How Design Formula One

Diseño de un Motor de Combustión Interna Alternativo MCIA


Analysis Transient Engine F1 2012 Piston Connecting Rod Crankshaft 18.000 r.p.m. Stress Von Myses

1- Definir los datos de partida

2- Calcular el resto de parámetros

3- Diseño Geométrico Preliminar de 1 Cilindro

4- Diseño Cinemático de 1 Cilindro   (Comprobar que no existen Interferencias)

5- Diseño Dinámico de 1 Cilindro (Resistencia de Materiales, Análisis de elementos Finitos, FEA)

6- Diseño del motor

VÍDEO  RESUMEN:

Cálculo Motor de Combustión Interna Alternativo MCIA, Design, FEA, Analysis TransientPiston, Connecting Rod and Crankshaft Engine V8 F1 2012

Cálculo Motor de Combustión Interna Alternativo MCIA, Design, FEA, Analysis TransientPiston, Connecting Rod and Crankshaft Engine V8 F1 2012

 

Prefacio

El diseño, en general,  es un proceso iterativo (loop datos/desarrollo), maximizado en este caso: interrelacionar todas las variables geométricas, cinemáticas, dinámicas y termodinámicas no es tarea sencilla.

Para complicarlo, aún más, muchas veces no hay datos de partida (como el caso de los motores de vehículos cotidianos), salvo

la eficiencia del motor (el rendimiento): máxima potencia con mínimo consumo   ≡   bajas emisiones de gases contaminantes.

1- Definir los datos de partida

A modo de ejemplo, vamos a calcular el motor de un Fórmula 1 del 2012:

Datos de partida:                        por restricciones de la F.I.A.

Nc= 8   Nº de Cilindros        
VdT= 0,0024 m^3 Cilindrada     2400 cm^3
Dp<= 0,098 m Diamétro Pistón  Cylinder bore diameter may not exceed 98mm (4*RDC*Vd/PI())^(1/3) 98 mm
n<= 18.000 rpm Velocidad Angular  (Crankshaft rotational speed must not exceed 18.000 rpm)

 

2- Calcular el resto de parámetros

Con estos datos y utilizando    un software de cálculo y simulación de motores  (link dowload simulador MCIA F1 2012 en EXCEL)    probamos con distintos valores de:

Rc  = 15 2  –  40 Relación de Compresión
RDC = Dp/Cp  = 2,47 0,5  –  3,0 Relación Diámetro/carrera
λ = Rma/Lbi  =   0,25 0,2  –  0,5 Relación RadioManivela/LongitudBiela
Piny   = 50 E+6  Pa (20  –  50) E+6  Pa Presión Bomba    Inyección

 

 

 

 en el rango de distintos valores de Dosado Fr     y      Revoluciones del motor  n

hasta que tengamos los resultados deseados: la máxima eficiencia ( rendimiento   η )  que consigamos obtener.

En este caso:

 DATOS Combustible Gasolina C8 H18 Pcg (J/kg) 47 E+6 Resultados
Nº de Cilindros 8 Turbo Compresor Iteración 70 Ẇtur/Ẇind 0% Pa / Po 1,00 Ǭref -28% Ẇefec Cv 770 Twall  (ºK)
Cilindrada (c.c.) 2400 Rtg 0% Contador 70 Ẇcom/Ẇind 0% ρa / ρo 1,00 Ǭesc -27% media 656
Relac. Comp.  Rc 15 Ψitc 50%  Acelerador 100% η vol 105% Ta / To 1,00 η term 45% Pme kg/cm2 16 máxima 1.604
Relac.   Dp/Cp 2,47 Compresor Volumétrico  Dosado Fr Dp (mm) 98 Piny/(Pa*Rc) 33 η ind 46% PMe kg m 31 Tgas   (ºK)
λ=Rma/Lbi 0,25 Rvc 1,00 n 18000 Cp (mm) 40 Iny  nºgi 51 η mec 90% gsfc g/Cv hora 137 media 922
Piny (Pa) 50 E+6 Ψic 50% r.p.m. Cm (m/s) 24 Pérdidas 10% η efec 41% Ẇesp Cv/litro 321 máxima 2.819

Los datos geométricos que necesitamos para el diseño en CAD de 1 Cilindro, son:

AnDC= 90 º Ángulo Desfase Cilindros 720/Nc
Vd= 0,000300 m^3 Cilindrada Unitaria (de 1 cilindro) VdT/Nc 300 cm^3
Dp= 0,098 m Diamétro Pistón   (4*RDC*Vd/PI())^(1/3) 98 mm
Cp= 0,040 m Carrera Pistón   Vd*4/(PI()*Dp^2) 40 mm
EsCi= 0,005 m Espesor Pared Cilindro  P*r/TYS 5 mm
Vcc= 0,000021 m^3 Volumen Cámara de Combustión Vd/(Rc_-1) 21 cm^3
Vtc= 0,000321 m^3 Volumen total de cilindro Vd+Vcc 321 cm^3
Rma= 0,020 m Radio Manivela Cigüeñal Cp/2 20 mm
Lbi= 0,079 m Longitud Biela   Rma/λ 79 mm

 

3- Diseño Geométrico Preliminar de 1 Cilindro          En primera instancia tenemos algo así:

Cilindro

Cilindro

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4- Diseño Cinemático de 1 Cilindro   (Comprobar que no existen Interferencias)  Vemos que     OK

Model Computational Simulation Calculation and Desing Internal Combustion Engine ICE Motor MACI MCIA MEC MEP Compresor Turbo

Model Computational Simulation Calculation and Desing Internal Combustion Engine ICE Motor MACI MCIA MEC MEP Compresor Turbo

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Cilindro Comprobacion de Interferencias

Cilindro Comprobacion de Interferencias

Nótese que durante la fase de diseño vamos haciendo modificaciones.

 

5- Diseño Dinámico de 1 Cilindro   (Resistencia de Materiales)

Necesitamos un software FEM Finite Element Model

a- Diseñar a resistencia de materiales cada componente: pistón, cilindro, biela, manivela, cigüeñal,…

Propiedades Mecánicas de los Materiales a emplear:

DenAA= 2770 kg/m^3 Density Aluminum Alloy   Pistón  
CespAA= 875 J/kg ºK Specific Heat Aluminum Alloy    
TYSAA= 280 E+6 Pa Tensile Yield Strength Aluminum Alloy  
KconAA= 170 w/m ºK Isotropic Thermal Conductivity Aluminum Alloy  
DenTA= 4620 kg/m^3 Density Cilindro Manivela y Biela Titanium Alloy    
CespTA= 522 J/kg ºK Specific Heat Titanium Alloy   Bloque Cilindro
TYSTA= 930 E+6 Pa Tensile Yield Strength Titanium Alloy Biela y Cigüeñal
KconTA= 22 w/m ºK Isotropic Thermal Conductivity Titanium Alloy  

 

Tras diseñar las piezas en el CAD, éste nos proporciona los datos siguientes:    

MaPi= 0,500 kg Masa Pistón     500 g
MaBi== 0,250 kg Masa  Biela   250 g
Mama= 0,600 kg Masa  2 Manivelas Cigüeñal   600 g

Los introducimos en   un software de cálculo y simulación de motores  (link dowload simulador MCIA F1 2012 en EXCEL)
y recalculamos, ya que las masas influyen en las fuerzas de inercia y la fuerza normal al cilindro, en las pérdidas por rozamiento, con lo que el rendimiento, potencia, etc., varían.

Masas y Radio Inercia Crankshaft, Piston, Connecting Rod (CAD to EXCEL)

Masas y Radio Inercia Crankshaft, Piston, Connecting Rod (CAD to EXCEL)

Con los datos de las fuerzas actuantes realizamos la simulación a resistencia, vibraciones, etc.:

Datos obtenidos en    un software de cálculo y simulación de motores  (link dowload simulador MCIA F1 2012 en EXCEL)

para Gas Ideal:

Fuerza Pistón Total (Gas+Inercial)   Instantánea Máxima = 115.198  N     para un Dosado   Fr = 100%      n = 9.000 r.p.m.

Fuerza Pistón Total (Gas+Inercial)      Media del Ciclo  =   8.167  N     para un Dosado   Fr = 100%      n = 9.000 r.p.m.

* En el ciclo las mayores fuerzas se dan a bajas revoluciones  (n = 9.000 r.p.m. para un F1 del 2012)

Fuerza Pistón Total (Gas+Inercial)   Instantánea Máxima = 79.269  N     para un Dosado   Fr = 100%      n = 18.000 r.p.m.

Fuerza Pistón Total (Gas+Inercial)    Media del Ciclo    =  7.098  N     para un Dosado   Fr = 100%      n = 18.000 r.p.m.

Crankshaft Equilibrado a 18.000 rpm

Crankshaft Equilibrado a 18.000 rpm

Análisis de Elementos Finitos, FEA

Piston Deformacion x 1000

Piston Deformacion x 1000

 

Las máximas tensiones que pueden soportar los materiales a emplear son:

TYSAA= 2,80 E+8 Pa Tensile Yield Strength  Aluminum Alloy            para el Pistón
TYSTA= 9,30 E+8 Pa Tensile Yield Strength  Titanium Alloy           para el Cilindro, Biela y Cigüeñal  
PistonDeformacionx10

PistonDeformacionx10

 

Deformacion x 200 Piston con 8000 N

Deformacion x 200 Piston con 8000 N

 

Stress Piston con 115000 N

FEM  Stress Piston con 115000 N

 

Deformacion x 200 Biela con 8000 N

Deformacion x 200 Biela con 8000 N

 

Stress Biela con 115000 N

FEM  Stress Biela con 115000 N  BielaDeformacionx10

 

Biela Finit Element Model, FEM

Biela Finit Element Model, FEM

 

Biela Finit Element Analisys, FEA

Biela Finit Element Analisys, FEA

 

CigueñalDeformacionx10

CigueñalDeformacionx10

 

FEA Stress Crankshaft Fuerza 115000 N Deformation x 200

FEA Stress Crankshaft Fuerza 115000 N Deformation x 200

 

Stress Cilindro con 115000 N

Stress Cilindro con 115000 N

Modificamos el diseño hasta que la pieza cumpla con los requisitos de rigidez.

En primera aproximación, es suficiente con hacer una simulación de Análisis Dinámico Estático Estructural,

para ir depurando el diseño geométrico.

Posteriormente comprobaremos con Análisis Dinámico Transitorio (Implícito o Explícito).

Las cargas de impacto o fuerzas de choque dependen del tiempo (varían con el tiempo) y además son cíclicas produciendo la fatiga del material.

Los Análisis de Elementos Finitos, FEA (Finite Element Analysis), consumen bastante tiempo de ejecución en el ordenador.

Según su tipo, y a modo de ejemplo, para la biela:

  • 15   s   para Static Analysis
  • 60   s  para Static Transient Analysis     (10.000 ciclos)
  • 600 s  para Static Explicit Analysis        (10.000 ciclos)

En un motor, el tiempo de cada impacto, Δt,  se mide en milisegundos ( 10-3 s ).

La fuerza de la combustión se aplica durante ≅  60º  ≅  1 rd     (es variable en función de varios parámetros))

f ≅ 9.000 rpm ≅ 150 ciclos/s   =>   ω ≅ 2 π f ≅ 942 rd/s    =>         tcomb  ≅ 1/ ω (s/rd) ≅  1 / 942  ≅  103  

Transient Analysis sirve para Δt ≥ 10-3 s

Explicit Analysis sirve para Δt < 10-3 s   (del orden de Δt = 10-6 s  = 1 μs  = 1 microsegundo)

Ya que para asegurar la convergencia hay que hacer unos  20 – 30 chequeos,  ch ≅ 20  :

Δx ≅  1 mm ≅  10-3 m           f ≅ 0,9   is the stability time step factor         vsm  ≅ 5.000 m/s

Δt ≅  f * Δx /  vsm  ≅   0,9 * 10-3 m  / 5.000 m/s  ≅ 0,18 10-6 s             vsm,  velocidad del sonido en el medio (en el acero p.e.)   **

Este análisis para 10ciclos puede llevarse toda una vida de ejecución con mallados del orden de Δx = 1 mm  ( ≅ 100.000 nudos).

Si somos BMW, p.e. podemos conectar hasta 256 CPU de 8 core = 2048 core y correr los solvers en forma distribuida/paralelo/ shared memory, el tema va más rápido.

A nivel macroscópico,  la materia y sus propiedades ( temperatura, presión, tensiones, etc) tienen naturaleza contínua.

The Finite Elements hace análisis discontinuos y elimina los sumandos menos significativos de las ecuaciones para simplificar el proceso.

Donde los gradientes de temperaturas, ΔT, presiones, ΔP, esfuerzos, Δσ , etc.  sean mayores , más fina debe ser la malla para minimizar el error.

Por tanto no hay que obcecarse con obtener resultados superprecisos.

 

 

Biela Explicit Dynamics Analysis

Biela Explicit Dynamics Analysis

**

En los gases la ecuación de la velocidad del sonido es la siguiente:        v = ( γ R T / M )1/2

Siendo      γ,   el Coeficiente de dilatación adiabática ,      T,   la temperatura     y      M,    la masa molar del gas.

Los valores típicos para la atmósfera estándar a  son los siguientes:

γ = 1,4 para el aire

R = 8,314 J/mol·K = 8,314 kg·m2/mol·K·s2

T = 293,15 K (20 °C)

M = 0,029 kg/mol para el aire

Aplicando la Ecuación de los gases ideales:      P V = R T m/M      =>    P V/m = R T /M   =>    P/ρ = R T /M

En donde        P,    es la presión del gas en Pa,        V,    el volumen del gas en m3     y        m,   es la masa del gas,

se puede reescribir como                           v = ( γ P / ρ )1/2                  Donde ρ,   es la densidad del medio en kg/m3

En sólidos la velocidad del sonido está dada por:     vsm = cs =( E / ρ )1/2

En donde  E,    es el Módulo de Young            y                 ρ,   es la densidad

De esta manera se puede calcular la velocidad del sonido para el Acero, que es aproximadamente de 5148 m/s.

Velocidad del sonido en los líquidos              v = ( K / ρ )1/2                Donde   K, Constante elástica

 

b- Diseñar a resistencia de materiales el conjunto: pistón, cilindro, biela, manivela, cigüeñal,…

En primera aproximación hacemos un diseño estático del conjunto cuando la presión es máxima (cerca del punto muerto superior).

FEA Stress Cilindro Fuerza 100.000 N Deformation x 200

FEA Stress Cilindro Fuerza 100.000 N Deformation x 200

Cilindro Transient Structural Analysis

Cilindro Transient Structural Analysis

 

Cilindro Explicit Dynamics Analysis

Cilindro Explicit Dynamics Analysis

Los Análisis de Elementos Finitos, FEA (Finite Element Analysis), consumen mucho tiempo de ejecución en el ordenador.

  • 11 minutos  para Transient Analysis     (104  ciclos)
  • 17 minutos  para Explicit Analysis        (104  ciclos)

Necesitaríamos simular unos 107  ciclos ≅  11.000 min 180 horas ≅ 7 días  (con un CPU 8 cores y 3,4 Ghz).

Una vez tengamos un diseño geométrico que cumpla con los requisitos de rigidez del material, deberemos hacer una simulación del ciclo completo y calcular los componentes a fatiga del material.

Para ello necesitamos un hardware pata negra….Si no lo tenemos podemos hacerlo por partes para tener una idea aproximada de la realidad.

Lo primero es hacer un análisis modal (depende de la geometria, materiales y configuración) y ver las frecuencias propias de vibración (aquellas en que la pieza alcanza distorsiones máximas), las cuales hay que evitar.

En éste caso son superiores a > 700  ciclos/s con lo cual no hay problema (18.000 rpm = 300 ciclos/s).

Para un ciclo completo (2 giros el cigúeñal) podemos simular  como 1 rigid body los efectos de la carga transitoria

y observar las vibraciones y amortiguamientos:

CilindroGroup Transient Dynamics Response Analysis

CilindroGroup Transient Dynamics Response Analysis

 

Para simular el ciclo como 3 kinematics rigid body hay que hacer una simulación estática para cada ángulo del cigüeñal:

Cilindro Rigido Valores

Cilindro Rigido Valores

 

Cilindro Cimematico Rigido DOF 0

Análisis Dinámico Cilindro Cinemático Rigid Body  DOF 0, FEA, FEM

Según los Grados De Libertad (Degrees Of Freedom) que demos en la restrición del cilindro con la camisa obtenemos :

 

Cilindro Rigid Body Wich Joint DOF 0 simétrico VS DOF 1 asimetrico más real

Cilindro Rigid Body Wich Joint DOF =O      simétrico            VS             DOF = 1       asimetrico     más real

 

Para una simulación más real            (carga transitoria de 1 ciclo completo + rotación del cigüeñal)

realizamos un  Análisis Dinámico Transient tipo LS DYNA:

Equilibrando el cigüeñal, tenemos:

Crankshaft Equilibrado a 18.000 rpm

Crankshaft Equilibrado a 18.000 rpm

Analysis Transient Cilindro Crankshaft Equilibrado a 18.000 rpm Stress Von Myses

Analysis Transient Cilindro Crankshaft Equilibrado a 18.000 rpm Stress Von Myses

 

Equilibrando el cigüeñal y parte de la biela para minimizar la Fuerza Total, tenemos:

Force Total Equilibrada a 18.000 rpm

Force Total Equilibrada a 18.000 rpm

Analysis Transient Cilindro Force Total Equilibrada a 18.000 rpm Stress Von Myses

Analysis Transient Cilindro Force Total Equilibrada a 18.000 rpm Stress Von Myses

 

Como este tipo de software, analiza las inercias no es necesario introducir en el pistón la Fuerza Total (gas + inercial).

Basta con introducir la Fuerza del gas en expansión, Fgas:

Analysis Transient Cilindro Force Gas a 18.000 rpm Stress Von Myses

Analysis Transient Cilindro Force Gas a 18.000 rpm Stress Von Myses

 

Analysis Transient Cilindro Force Gas a 9.000 rpm Stress Von Myses

Analysis Transient Cilindro Force Gas a 9.000 rpm Stress Von Myses

 

Los factores de seguridad que tenemos son:

Analysis Transient Cilindro Force Gas a 9.000 rpm Safety Factor

Analysis Transient Cilindro Force Gas a 9.000 rpm Safety Factor

 

Safety Factor Piston

Safety Factor Piston

Safety Factor Biela

Safety Factor Biela

Safety Factor Cigüeñal

Safety Factor Cigüeñal

Con este diseño el cigüeñal se rompe en pocas vueltas del motor.

A altas revoluciones (18.000 rpm) las fuerzas de inercia son más importantes que la fuerza de expansión del gas.

Con el fin de minimizarlas hay que aligerar las masas del pistón y la biela y equilibrar el cigüeñal con contrapesos,

tan alejados como nos permita la cinemática (NO interferencias).

Alargando la biela ( λ ↓ ) ganaríamos espacio para el contrapeso, pero aumentamos la masa de la biela => Contraproducente

Podemos darle más espesor al contrapeso en la parte más alejada al eje de giro y/o utilizar insertos de materiales densos

(tungsteno, plomo si FIA lo permitiera).

Fatigue strength

The fatigue strength of crankshafts is usually increased by using a radius at the ends of each main and crankpin bearing. The radius itself reduces the stress in these critical areas, but since the radius in most cases is rolled, this also leaves some compressive residual stress in the surface, which prevents cracks from forming.

Quitando masa al pistón y la biela y aumentando el contrapeso del cigüeñal tenemos:

Analysis Transient Engine F1 2012 Piston Connecting Rod Crankshaft 18.000 rpm Stress Von Myses

Analysis Transient Engine F1 2012 Piston Connecting Rod Crankshaft 18.000 rpm Stress Von Myses

Safety Factor Crankshaft 2

Safety Factor Crankshaft 2

Seguimos puliendo el diseño, redondeando esquinas y aumentando material en las zonas más estresadas:

Safety Factor Crankshaft 3

Safety Factor Crankshaft 3

Idemmmmm:

Safety Factor Crankshaft 4

Safety Factor Crankshaft 4

Así hasta el infinito y mucho máaaassssss:

Analysis Transient Force Gas a 18.000 rpm Stress Von Myses

Analysis Transient Force Gas a 18.000 rpm Stress Von Myses

Analysis Transient Piston Force Gas a 18.000 rpm Stress Von Myses

Analysis Transient Piston Force Gas a 18.000 rpm Stress Von Myses

Analysis Transient Connecting Rod Force Gas a 18.000 rpm Stress Von Myses

Analysis Transient Connecting Rod Force Gas a 18.000 rpm Stress Von Myses

Analysis Transient Crankshaft Force Gas a 18.000 rpm Stress Von Myses

Analysis Transient Crankshaft Force Gas a 18.000 rpm Stress Von Myses

Analysis Transient Piston Force Gas a 18.000 rpm Safety Factor Alluminium Alloy

Analysis Transient Piston Force Gas a 18.000 rpm Safety Factor Alluminium Alloy

Analysis Transient Connecting Rod Force Gas a 18.000 rpm Safety Factor Titanium Alloy

Analysis Transient Connecting Rod Force Gas a 18.000 rpm Safety Factor Titanium Alloy

Analysis Transient Crankshaft Force Gas a 18.000 rpm Safety Factor Structural Steel

Analysis Transient Crankshaft Force Gas a 18.000 rpm Safety Factor Structural Steel

Analysis Transient Piston Force Gas a 18.000 rpm Live cycles Alluminium Alloy

Analysis Transient Piston Force Gas a 18.000 rpm Live cycles Alluminium Alloy

El pistón aguanta  2 e8 = 200.000.000 ciclos = 185 horas.

En este caso el motor se diseña para unos 4 grandes premios = 20 horas aprox. => que el pistón de Aluminium Alloy va sobrao.

lo mismo pasa con la biela de Titanium Alloy.

Analysis Transient Crankshaft Force Gas a 18.000 rpm Live cycles Alluminium Alloy

Analysis Transient Crankshaft Force Gas a 18.000 rpm Live cycles Alluminium Alloy

No es el caso del cigüeñal de Structural Steel, que aguanta unos 1,33e6 = 1.330.000 ciclos = 1 hora y cuarto.

No acabaría ni una carrera.

Quizás sea por un error del mallado, ya que excepto un punto rojo el resto tiene un valor algo mayor.

En cualquier caso, hay que mejorarlo a costa de “empeorar el pistón y la biela”:

Analysis Transient Engine F1 2012 Piston Connecting Rod Crankshaft 18.000 r.p.m. Stress Von Myses

Analysis Transient Engine F1 2012 Piston Connecting Rod Crankshaft 18.000 r.p.m. Stress Von Myses

 

With the Famous Software en EXCEl podemos comparar que está pasando, analizando las inercias de 3 casos :

Mod 1  Mod2   y   Mod3:    vamos disminuyendo las masas y aumentando el radio de inercia

Mod. 1 Analisis Contrapesos VS Forces a 18.000 rpm Engine F1 2012 Piston Connecting Rod Crankshaft

Mod. 1 Analisis Contrapesos VS Forces a 18.000 rpm Engine F1 2012 Piston Connecting Rod Crankshaft

 

Mod. 2 Analisis Contrapesos VS Forces a 18.000 rpm Engine F1 2012 Piston Connecting Rod Crankshaft

Mod. 2 Analisis Contrapesos VS Forces a 18.000 rpm Engine F1 2012 Piston Connecting Rod Crankshaft

 

Mod. 6 Analisis Contrapesos VS Forces a 18.000 rpm Engine F1 2012 Piston Connecting Rod Crankshaft

Mod. 6 Analisis Contrapesos VS Forces a 18.000 rpm Engine F1 2012 Piston Connecting Rod Crankshaft

 

Los modelos 2 y 3 son bastantes parecidos. El Mod1 y el Mod 3 son muy diferentes:

Vemos que el Mod1, más pesado, produce más perdidas, ya que  Δ fuerza normal ( Δ Máx – Mín de Fn cilin ) en el cilindro es mayor.

También son mayores, en general, las diferencias ( Δ Máx – Mín ) de las fuerzas de inercia, no así la fuerza total en el pistón, que apenas varía.

Es decir, minimizando dichas diferencias de las fuerzas de inercia Δ Máx – Mín  (F alterna, F centrífuga, F inercia)

mejoramos el diseño ya que el stresssssss disminuye.

 

6- Diseño del motor

jasf1961-Wordpress Motor MCIA MEC V8

jasf1961-Wordpress Motor MCIA MEC V8

Motor V8

Motor V8

Motor MCIA F1 2012 2400 cc V8 a 90 ª Orden Encendido 1 6 5 2 7 4 3 8

Motor MCIA F1 2012 2400 cc V8 a 90 ª Orden Encendido 1 6 5 2 7 4 3 8

Motor ICE F1 2012 2400 cc V8 a 90 ª Orden Encendido 1 6 5 2 7 4 3 8

Motor ICE F1 2012 2400 cc V8 a 90 ª Orden Encendido 1 6 5 2 7 4 3 8

Motor Levas F1 2012 2400 cc V8 a 90 ª Orden Encendido 1 6 5 2 7 4 3 8

Motor Levas F1 2012 2400 cc V8 a 90 ª Orden Encendido 1 6 5 2 7 4 3 8

Motor Valvulas F1 2012 2400 cc V8 a 90 ª Orden Encendido 1 6 5 2 7 4 3 8

Motor Valvulas F1 2012 2400 cc V8 a 90 ª Orden Encendido 1 6 5 2 7 4 3 8

V8 Orden Encendido 1 4 7 6 3 2 5 8

V8 Orden Encendido 1 4 7 6 3 2 5 8

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