aire es de 287 kJ/kg·K.




71

A continuación se plantean las ecuaciones del rendimiento volumétrico para

cada una de las etapas de la compresión:

Primera etapa:

[(

)

]

Segunda etapa:

[(

)

]

Para realizar el cálculo de las presiones se asume la siguiente hipótesis de

trabajo: Siendo el compresor un sistema funcionando en régimen permanente, la

masa de aire que discurre por el sistema será la misma en cualquier momento y en

cualquier punto de la máquina. Explicado de otra manera, si se considera el

compresor como un sistema abierto del que entra y sale aire, sin saber lo que ocurre

dentro, se puede asumir por el principio de conservación de la masa que la cantidad

de aire que entra al sistema es igual a la que sale del mismo.

Por tanto, en las fórmulas del rendimiento volumétrico se puede despejar e

igualar la masa de aire de cada etapa, quedando la siguiente expresión:

[( )

] [(

)

]

Donde se han agrupado ciertos términos en otros para simplificar la ecuación.

El 3 que multiplica a representa la relación entre e , es decir, la relación entre el

número de compresiones de la etapa I y de la etapa II por vuelta de rotor (15 a 5).

En esta ecuación las incógnitas son la presión del punto 2, la presión en el punto 3 y

la densidad también del punto 3. La presión en 4 es conocida debido a que se conocen las




72

pérdidas de presión en el intercambiador y la presión de alimentación del motor. Por tanto, si

se pretende que el aire entre al motor a 4 bares, la presión de salida del compresor será 4

bares sumados a las pérdidas que se producen en el intercambiador de calor, es decir,

4.02649 bares.

Por tanto, al tener tres incógnitas, se necesita un sistema de tres ecuaciones que

relacionen dichos parámetros entre sí para poder calcularlos. Dicho sistema es el siguiente:

[(

)

] [(

)

]

( )

En la primera ecuación, la densidad del punto 3 se debe expresar en función

de la presión y temperatura de ese punto. En la tercera ecuación se ha introducido

una nueva incógnita, la temperatura en el punto 2, que depende de la presión en el

punto 2, también desconocida. Basta con expresar la temperatura del punto 2 en

función de la presión en el punto 2, según la ecuación de la compresión politrópica:

( )

Finalmente, empleando las cuatro ecuaciones anteriores se calculan los

valores de presiones y temperaturas de los puntos 2 y 3, teniendo en cuenta los

valores del resto de parámetros que se muestran en la siguiente tabla:




73

Parámetro Descripción Valor

α Porcentaje de volumen perjudicial frente a

volumen total 0.0857

P1 Presión ambiente 100000 Pa

n Índice de compresión politrópica 1.25

Densidad del aire en condiciones ambiente 1.169 kg/s

P4 Presión del aire a la salida de la segunda

etapa de compresión 402649 Pa

Pérdidas de carga en el intercooler 2649 Pa

Eficiencia del intercooler 0.849

Temperatura del agua de refrigeración a la

entrada del intercooler 307 K

Tabla 4: Parámetros del ciclo de compresión.

Resolviendo el sistema se obtienen los siguientes valores para las condiciones

de presión y temperatura de los puntos 2 y 3:

P2 = 291652 Pa

T2 = 369,14 K

P3 = 289003 Pa

T3 = 316,38 K

A partir de estos valores es posible calcular las condiciones de presión y

temperatura de cualquier punto del ciclo. También es posible conocer el valor de los

rendimientos volumétricos de cada etapa y estimar la potencia indicada del




74

compresor, así como conocer la densidad del aire en cada punto, dato que se utilizará

posteriormente para la simulación de las pérdidas de carga en las válvulas.

Para calcular las temperaturas desconocidas del ciclo, la del punto 4 y la del

5, se utilizan las siguientes expresiones:

( )

( )

A modo de resumen, en la siguiente tabla se muestran las condiciones de

presión y temperatura de cada punto del ciclo:

Punto 1 2 3 4 5

Presión (Pa) 100000 291652 289003 402649 400000

Temperatura (K) 298 369.14 316.38 338.08 311.69

Tabla 5: Presiones y temperaturas del ciclo de compresión

A partir de estos datos se puede representar el ciclo de compresión en un

diagrama tipo Presión – Volumen:




75

Fig. 40: Ciclo de compresión teórico.

Los puntos 2’ y 4’ representan el final de la impulsión de aire en cada etapa,

es decir, el momento en el que el compresor alcanza el volumen mínimo en la

cámara y el momento en el que las válvulas de impulsión se cierran.

Otro valor característico de estos compresores es el rendimiento volumétrico,

que se define para cada etapa de compresión de la siguiente forma:

Primera etapa:

[(

)

]

Segunda etapa:

[(

)

]




76

Si se comparan estos rendimientos con los de los compresores volumétricos

rotativos convencionales, cuyo rendimiento se sitúa en torno al 95 %, se puede

deducir que la primera etapa tiene un peor rendimiento, si bien es cierto que la

relación de presiones es mucho más elevada en el compresor del proyecto, lo cual

provoca una disminución importante de dicho rendimiento.

Si se compara el rendimiento volumétrico de la segunda etapa con el de los

compresores convencionales, que tienen una relación de presiones similar, se puede

comprobar que el rendimiento del compresor del proyecto es más elevado, lo que

incrementa el rendimiento total de la máquina.

Por último, es posible estimar la potencia consumida por el compresor para

realizar la compresión. Si bien se puede calcular la potencia teórica, o potencia

indicada, para calcular la potencia efectiva es necesario conocer el rendimiento

mecánico. Dado que no es posible calcular este valor, se estimará la potencia efectiva

utilizando un valor promediado. Estudiando bibliografía, se ha observado un valor

característico de los compresores alternativos del 85 %, mientras que para los

compresores rotativos el rendimiento se eleva hasta el 90 %. En el proyecto se va a

emplear un rendimiento mecánico estimado del 85 %.

La potencia indicada del compresor se puede desglosar por etapas, y en cada

una de ellas se calcula mediante la siguiente ecuación:

[(

)

]




77

[(

)

]

Una vez conocida la potencia requerida para incrementar la presión del aire,

se puede conocer la potencia consumida por el compresor ( ) introduciendo el

rendimiento mecánico del mismo (estimado):

Finalmente, conociendo el rendimiento del sistema de accionamiento que se

utilice para transmitir potencia al compresor desde el motor, se puede calcular la

potencia que el motor debe ceder al compresor para el proceso de compresión. Si se

supone un rendimiento del sistema de accionamiento de 0.95, la potencia de

accionamiento ( ) será:

En el capítulo de conclusiones se realizará un análisis en profundidad de estos

valores y una comparativa con los compresores del mercado, para evaluar las

prestaciones.




78




79

Capítulo 7

DIMENSIONADO DE LAS VÁLVULAS

Unos componentes fundamentales del compresor son las válvulas de

admisión e impulsión. Es necesario definir por un lado la posición en la cual van

colocadas en el estator y por otro es muy importante la geometría de las mismas, ya

que esto determina las pérdidas de carga que se van a originar cuando el aire fluya

por ellas.

Esta parte del proyecto se ha realizado utilizando el software de diseño

SolidWorks y un componente del mismo, llamado SolidWorks Flow Simulation que

permite realizar una estimación rápida de las pérdidas de carga originadas en las

válvulas.

Las válvulas propuestas actúan según una diferencia de presiones entre sus

caras y por acción de un muelle que las mantiene pegadas a la superficie cuando

deben estar cerradas y limita la alzada de la válvula cuando ésta se abre.

Fig. 41: Válvula de impulsión.

+ P

- P - P Fuerza

resultante




80

7.1.- POSICIÓN DE LAS VÁLVULAS

La posición en la que se colocan tanto las válvulas de impulsión como las de

admisión es importante puesto que influye en gran medida en el proceso de llenado

de las cámaras de compresión.

Inicialmente se planteó la posibilidad de eliminar las válvulas de admisión y/o

escape de tal forma que fueran los propios segmentos del rotor los que realizaran el

proceso de apertura y cierre de los conductos por los que fluye el aire. Sin embargo,

se observó que era imposible eliminar las válvulas porque en todo momento del ciclo

las válvulas de admisión e impulsión se solapaban entre ellas y con las de otras

cámaras debido a que deben estar a poca distancia unas de otras.

Al haber 4 cámaras de compresión se necesitan 8 grupos de válvulas (4 de

admisión y 4 de impulsión) colocadas en el perímetro del estator. Esto significa que

debe haber un grupo de válvulas como máximo cada 45° en el estator. Dado que el

ángulo entre los segmentos del rotor es de 72° es geométricamente imposible evitar

el solapamiento de las válvulas.

Esta circunstancia simplifica el posicionamiento, pues al haber válvulas que

abren y cierran los conductos por acción de las presiones que actúan sobre ellas, es

más fácil determinar el punto de apertura y cierre de cada válvula.

Para calcular el punto de apertura y cierre de las válvulas en cada etapa se

puede utilizar el diagrama que representa el ciclo de compresión:




81

Fig. 42: Puntos de apertura y cierre de las válvulas.

Los puntos numerados de 1 a 4 representan las aperturas y cierres de las

válvulas en la primera etapa de compresión. En el punto 1, donde el volumen de la

cámara es máximo, comienza la compresión del aire, por lo que la válvula de

admisión se cerrará a incrementarse la presión interior hasta superar la ambiental.

El punto 2 representa el momento en el que la presión de la cámara se iguala

a la presión intermedia. En ese instante, la válvula de impulsión se abrirá y el aire

comprimido fluirá por la válvula. De ese punto se puede conocer el volumen exacto,

152.481 cm3, y de ahí hallar la posición del rotor para situar la válvula de impulsión

de tal forma que cuando el rotor alcance esa posición, los segmentos hayan dejado

libre toda la válvula.

. 1

. 2 . 3

. 4

. 5

. 6 . 7

8.




82

El punto 3 corresponde al volumen mínimo de la cámara de compresión, y es

el momento en el que la válvula de impulsión se cierra debido a que el aire contenido

en el volumen perjudicial comienza a expandirse.

Por último, el punto 4 representa el instante en el cual la presión de la cámara

se iguala a la presión ambiente. En ese instante, la válvula de admisión se abrirá y

comenzará a entrar aire del exterior. De este punto también se conoce el volumen

exacto, 358.691 cm3, y también la posición del rotor para situar la válvula de

admisión de tal forma que cuando el rotor alcance esa posición, los segmentos hayan

dejado libre toda la válvula.

Análogamente a la primera etapa, el proceso de colocación de las válvulas en

la cámara de alta presión es similar, y los puntos del gráfico numerados de 5 a 8 se

corresponden con los numerados de 1 a 4 respectivamente. La diferencia reside en

los volúmenes de apertura de las válvulas, ya que en la segunda etapa de la

compresión la válvula de impulsión se abre cuando el volumen es de 311.706 cm3, y

la válvula de admisión cuando el volumen es 406.274 cm3.

Estas circunstancias permiten una gran flexibilidad en la colocación de las

válvulas, por lo que ha sido posible situarlas equidistantes unas de otras tanto para la

primera etapa como para la segunda. La colocación sobre el estator de la válvula de

impulsión se realiza a 20° del plano de simetría del mismo, tal y como se muestra en

la siguiente imagen:




83

Fig. 43: Posición de las válvulas de impulsión.

Por otro lado, la válvula de admisión se sitúa a 25° del plano de simetría, pero

en la dirección opuesta a la de la válvula de impulsión. Por tanto, el ángulo formado

entre válvulas es de 55°, menor que el ángulo entre los segmentos del rotor, de 72°,

por lo que ya no se puede producir el solapamiento entre las válvulas de dos cámaras

diferentes.

Fig. 44: Posición de las válvulas de admisión.




84

Finalmente, las válvulas quedan situadas tal y como se muestra en la siguiente

figura, donde las letras unidas con líneas corresponden a las válvulas de alta presión:

Fig. 45: Posición de todas las válvulas del compresor.




85

7.2.- DISEÑO DE LAS VÁLVULAS

La otra parte fundamental de este capítulo es el diseño de la geometría de las

válvulas de admisión e impulsión.

Se han buscado varios criterios que se siguen en los procesos de diseño de las

válvulas para motores y para compresores. El más generalizado es el criterio que

limita la velocidad máxima del flujo de aire en la válvula. En concreto, la regla

expresa que el número de Mach máximo que se puede permitir en una válvula es de

0.2, para evitar que el rendimiento volumétrico se vea seriamente afectado, ya que

para números de Mach mayores de 0.2 el rendimiento volumétrico desciende

rápidamente.

Sin embargo, un número de Mach de 0.2 significa, en el caso del aire, una

velocidad de 68 m/s que implica unas pérdidas de carga muy elevadas en las

válvulas. Por tanto, este criterio no es válido porque reduciría el rendimiento de la

compresión en gran medida.

Se optó por intentar dimensionar las válvulas de tal forma que se redujeran lo

más posible las pérdidas de carga al paso del aire. Se eligió un límite de pérdidas de

0.1 bares por cada paso del aire por las válvulas.

En lo referente a la geometría de las válvulas, tanto la de admisión como la de

impulsión se han diseñado utilizando formas suaves, sin cambios bruscos de sección

que aumentasen las pérdidas del fluido. También se han intentado adaptar a la

geometría del estator de tal forma que cuando las válvulas estén cerradas, el volumen

perjudicial que se añada al de la cámara de compresión sea mínimo. En el caso de las

válvulas de impulsión se ha logrado reducir ese volumen a 0, pero no ha sido posible

en las válvulas de admisión.




86

Se ha empleado un muelle por cada válvula que regula la apertura y mantiene

a la válvula en la posición de cerrado de forma estanca. A continuación se muestran

las dos válvulas diseñadas:

Válvula de admisión

El diseño final de la válvula de admisión se muestra en la siguiente

imagen, en la que la válvula aparece en posición abierta:

Fig. 46: Geometría de la válvula de admisión.

El cuerpo de la válvula está dividido en dos partes, la inferior se

mecaniza en el propio estator, mientras que la superior se debe montar

posteriormente. El muelle está alojado en el interior del cilindro de la lámina

de la válvula, por lo que está oculto en la imagen.

Al ser una válvula de admisión, el aire fluye hacia abajo en la figura,

desde el exterior del estator (entrada) hasta la cámara de compresión (salida).

Cuerpo

Lámina

Entrada

Salidas




87

Válvula de impulsión

El diseño final de la válvula de impulsión se muestra en la siguiente

imagen, en la que la válvula aparece en posición abierta:

Fig. 47: Geometría de la válvula de impulsión.

El cuerpo de la válvula está dividido en dos partes, la inferior se

mecaniza en el propio estator, mientras que la superior se debe montar

posteriormente. El muelle está alojado en el interior del cilindro de la lámina

de la válvula, por lo que está oculto en la imagen.

Al ser una válvula de impulsión, el aire fluye hacia arriba en la figura,

desde la cámara de compresión (entrada) hasta el exterior del estator (salida).

La parte inferior de la lámina tiene una forma similar a la del estator, de tal

forma que cuando se cierre, la pared interna del estator sea continua, sin

escalones, para que los segmentos puedan seguirla sin problemas.

Cuerpo

Lámina

Salidas

Entrada




88

Para realizar las simulaciones y comprobar el valor de las pérdidas de carga

que se crean es necesario conocer la cantidad de aire que fluye por ellas. A priori, se

puede pensar que dicha cantidad se corresponderá con el gasto másico de aire que

circula por el sistema. Sin embargo, estudiando el proceso de compresión en una

cámara se puede determinar con exactitud el gasto másico de aire que pasa por las

válvulas en cada ciclo.

Conociendo las posiciones del rotor para las cuales las válvulas se abren y se

cierran, y el régimen de giro del rotor, se puede determinar el volumen de aire que

sale de la cámara, a que presión sale, y cuánto tarda en salir por completo. Para

conocerlo, se van a estudiar las cámaras de compresión de alta y de baja, en el

proceso de admisión y de impulsión.

Admisión de aire en la etapa de baja presión

La admisión comienza cuando el aire contenido en el volumen

perjudicial se expande a medida que el rotor gira hasta que la presión alcanza

un valor inferior a la presión ambiente. Una vez abierta la válvula, el volumen

de aire que aspira será el volumen máximo menos el volumen de la cámara en

ese momento (que ya contiene aire), en este caso 358.691 cm3.

Por otro lado es necesario conocer el ángulo girado por el cigüeñal

para que el rotor avance de una posición a la otra, en este caso es de 159.03°.

Conociendo la velocidad de giro del cigüeñal se calcula el tiempo que tarda

en hacer el recorrido:




89

Una vez determinados estos valores, se calcula el caudal volumétrico

utilizando la siguiente expresión:

Por último, es necesario hallar el gasto másico para realizar la

simulación teniendo en cuenta las condiciones de presión y temperatura del

punto estudiado, empleando la densidad del aire:

Cada válvula debe aspirar 0.0141 kg/s de aire en cada compresión de

baja presión que se produzca en cada cámara.

Para realizar la simulación se impone como condición de entrada a la

válvula la presión ambiente, y como condición de salida el gasto másico

calculado. La variación de presiones en la válvula se muestra en la siguiente

imagen:

Fig. 48: Variación de presiones en la válvula de admisión de baja presión.




90

La presión a la salida de la válvula (parte inferior de la figura) se

calcula en la simulación, además de otros valores interesantes como la

velocidad del aire o el número de Mach:

Fig. 49: Valores fundamentales de la válvula de admisión de baja presión.

Por tanto, las pérdidas de carga generadas en la válvula son: 100000

Pa – 97040.38 Pa = 2959.62 Pa.

Otro parámetro fundamental en las válvulas es la fuerza resultante

sobre la lámina debida a la acción de las presiones del aire. Esta fuerza debe

vencer la resistencia del muelle para abrir la válvula, y determina la constante

del muelle necesaria para que la válvula se eleve la distancia deseada, en este

caso 6.5 mm. La fuerza resultante que actúa sobre la válvula en este caso es

de 0.669 N. La longitud natural del muelle (L0) elegida es de 20 mm y esta

longitud se debe reducir hasta 8 mm (Lf) cuando actúe la fuerza sobre la

válvula, consiguiendo así la apertura requerida. Por tanto la constante del

muelle, teniendo en cuenta que debe estar comprimido en la posición natural

(cerrada), se calcula de la siguiente forma:

( )

( )

Esta constante representa el valor máximo que puede tener para esta

válvula. Habrá que elegir unos muelles en el mercado con una constante

elástica lo más parecida posible, pero nunca superando este valor.




91

Impulsión de aire en la etapa de baja presión

La impulsión comienza cuando el aire contenido en la cámara se

comprime a medida que el rotor gira hasta que la presión alcanza un valor

superior a la presión intermedia. Una vez abierta la válvula, el volumen de

aire que impulsa será el volumen de la cámara en ese momento menos el

volumen perjudicial (que permanecerá lleno de aire), en este caso 152.481

cm3.













92

Cada válvula debe impulsar 0.0274 kg/s de aire en cada compresión

de baja presión que se produzca en cada cámara.


válvula la presión de impulsión en la etapa de baja presión, y como condición

de salida el gasto másico calculado. La variación de presiones en la válvula se

muestra en la siguiente imagen:

Fig. 50: Variación de presiones en la válvula de impulsión de baja presión.

La presión a la salida de la válvula (parte superior de la figura) se



Fig. 51: Valores fundamentales de la válvula de impulsión de baja presión.




93


Pa – 287927.12 Pa = 3724.88 Pa.





caso 8 mm. La fuerza resultante que actúa sobre la válvula en este caso es de

0.822 N. La longitud natural del muelle (L0) elegida es de 25 mm y esta

longitud se debe reducir hasta 13.5 mm (Lf) cuando actúe la fuerza sobre la




( )

( )




Admisión de aire en la etapa de alta presión

La admisión comienza cuando el aire contenido en el volumen

perjudicial se expande a medida que el rotor gira hasta que la presión alcanza

un valor inferior a la presión intermedia. Una vez abierta la válvula, el

volumen de aire que aspira será el volumen máximo menos el volumen de la

cámara en ese momento (que ya contiene aire), en este caso 406.274 cm3.




94










Cada válvula debe aspirar 0.037 kg/s de aire en cada compresión de alta

presión que se produzca en la cámara.


válvula la presión intermedia, y como condición de salida el gasto másico

calculado. La variación de presiones en la válvula se muestra en la siguiente

imagen:




95

Fig. 52: Variación de presiones en la válvula de admisión de alta presión.

La presión a la salida de la válvula (parte inferior de la figura) se



Fig. 53: Valores fundamentales de la válvula de admisión de alta presión.


Pa – 281558.36 Pa = 7444.64 Pa.





caso 6.5 mm. La fuerza resultante que actúa sobre la válvula en este caso es




96

de 1.679 N. La longitud natural del muelle (L0) elegida es de 20 mm y esta

longitud se debe reducir hasta 8 mm (Lf) cuando actúe la fuerza sobre la




( )

( )




Impulsión de aire en la etapa de alta presión

La impulsión comienza cuando el aire contenido en la cámara se

comprime a medida que el rotor gira hasta que la presión alcanza un valor

superior a la presión final. Una vez abierta la válvula, el volumen de aire que

impulsa será el volumen de la cámara en ese momento menos el volumen

perjudicial (que permanecerá lleno de aire), en este caso 311.706 cm3.








97






Cada válvula debe impulsar 0.055 kg/s de aire en cada compresión de alta

presión que se produzca en la cámara.


válvula la presión de impulsión en la etapa de alta presión, y como condición

de salida el gasto másico calculado. La variación de presiones en la válvula se





98

Fig. 54: Variación de presiones en la válvula de impulsión de alta presión.

La presión a la salida de la válvula (parte superior de la figura) se



Fig. 55: Valores fundamentales de la válvula de impulsión de alta presión.


Pa – 392699.16 Pa = 9949.84 Pa.





caso 8 mm. La fuerza resultante que actúa sobre la válvula en este caso es de




99

2.194 N. La longitud natural del muelle (L0) elegida es de 25 mm y esta

longitud se debe reducir hasta 13.5 mm (Lf) cuando actúe la fuerza sobre la




( )

( )







100




101

Capítulo 8

EQUILIBRADO DINÁMICO DEL CONJUNTO

El compresor diseñado realiza un movimiento epicicloidal, lo que quiere decir

que algunos componentes del mismo girarán de forma excéntrica con respecto al eje

del compresor. Esta circunstancia origina enormes vibraciones que imposibilitan el

correcto funcionamiento del compresor.

Para corregir este aspecto se deben colocar unas masas que actúen de

contrapeso con los componentes que giran excéntricos. Dado que todo el movimiento

del compresor se centra en el cigüeñal, sobre el que se apoya el rotor, los contrapesos

se colocan también en dicho cigüeñal.

Primeramente se deben identificar las masas que giran de forma excéntrica,

para lo cual se estudia la estructura de las partes móviles del compresor:

Fig. 56: Partes móviles del compresor.

Eje cigüeñal

Eje rotor




102

Tal y como se muestra en la imagen, los elementos que giran de forma

excéntrica son aquellos concéntricos con el eje del rotor, y son el propio rotor, los

rodamientos que sujetan el rotor al cigüeñal, la corona, los segmentos laterales y los

situados en los vértices (que no se muestran en la imagen) y la parte del cigüeñal

concéntrica con el rotor. Es necesario conocer la masa de cada componente:

Componente Volumen (cm3) Material Masa (g) Unidades Masa total (g)

Rotor 2913,89196 Aluminio 7284,73 1 7284,73

Segmento lateral 53,0597 Acero Aleado 40,28 10 402,8

Segmento vértice 49,8503 Acero Aleado 37,31 5 186,55

Corona 20,24653 Acero Aleado 155,898 1 155,898

Rodamiento 8,44373 Acero Inoxidable 65,86 2 131,72

Cigüeñal 211,66795 Acero Aleado 1629,84 1 1629,84

9791,538

Tabla 6: Masa de las partes móviles.

También hay que calcular el centro de gravedad total de la masa descentrada

para colocar los contrapesos. La mayoría de los componentes son simétricos, por lo

que su centro de gravedad se sitúa en el punto medio de los mismos. Los segmentos

laterales, los segmentos de los vértices y los rodamientos están colocados de forma

simétrica con respecto al rotor, por lo que el centro de gravedad será el mismo para

todos. Sin embargo, la parte excéntrica del cigüeñal tiene una geometría más

compleja debido a los vaciados interiores, por lo que el centro de gravedad ha de

determinarse de la siguiente forma:

Fig. 57: Centros de gravedad del cigüeñal.

1

2

3




103

En la parte inferior de la imagen se muestran las longitudes de los cilindros,

mientras que en la parte superior se muestran las distancias de cada centro de

gravedad a un plano común. Para calcular el centro de gravedad del conjunto

(dcgtotal), hay que hallar los volúmenes de cada cilindro y restar los agujeros al

cigüeñal, ponderándolos cada uno por su centro de gravedad local:

Una vez conocidas las posiciones de los centros de gravedad de todos los

componentes descentrados se debe calcular el centro de gravedad común (DCG) a

todos ellos, que servirá como referencia para colocar y dimensionar los contrapesos.

Fig. 58: Distancias de los centros de gravedad de cada masa.

∑




104

A continuación se deben diseñar los contrapesos. El procedimiento elegido

consiste en diseñar la sección del contrapeso para obtener la distancia del centro de

gravedad al eje de giro, así como el área descentrada. Tras esto, se calcula el

volumen de material necesario para que la masa del contrapeso equilibre la masa de

los componentes descentrados. Por último, se divide el contrapeso calculado en dos

partes iguales, que se colocarán de forma simétrica con respecto al centro de

gravedad de toda la masa excéntrica, consiguiendo así equilibrar el conjunto en todas

las direcciones del espacio.

La sección diseñada para los contrapesos se ha limitado con un ángulo

máximo de 45° para aprovechar al máximo el material colocado y no introducir peso

innecesario, ya que si se utiliza un ángulo mayor, la masa de los extremos tiene poca

influencia en el equilibrado. La sección se muestra en la siguiente imagen:

Fig. 59: Sección del contrapeso del cigüeñal.

El centro de gravedad de esta sección se encuentra a 50.83 mm en la

dirección negativa del eje Y, mientras que el centro de gravedad de la masa

Eje Y




105

descentrada se encuentra a 5 mm en la dirección positiva del eje Y. Por tanto, para

calcular la masa que debe tener el contrapeso se debe calcular el siguiente equilibrio

de momentos:

Una vez conocida la masa necesaria para equilibrar el conjunto, se puede

calcular cuál debe ser la anchura del contrapeso a partir de su volumen, ya que se

conoce el valor de la superficie (56.2783 cm2):

Por tanto, como se deben colocar dos contrapesos iguales, el ancho de cada

contrapeso debe ser la mitad del ancho calculado, 11.113 mm.

La distancia de los contrapesos al centro de gravedad de los componentes

descentrados es arbitraria siempre que sea igual para ambos contrapesos, por lo que

se han colocado en la posición más conveniente, en este caso a 178 mm.

Con el programa de diseño se comprueba calculando las propiedades físicas

del conjunto que, incluyendo los contrapesos, el centro de gravedad del compresor se

sitúa coincidiendo con el eje de rotación del cigüeñal (X=0, Y=0).




106




107

Capítulo 9

DISEÑO DE LOS COMPONENTES

El compresor, tal y como se ha mencionado en el capítulo 3 de este proyecto,

consta de 5 componentes fundamentales: estator, rotor, cigüeñal, tapa del estator y

segmentos.

En este capítulo se describen las modificaciones geométricas que se han

llevado a cabo en el diseño de las piezas para optimizar el uso del material, teniendo

en cuenta tanto la resistencia mecánica como los desplazamientos en los

componentes.

Dado que la aplicación para la que se ha desarrollado este compresor es

utilizarlo para sobrealimentar un motor instalado en un coche de muy bajo peso (600

– 700 kg) es necesario aligerar cada pieza lo máximo posible, sin comprometer el

funcionamiento y la integridad estructural de la máquina.

A continuación se describe el proceso de reducción del volumen de material

utilizado para cada componente, así como las comprobaciones de resistencia

mecánica realizadas utilizando el método de análisis por elementos finitos para

simular el comportamiento de los componentes sometidos a las cargas que deben

soportar cada uno de ellos. En el apartado de anexos se muestran los planos

detallados de los componentes diseñados.




108

9.1.- DISEÑO FINAL DEL ESTATOR

Partiendo del diseño básico mostrado en el capítulo 4, en el que se muestra el

estator únicamente con la forma de la cara interna definida, se han añadido una serie

de elementos y geometrías con el objetivo de mejorar este componente.

En primer lugar se diseña la pared lateral definiendo un espesor de 11 mm y

eliminando todo el material posible en la parte central de la misma. También se

añade por la cara interna material al alojamiento del rodamiento hasta alcanzar la

anchura de este, tal y como se muestra en las figuras:

Tabla 7: Imágenes del diseño del estator.

El siguiente paso es definir el grosor de la superficie del estator definida por

la cinemática del compresor. Para ello hay que considerar el diseño de las válvulas,

que se sitúan en dicha superficie, y los orificios para la refrigeración por agua. Pero,

sobre todo, es necesario comprobar la resistencia mecánica de la pieza, pues debe

soportar presiones de más de 4 bares sin deformarse. También es necesario

Material

eliminado Material

añadido Alojamiento

rodamiento

eliminado




109

comprobar los desplazamientos máximos del material debido a que, si son demasiado

grandes, pueden comprometer la estanqueidad de las cámaras de compresión al

separarse los segmentos de la superficie.

El grosor de la pared debe ser de 30 mm y sobre ella se eliminará el material

necesario para alojar las válvulas y los orificios de refrigeración, tal y como se


Fig. 60: Vista frontal del estator.

Con todas las geometrías ya definidas, se procede a realizar la simulación

para verificar la resistencia mecánica. Se establece una presión interna de 4 bares en

toda la superficie, lo cual es una situación más desfavorable que cualquier situación

de funcionamiento posible. En cuanto a la sujeción de la pieza, se establece un

empotramiento en las dos superficies laterales, pues se supone que las deformaciones

más importantes se producirán en la superficie de las válvulas. La simulación

muestra los siguientes resultados:

Refrigeración

Válvulas




110

Fig. 61: Tensión máxima soportada por el estator.

La tensión máxima se localiza en las válvulas, donde la sección es menor,

pero no se supera el límite elástico del aluminio, por lo que se garantiza la

durabilidad del componente. Su factor de seguridad es 1.4.

En cuanto a los desplazamientos o flechas máximas de la pieza, la simulación


Fig. 62: Desplazamientos máximos en el estator.




111

El desplazamiento total máximo es de 0.034 mm, lo cual es despreciable

debido a que los segmentos son autocerrantes y tienen la capacidad de adaptarse al

contorno deformado.

De esta forma, el estator queda diseñado por completo. El material elegido es

el aluminio 6061, por su bajo precio y densidad. La masa de la pieza es de 12.597 kg.

Fig. 63: Diseño final del estator.




112

9.2.- DISEÑO FINAL DEL ROTOR

Partiendo del diseño básico mostrado en el capítulo 4, en el que se muestra el

rotor únicamente con el contorno exterior definido, se han añadido una serie de

elementos y geometrías con el objetivo de mejorar este componente.

En primer lugar se realiza un vaciado del interior de la pieza, manteniendo

una sección adecuada y preservando el alojamiento de los rodamientos y la corona en

la parte central del rotor. También se practican unos taladros en la superficie interior

con el objetivo de eliminar todo el material innecesario y conseguir una sección lo

más uniforme posible. Además se realizan los alojamientos para los segmentos

laterales, tal y como se muestra en las figuras:

Tabla 8: Imágenes del diseño del rotor.

El siguiente paso es reforzar las paredes externas del rotor ya que, debido al

vaciado interior, el voladizo de los extremos es elevado y la flecha máxima debida al

efecto de la presión sobre el rotor es también demasiado grande. Se colocan unos

refuerzos desde el alojamiento de los rodamientos hasta los extremos del rotor,

Vaciados

interiores Alojamiento

rodamientos

Material

eliminado

Alojamiento

segmentos




113

apoyando justo en el punto medio de cada lado que realiza la compresión. Dichos

refuerzos se muestran en la siguiente imagen:

Fig. 64: Vista de los refuerzos del rotor.


para verificar la resistencia mecánica. Se establece una presión de 4 bares en uno de

los laterales del rotor, lo cual es una situación más desfavorable que cualquier

situación de funcionamiento posible puesto que, en funcionamiento, la presión de 4

bares actuará de forma simultánea con otras presiones en otros laterales que actuarán

en la dirección opuesta a la primera presión, por lo que contrarrestaran sus efectos.

En cuanto a la sujeción de la pieza, se establece un empotramiento en la superficie en

la que se colocan los rodamientos, pues se supone que actúan como cuerpos

infinitamente rígidos. La simulación muestra los siguientes resultados:

Refuerzos




114

Fig. 65: Tensión máxima soportada por el rotor debido a la presión.

La tensión máxima se localiza en las proximidades de los agujeros, donde la

sección es menor, pero no se supera el límite elástico del aluminio elegido, por lo que

se garantiza la durabilidad del componente. Su factor de seguridad es 3.99. Esto es

debido a que no se puede eliminar más material porque la flecha máxima del rotor

sería demasiado elevada y dificultaría el correcto funcionamiento del compresor. Por

tanto, la resistencia del rotor es mucho mayor de lo requerida para esta aplicación.






115

Fig. 66: Desplazamientos máximos soportados por el rotor debido a la presión.

El desplazamiento total máximo es de 0.062 mm, lo cual es poco

significativo debido a que los segmentos son autocerrantes y tienen la capacidad de

adaptarse al contorno deformado. Sin embargo, los desplazamientos aumentan

rápidamente a medida que se disminuye ligeramente la sección, por lo que se ha

optado por mantener este valor.

Este componente también gira, por lo que se encuentra sometido a una carga

de tipo centrífuga, debido a su propia masa. Se establece un régimen de giro de 1600

rpm en el eje del rotor. Para conseguir una simulación más real, se mantiene la

presión de 4 bares, ya que la carga centrífuga es mucho menos crítica. En cuanto a la

sujeción de la pieza, se establece un empotramiento en la superficie en la que se

colocan los rodamientos, pues se supone que actúan como cuerpos infinitamente

rígidos. La simulación muestra los siguientes resultados:




116

Fig. 67: Tensión máxima soportada por el rotor debido a cargas combinadas.

La tensión máxima se localiza en las proximidades de los agujeros, donde la

sección es menor, pero no se supera el límite elástico del aluminio elegido, por lo que

se garantiza la durabilidad del componente. Su factor de seguridad es 4.21. Cabe

destacar que en esta situación el factor de seguridad aumenta con respecto a la

anterior. Esto se debe a que la carga centrífuga, aunque pequeña, contrarresta los

efectos de la carga de presión. Por tanto, la resistencia del rotor es mucho mayor de

lo requerida para esta aplicación.






117

Fig. 68: Desplazamientos máximos del rotor debido a cargas combinadas.

El desplazamiento total máximo es de 0.0597 mm, lo cual es poco

significativo debido a que los segmentos son autocerrantes y tienen la capacidad de

adaptarse al contorno deformado. Sin embargo, los desplazamientos aumentan

rápidamente a medida que se disminuye ligeramente la sección, por lo que se ha

optado por mantener este valor. También se aprecia una reducción del valor máximo

debida a la actuación de la carga centrífuga.

De esta forma, el rotor queda diseñado por completo. El material elegido es el

aluminio 518.0, por su alta resistencia y baja densidad. La masa de la pieza es de

7.285 kg.




118

Fig. 69: Diseño final del rotor.




119

9.3.- DISEÑO FINAL DEL CIGÜEÑAL

El cigüeñal es la pieza más crítica de todo el compresor debido a que gira a

una velocidad elevada (8000 rpm) y sobre él se apoya toda la masa descentrada que

tiene una gran cantidad de inercia.

Por otro lado, el cigüeñal es una pieza que atraviesa por completo el

compresor, por lo que es necesario diseñarla de tal forma que el montaje del conjunto

sea posible. Sin embargo, los dos contrapesos están situados en los extremos del

cigüeñal, y es necesario montar rodamientos entre ambos, por lo que es

imprescindible dividir el cigüeñal en dos partes:

Tabla 9: Piezas del cigüeñal.

Como se puede ver en las imágenes, de esta manera es posible montar todos

los rodamientos que apoyan en el cigüeñal, además de que posibilita el montaje de




120

este en el estator y en la tapa opuesta. En la primera pieza se introduce la segunda

una profundidad de 25 mm.

Debido a las cargas que debe soportar el cigüeñal es necesario fabricarlo en

acero, que tiene mucha más resistencia que otros materiales como aluminio. Pero el

problema del acero es su elevada densidad, por lo que es necesario aligerar la pieza

al máximo. La solución más evidente consiste en practicar orificios en el centro de

los cilindros del cigüeñal, ya que la parte central tiene poca influencia sobre la

resistencia debido a su bajo momento de inercia. Por este motivo es más interesante

aumentar los diámetros externos y vaciar el interior hasta conseguir la sección

necesaria. Estos taladros se muestran en la siguiente imagen:

Fig. 70: Vista seccionada del cigüeñal.


para verificar la resistencia mecánica. Para simular la masa descentrada, se colocan

dos cilindros en la posición de los rodamientos que unen el rotor al cigüeñal, donde

se apoya toda la masa descentrada. Estos cilindros deben tener una masa igual a la

masa total excéntrica, para simular así la inercia de la misma cuando el cigüeñal gira:

3 1 2




121

Fig. 71: Modelo para la simulación del cigüeñal.

Se establece una velocidad de giro del cigüeñal de 8000 rpm, lo cual es una

situación similar a la situación de funcionamiento. En cuanto a la sujeción de la

pieza, se establece una sujeción de tipo rodamiento que permite deformaciones, por

lo que representa con bastante exactitud la sujeción real de la pieza en el compresor.

La simulación muestra los siguientes resultados:

Fig. 72: Tensión máxima soportada por el cigüeñal debida al giro.




122

La tensión máxima se localiza en el inicio de la parte descentrada del

cigüeñal, donde la distancia a la carga es mayor, pero no se supera el límite elástico

del acero elegido, por lo que se garantiza la durabilidad del componente. Su factor de

seguridad es 1.3. Esto significa que el cigüeñal trabaja al máximo, pero con una

garantía de funcionamiento correcto si no existe ninguna anomalía.



Fig. 73: Desplazamiento máximo del cigüeñal debido al giro.

El desplazamiento total máximo es de 0.92 mm, pero este se produce en el

extremo del cigüeñal, que no tiene ningún tipo de influencia en el funcionamiento.

Para comprobar si los desplazamientos pueden comprometer el funcionamiento de la

máquina, se deben estudiar los desplazamientos transversales y longitudinales por

separado. Los desplazamientos transversales son los siguientes:




123

Fig. 74: Desplazamiento máximo vertical del cigüeñal debido al giro.

Un desplazamiento máximo de 0.33 mm en la dirección vertical es asumible

por los segmentos situados en los vértices y no es suficiente como para provocar un

contacto entre el rotor y el estator. De la misma forma, los desplazamientos

longitudinales son absorbidos por los segmentos laterales. Dichos desplazamientos se

muestran en la siguiente imagen:

Fig. 75: Desplazamiento máximo transversal del cigüeñal debido al giro.




124

En este caso, los desplazamientos máximos son mayores que en la dirección

transversal, en concreto 0.66 mm.

De esta forma, el cigüeñal queda diseñado por completo. El material elegido

es el acero AISI 4340, por su alta resistencia. La masa de la pieza es de 2.727 kg.

Fig. 76: Diseño final del cigüeñal.




125

9.4.- DISEÑO FINAL DE LA TAPA DEL ESTATOR

La tapa del estator tiene una función doble. Por un lado cierra las cámaras de

compresión y limita su volumen. Por otro lado, sirve de soporte al cigüeñal

mejorando la resistencia de este, y también sirve de soporte al piñón que debe estar

fijo y que es el responsable de que la cinemática descrita funcione.

En primer lugar se diseña la pared lateral definiendo un espesor de 11 mm y

eliminando todo el material posible en la parte central de la misma. También se

añade por la cara interna material al alojamiento del rodamiento hasta alcanzar la

anchura de este, y se coloca un cilindro donde se apoyará el piñón, tal y como se

muestra en las figuras:

Tabla 10: Imágenes del diseño de la tapa del estator.

Material

eliminado Material

añadido

Alojamiento

rodamiento

eliminado

Soporte

piñón




126

Este componente no está sometido a importantes esfuerzos mecánicos debido

a que solamente soporta una pequeña parte de la presión de las cámaras y sirve de

soporte al cigüeñal, pero en la zona donde este soporta menos esfuerzo. Por tanto no

se ha considerado necesario realizar simulaciones mecánicas del mismo.

De esta forma, la tapa del estator queda diseñada por completo. El material

elegido es el aluminio 6061, por su bajo precio y densidad. La masa de la pieza es de

3.073 kg.

Fig. 77: Diseño final de la tapa del estator.




127

9.5.- DISEÑO FINAL DEL COMPRESOR

Con todos los componentes ya diseñados, los rodamientos correspondientes,

los engranajes y demás elementos que componen el compresor, el aspecto final del

mismo se muestra en la siguiente imagen:

Fig. 78: Diseño final del compresor.

Para mostrar de una forma más clara el aspecto del compresor, y que se pueda

apreciar mejor el mecanismo de funcionamiento, se retira la tapa frontal, mostrando

las siguientes imágenes:




128

Tabla 11: Imágenes del diseño del compresor.

Finalmente, se muestra una vista seccionada del compresor en la que se

pueden apreciar más detalles del mismo:

Fig. 79: Imagen seccionada del compresor.




129

Capítulo 10

CONCLUSIONES DEL PROYECTO

El proyecto desarrollado arroja una serie de conclusiones que se pueden

dividir en varias secciones, según los temas tratados.

- Conclusiones sobre la cinemática del compresor

Como ya se ha explicado, el compresor describe un movimiento

epicicloidal. Esto supone que una parte de la masa en movimiento gire de

forma excéntrica, lo que aumenta los esfuerzos que deben soportar algunas

piezas. Además también supone un incremento del peso de la máquina debido

a que se necesita mayor cantidad de material para soportar dichos esfuerzos.

Este hecho repercute directamente sobre el régimen de giro máximo

que puede soportar el compresor. Al limitar la velocidad, se limita también el

caudal de aire que el compresor puede suministrar, por lo que obliga a

aumentar el tamaño de las cámaras de compresión y el del compresor en

general. Para según que aplicaciones, el hecho de aumentar su tamaño y su

masa puede ser un gran inconveniente.

Por otro lado, al no haber transformación del movimiento rotacional

en uno de traslación, se consiguen unas pérdidas mecánicas menores. Otro

aspecto importante es la necesidad baja de lubricación frente a otros sistemas

debido a la geometría que se ha diseñado.




130

- Conclusiones sobre el ciclo termodinámico

El ciclo de compresión representa una gran ventaja de este compresor

debido a que es capaz de suministrar aire a presiones más elevadas a la par

que mantiene un rendimiento térmico adecuado, gracias a que se emplea la

compresión en doble etapa. Esto permite realizar una compresión refrigerada

en las cámaras y el enfriamiento del aire entre ambas etapas.

Por el contrario, debido a que la geometría del rotor proporciona una

relación de volúmenes de las etapas de 3 a 1, la presión intermedia está muy

alejada de la presión intermedia óptima teórica. Esta presión óptima es la

media geométrica entre la presión de entrada y la presión de salida del

compresor. Para este caso, la presión intermedia óptima es de 2 bares, y para

aproximarse a ella se debe utilizar una relación de volúmenes de 2 a 1. Por

tanto, para esta aplicación concreta sería más conveniente utilizar un rotor

cuadrado que genere 3 cámaras de compresión. El rotor pentagonal sería más

adecuado para aplicaciones en las que se requiera una presión de aire mayor,

de unos 9 – 10 bares, como algunos sistemas de refrigeración.

- Conclusiones sobre la viabilidad técnica del compresor

De todo lo expuesto en este proyecto, se llega a la conclusión de que

el compresor es técnicamente viable. Los componentes soportan los esfuerzos

mecánicos que se solicitan, el ciclo termodinámico es el adecuado y es

posible fabricar los componentes mediante procesos como el arranque de

viruta y la fundición, además de que se pueden ensamblar sin ningún

problema.

Particularizando para esta aplicación, el compresor puede ser

demasiado pesado para instalarlo en un vehículo muy ligero como el que




131

Renault propone (600 kg). Otro dato a tener en cuenta es la potencia que

consume el compresor, que representa el 65 % de la potencia nominal del

motor, lo cual puede impedir que el motor alcance dicha potencia máxima.

Sería conveniente realizar un estudio exhaustivo de cómo se ve

afectado el comportamiento del motor si la sobrealimentación se llevara a

cabo con el compresor propuesto. Solo así se podría determinar si este

compresor es viable o no para utilizarlo en esta aplicación concreta, pero no

se dispone de información suficiente sobre el motor como para llevar a cabo

dicho estudio.

- Conclusiones sobre las ventajas y desventajas frente a otros compresores

Si el compresor diseñado se compara con los compresores

volumétricos rotativos que existen en el mercado, se puede observar que la

presión máxima de impulsión de aire de este compresor es muy superior a

cualquier otro. Sin embargo el caudal de aire suministrado es menor, debido a

la velocidad de giro reducida. Pero, en conjunto, se puede afirmar que el

rendimiento es similar, puesto que el producto de la presión el caudal por

cada kilovatio de potencia consumido es similar en ambos casos.

La desventaja más evidente de este compresor frente a los del mercado

es su tamaño y su peso, superiores a los de la competencia, y que limitan la

utilización en este tipo de aplicaciones.

Por otro lado, posee la gran ventaja de que, debido a su sistema de

funcionamiento y a su capacidad para proporcionar aire a presiones elevadas

(15 bares o más), este compresor se puede utilizar tanto en la

sobrealimentación de motores de combustión interna como en la alimentación

de aire para sistemas de producción de frío, que requieren presiones de aire




132

más elevadas. Esta doble aplicación supone un elemento claramente

diferenciador del resto de los compresores del mercado, pues no existe

ninguno capaz de satisfacer las necesidades de ambas aplicaciones sin

comprometer el rendimiento o, directamente, el sistema de funcionamiento no

permite cumplir los requerimientos.

Esta ventaja surge de la combinación de tecnologías que se ha llevado

a cabo en este compresor. De esta forma posee la capacidad de alcanzar

presiones elevadas de aire como los compresores alternativos debido a su

elevada relación de compresión y a que se permite la refrigeración

intermedia. También posee la capacidad de suministrar caudales de aire

elevados con respecto a estos compresores alternativos debido a que su

movimiento es rotacional y a que realiza 20 compresiones por cada

revolución.




133

REFERENCIAS

- Arias – Paz, M. (1940). Manual de automóviles (56ª ed.). España: Cie

Inversiones Editoriales Dossat 2000.

- Mataix, C. (1982). Mecánica de fluidos y máquinas hidráulicas (2ª ed.).

España: Cie Inversiones Editoriales Dossat 2000.

- Payri, F.; Desantes, J.M. (2011). Motores de combustión interna alternativos.

España: Reverté.

- Linares, J.I. (2009). Aplicaciones de termodinámica técnica. España:

Universidad Pontificia Comillas.

- http://www.auto-innovations.com/




134




135

ANEXOS

En este apartado de anexos se incluyen los planos de todos los componentes

diseñados, mostrando las dimensiones fundamentales de los mismos. No se incluyen

tolerancias ni procesos de fabricación debido a que no es objeto de este proyecto

estudiar estos aspectos, únicamente se estudia la viabilidad técnica del compresor y

sus componentes.

Otra información incluida en los anexos es la referida al intercambiador de

calor. En ella se muestran todos los parámetros importantes de funcionamiento en la

aplicación descrita en el capítulo 3 de este proyecto.

30

30

90

R80

R105

330

90°

R5

R7

8

18

20°

25°

1

2

3

289,19

11

23

Curvas 1, 2 y 3 conducidas por ecuaciones

EstátorPESO:

A3

HOJA 1 DE 1ESCALA: 1:2

N.º DE DIBUJO

TÍTULO:

REVISIÓNNO CAMBIE LA ESCALA

MATERIAL:

FECHANOMBRE

REBARBAR Y ROMPER ARISTAS VIVAS

ACABADO:SI NO SE INDICA LO CONTRARIO:LAS COTAS SE EXPRESAN EN MMACABADO SUPERFICIAL:TOLERANCIAS: LINEAL: ANGULAR:

VERIF.

DIBUJ.

APROB.

FABR.

CALID.

Alberto Nieto Rollán 27-08-2014

Aluminio 6061

12,587 kg

15

60

23

R10

2,09

8

R2

R25,14

R100

R126,81

R104,96

R139,69 R184,96

R195,57

R17

5 R1

68,37

124

140

176

21

0

62

289,19

15,19 89,19

68

SECCIÓN A-A ESCALA 1 : 2

RotorPESO:

A3


N.º DE DIBUJO

TÍTULO:


MATERIAL:

FECHANOMBRE



VERIF.

DIBUJ.

APROB.

FABR.

CALID.


Aluminio 518.0

7,285 kg

45°

R8 R13

6

80,

78

40

A

A

30

4

0

18

15

29

30

445,19

66,58

120 50 82,10

188

4,70

65,

13

5


CigüeñalPESO:

A3


N.º DE DIBUJO

TÍTULO:


MATERIAL:

FECHANOMBRE



VERIF.

DIBUJ.

APROB.

FABR.

CALID.


Acero AISI 4340

2,727 kg

33

0

90°

R75

R105

R5

A

A

90

62

20

26

32

11

45 16

90

50 20

149°


Tapa EstatorPESO:

A3


N.º DE DIBUJO

TÍTULO:


MATERIAL:

FECHANOMBRE



VERIF.

DIBUJ.

APROB.

FABR.

CALID.


Aluminio 6061

3,073 kg

4.2Lpatrol12lba-w Engine Air Flow Data

Engine Specifications

Engine Displacement : 4.200 L 256 cu.inchMaximum Engine Speed : 3700 rpm

Engine Free Airflow at Atmospheric Pressure : 0.130 m^3/sec 274 cfmPeak Boost Pressure : 82.737 kPa 12 psi

Engine Free Airflow at Peak Boost Pressure : 0.235 m^3/sec 498 cfm

Inlet Air Heat Load Analysis

Intake Air Temperature @ Air Cleaner : 25.0 °C = 298.15 °KIntake Air Temperature @ I.C. Inlet : 140.0 °C = 413.15 °K

Intake Air Temperature @ I.C. Outlet : 50.0 °C = 323.15 °KIntake Air Flowrate : 14.1 m^3/min = 0.23524 m^3/sec

Atmospheric Air Pressure : 101.325 kPa = 14.696 psiIntake Air Density : 0.84450 m^3/kg

Intake Air Mass Flowrate : 0.27856 kg/secIntake Air Enthalpy @ I.C. Inlet : 414.596 kJ/kg

Intake Air Enthalpy @ I.C. Outlet : 324.281 kJ/kgRequired Heat Transfer to I.C. Water : 25.158 kW = 33.724 hp

= 1432 BTU/min

Metric Imperial

Created by D Irvine Prepared by ARE 24/02/2004 Page 1

4.2Lpatrol12lba-w I.C. Structure

Intercooler Structure Design

Tube DataTube Width (a) : 73.000 mmTube Depth (b) : 8.200 mm

Tube Cross-sectional Area : 364.3 mm^2Tube Surface Area per Lineal Metre : 416592.0 mm^2

Fin DataFin Thickness (c) : 0.370 mm

Fin Spacing (d) : 12.0 fpiFin Pitch (e) : 8.2 mm

Intercooler Structure SizeNumber of Intercooler Assemblies : 1

Inlet Tank Width (f) : 303 mmInlet Tank Length (g) : 140 mm

Intercooler Core Assembly Depth (h) : 78 mmNumber of Tubes per Core : 18

Number of Cores : 2

Total Cross-sectional Area for Cooling Water Flow : 0.013115 m^2 Equivalent Diameter : 129.2 mmTotal Tube Surface Area for Cooling Water Contact : 2.099624 m^2

Number of Fins per Length of Tube : 66.1Fin Length : 8.469 mm

I.C. Core Fin Gap Cross-sectional Area : 21812.0 mm^2I.C. Core Airflow Cross-sectional Area : 17874.2 mm^2

created by D Irvine Prepared by ARE 24/02/2004 Page 1

4.2Lpatrol12lba-w I.C. Plumbing Air Speed

I.C. Plumbing Air Speed

Intercooler Plumbing Pipe Diameter : 2.0 inches 50.8 mmPipe Wall Thickness : 3.0 mm

Number of Inlet Pipes : 1

Total Pipe Cross-sectional Area : 1576.3 mm^2 0.001576 m^2Air Temperature (Post Turbo) : 140.0 °C 413.15 °K

Air Flowrate (Post Turbo) : 0.130 m^3/sec 129.50 L/secAir Velocity (Post Turbo) : 82.153 m/sec 295.75 km/hr

Reynold's Number : 118337 TurbulentTube Surface Roughness, E : 0.0015 mm

Inlet Pipe Length : 1000 mmFriction Factor, f : 0.017 0.017

Head Loss : 118.150 m.N/NPressure Drop : 2648.730 Pa

Total Pressure Drop : 0.384 psi

Inlet Pipe to I.C. Core Cross-sectional Area Ratio : 11.339Air Velocity Through I.C. Core : 7.245 m/sec 26.08 km/hr

Time one air molecule spends in core : 0.01932348


4.2Lpatrol12lba-w Water Flow Analysis

Water Flow Analysis

Rated Water Pump Flow : 64.0 L/minNumber of Pumps : 1

Total Flow Rate : 64.0 L/minTotal Cross-sectional Area : 0.013115 m^2

Average Water Velocity Through Core : 0.081 m/sec 0.29 km/hr

Heat Transfer From Air to Water Through TubesAluminium Thermal Conductivity : 215.0 W/m.K

Average Tube Wall Thickness : 0.8 mmAir Side of Tube Surface Temperature : 140.0 °C = 413.15 K

Water Side of Tube Surface Temperature : 8.0 °C = 281.15 KTotal Tube Surface Area for Cooling Water Contact : 2.099624 m^2

Total Heat Transfer : 74484.2 kW

Hose Size AnalysisRated Water Pump Flow : 64.0 L/min

Pipe/Hose Diameter : 1.0 inches = 25.4 mmNumber of Pipes : 1

Water Speed : 2.105 m/sec 7.58 km/hrReynold's Number : 38192.41 Turbulent

Tube Surface Roughness, E : 0.0015 mmInlet Pipe Length : 5000 mmFriction Factor, f : 0.022 0.023

Head Loss : 0.991 m.N/NPressure Drop : 462.585 Pa

Total Pressure Drop : 0.067 psi


4.2Lpatrol12lbw-w Tube Heat Transfer

Heat Transfer in a Rough TubeTube Length : 0.140 m

Tube Cross-sectional Area : 0.000364 m^2Equivalent Tube Diameter : 21.537 mm

Fin Height : 0.3991 mmRelative Roughness : 0.001 mm

Constant Tube Wall Temperature : 140 °C = 413.15 KWater Inlet Temperature : 34 °C = 307.15 K

Outlet Temperature : 41.889 °C = 315.04 KHeat Transfer : 0.970 kW

Core 1 Heat TransferHeat Removed per Tube: 0.970 kWHeat Removed per Core : 17.462 kW

Air Temperature Into Core : 140 °C = 413.15 KAir Temperature Out Of Core : 78.286 °C = 351.44 K

Core 2 Heat TransferHeat Removed per Tube: 0.464 kWHeat Removed per Core : 8.352 kW

Air Temperature Into Core : 78 °C = 351.44 KAir Temperature Out Of Core : 48.575 °C = 321.72 K


4.2Lpatrol12lbw-w

Water Ethelyne Glycol Specific Heat Heat Capacity to Water(%) (%) kJ/(kg.K) (%)100 0 4.1950 100.0095 5 4.1090 97.9590 10 4.0229 95.9085 15 3.9369 93.8580 20 3.8508 91.7975 25 3.7648 89.7470 30 3.6787 87.6965 35 3.5927 85.6460 40 3.5066 83.5955 45 3.4206 81.5450 50 3.3345 79.4945 55 3.2485 77.4440 60 3.1624 75.3835 65 3.0764 73.3330 70 2.9903 71.2825 75 2.9043 69.2320 80 2.8182 67.1815 85 2.7322 65.1310 90 2.6461 63.085 95 2.5601 61.030 100 2.4740 58.97

Calculated at 50°C

Percentage

Created by D Irvine Prepared by ARE

Estudio de viabilidad técnica de un compresor de doble etapa para aplicación en un motor diésel...

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