7.3l Dizel Motorunun Matematiksel Modellenmesi İle Silindir İçi Parametrelerinin, Performansın Ve Egzoz Emisyonlarının İncelenmesi

ĐSTANBUL TEKNĐK ÜNĐVERSĐTESĐ



FEN BĐLĐMLERĐ ENSTĐTÜSÜ

YÜKSEK LĐSANS TEZĐ Olcay ATAY

Anabilim Dalı : Makina Mühendisliği Programı : Otomotiv

HAZĐRAN 2009

7.3L DĐZEL MOTORUNUN MATEMATĐKSEL MODELLENMESĐ ĐLE SĐLĐNDĐR ĐÇĐ PARAMETRELERĐNĐN, PERFORMANSIN VE EGZOZ

HAZĐRAN 2009

ĐSTANBUL TEKNĐK ÜNĐVERSĐTESĐ


FEN BĐLĐMLERĐ ENSTĐTÜSÜ

YÜKSEK LĐSANS TEZĐ Olcay ATAY

(503061718)

Tezin Enstitüye Verildiği Tarih : 04 Mayıs 2009 Tezin Savunulduğu Tarih : 03 Haziran 2009

Tez Danışmanı : Prof. Dr. Rafig MEHDĐYEV (ĐTÜ) Diğer Jüri Üyeleri : Prof. Dr. Metin ERGENEMAN (ĐTÜ)

Prof. Dr. Orhan DENĐZ (YTÜ) 7.3L DĐZEL MOTORUNUN MATEMATĐKSEL MODELLENMESĐ ĐLE SĐLĐNDĐR ĐÇĐ PARAMETRELERĐNĐN, PERFORMANSIN VE EGZOZ

iii

v ÖNSÖZ

Ülkemizde farklı silindir hacimlerine sahip dizel motor üretimi ve geliştirme faaliyetlerinde bulunun Ford OTOSAN A.Ş’nin 7.3L Ecotorq motorunun matematiksel modellemesi yapılarak; silindir içi parametrelere, indike ve efektif parametrelere ve egzoz emisyonlarına olan etksi incelenmiştir. Avrupa emisyon standartları dikkate alınarak mevcut durumda ulaşılabilecek standartlar ve alternatif çözümler tavsiye edilmiştir.

Tez hazırlama sürecimde bana değerli görüşleriyle yol gösteren ve ufkumu açan değerli tez danışmanım Sn. Prof. Dr. Rafig Mehdiyev’e, gösterdikleri sabır ve destek için aileme teşekkürü borç bilirim.

Haziran 2009 Olcay Atay

vii ĐÇĐNDEKĐLER Sayfa ÖNSÖZ...v ĐÇĐNDEKĐLER...viiii KISALTMALAR...ix

ÇĐZELGE LĐSTESĐ ...xi

ŞEKĐL LĐSTESĐ ...xii

ÖZET...xv

SUMMARY...xvii

1. GĐRĐŞ...1

1.1 Dizel Motorunun Tarihi ve Gelişimi...1

1.2 Dizel Motorlarının Çalışma Đlkeleri...1

1.2.1 Emme zamanı ...2

1.2.2 Şıkıştırma zamanı... 3

1.2.3 Yanma ve genişleme zamanı ... 4

1.2.4 Egzoz zamanı... 5

1.3 Dizel Motorlarında Püskürtme Özellikleri ... .... 6

1.3.1 Dizel motorlarında yakıt demeti yapısı ... 6

1.3.2 Dizel motorlarında yanma odaları... 7

1.3.2.1 Direk püskürtmeli yanma odalı dizel motorlar ... 7

1.3.2.2 Bölünmüş yanma odalı dizel motorlar... 8

2. DĐZEL MOTORLARINDA AŞIRI DOLDURMA...11

2.1 Aşırı Doldurmanın Tarihsel Gelişimi...11

2.2 Aşırı Doldurmanın Sisteminin Kullanım Nedenleri, Artıları ve Eksileri...12

3. DĐZEL MOTORLARINDA GENEL YANMA TEORĐSĐ ...17

3.1 Yanma Kimyası ...17

3.2 Dizel Motorlarda Yanma Prosesi ...18

3.2.1 Tutuşma gecikmesi...20

3.2.2 Difüzyon kontrollü yanma...21

3.2.3 Art Yanma...21

4. DĐZEL MOTORU GERÇEK ÇEVRĐMĐNĐN MODELLENMESĐ ...23

4.1 Termodinamik Hesapta Yapılan Kabuller...23

4.1.1 Modellenen motorun parametreleri...24

4.1.2 Hesaplanan Parametreler ...25

4.1.2.1 Đş gazı...25

4.1.2.2 Yanma ürünlerinin bileşim miktarı ...27

4.1.2.3 Çevre ve artık gaz parametreleri ...28

4.1.2.4 Emme Süreci Sonu Parametreleri ...29

4.1.2.5 Sıkıştırma Süreci Parametreleri...30

5. YANMIŞ ÜRÜNLERĐN DENGE VE NO EMĐSYONU HESABI...31

5.1 Silindir Đçi Parametrelerin Hesabı...31

5.3 Yanmış Ürünlerin Denge Konsantrasyonlarının Hesabı...38

6. SONUÇ VE ÖNERĐLER...41

6.1 Silindir Đçi Parametrelerin ve NO emisyonu Oluşumunun Đncelenmesi...41

6.2 Motorun Efektif ve Đndike Parametrelerinin Đncelenmesi...45

6.2.1 Đndike parametrelerin değerlendirilmesi...45

6.2.2 Efektif parametrelerin değerlendirilmesi...48

6.3 Gürültü Emisyonunun Đncelenmesi...51

6.4 Tutuşma Anının Etkisinin Đncelenmesi ...53

KAYNAKLAR...61

EKLER ...62

ix KISALTMALAR

AÖN : Alt Ölü Nokta ÜÖN : Üst Ölü Nokta KMA : Krank Mili Açısı

max : Maksimum

dB : Desibel Ses Birimi Ar-Ge : Araştırma Geliştirme

SCR : Selective Catalytic Reduction ĐTÜ : Đstanbul Teknik Üniversitesi NHDD : New Heavy Duty Diesel

xi ÇĐZELGE LĐSTESĐ

Sayfa

Çizelge 1.1: Dizel yakıtın fiziksel ve kimyasal özellikleri………...6

Çizelge 4.1: Ecotorq NHDD 7.3L dizel motorunun teknik özellikleri……..….…....24

Çizelge 4.2: Yakıtlardaki elementlerin kütlesel kesirleri...25

Çizelge 6.1: P’nin farklı m değerleri için KMA’na bağlı olarak değişimi…...41

Çizelge 6.2: Ty’nin farklı m değerleri için KMA’na bağlı olarak değişimi...42

Çizelge 6.3: T’nin farklı m değerleri için KMA’na bağlı olarak değişimi …...43

Çizelge 6.4: NO’nun farklı m değerleri için KMA’na bağlı olarak değişimi…...44

Çizelge 6.5: Ortalama indike basıncın farklı m değerleri göre değişimi...…….45

Çizelge 6.6: Đndike verimin farklı yanma üssü değerleri göre değişimi…...…….46

Çizelge 6.7: Đndike özgül yakıt tüketiminin m’e göre değişimi ………...….47

Çizelge 6.8: Đndike gücün yanma üssü (m) değerleri göre değişimi………...…...47

Çizelge 6.9: Ortalama efektif basıncın farklı m değerleri göre değişimi .…...….49

Çizelge 6.10 : Efektif verimin farklı m değerleri göre değişimi………...……..49

Çizelge 6.11 : Efektif gücün farklı m değerleri göre değişimi..………...…...….50

Çizelge 6.12 : Efektif özgül yakıt tüketiminin m’e göre değişimi………...…….51

Çizelge 6.13 : Gürültü emisyonunun farklı m değerleri göre değişimi…….…....….52

Çizelge 6.14 : Farklı yanma üssü değerleri için hesaplanan parametreler ..………..53

Çizelge 6.15 : Euro emisyon kuralları…...……..………...56

xiii ŞEKĐL LĐSTESĐ

Sayfa

Şekil 1.1 : Emme zamanı………..……….………...2

Şekil 1.2 : Sıkıştırma zamanı………...……….……...3

Şekil 1.3 : Yanma ve genişleme zamanı………….……….……….……....4

Şekil 1.4 : Egzoz zamanı……….……….5

Şekil 1.5 : Dizel yakıt demetinin yapısı……….…..………....7

Şekil 1.6 : Direk püskürtmeli yanma odası ……….………8

Şekil 1.7 : Bölünmüş yanma odası………..…...………9

Şekil 2.1 : Egzoz türbini tahrikli aşırı doldurma sistemi……….….……..…………15

Şekil 3.1 : Yakıtın tutuşma anındaki fotoğrafı……….…..…………19

Şekil 3.2 : P-V diyagramında tutuşma gecikmesinin gösterimi………..….….…...20

Şekil 4.1 : Ecotorq NHDD 7.3L dizel motorunun dinamometrede görüntüsü...…23

Şekil 6.1 : P’nin farklı m değerleri için KMA’na bağlı olarak değişimi……...41

Şekil 6.2 : Ty’nin farklı m değerleri için KMA’na bağlı olarak değişimi …...…..42

Şekil 6.3 : T’nin farklı m değerleri için KMA’na bağlı olarak değişimi …...43

Şekil 6.4 : Yanan yakıt kesrinin farklı m değerleri için KMA’na göre değişimi…...44

Şekil 6.5 : NO’nun farklı m değerleri için KMA’na bağlı olarak değişimi.…...…44

Şekil 6.6 : Ortalama indike basıncın farklı m değerleri göre değişimi...45

Şekil 6.7 : Đndike verimin farklı yanma üssü değerleri göre değişimi...….46

Şekil 6.8 : Đndike özgül yakıt tüketiminin m değerleri göre değişimi…...……..47

Şekil 6.9 : Đndike gücün yanma üssü değerleri göre değişimişimi…...…..48

Şekil 6.10 : Ortalama efektif basıncın farklı m değerleri göre değişimi …...…...49

Şekil 6.11 : Efektif verimin farklı m değerleri göre değişimi…...……….……..50

Şekil 6.12 : Efektif gücün farklı m değerleri göre değişimi...………….……..50

Şekil 6.13 : Efektif özgül yakıt tüketiminin farklı m değerleri göre değişimi...51

Şekil 6.14 : Gürültü emisyonun farklı m değerlerine göre değişimi………...….…..52

Şekil 6.15 : P’nin tutuşma anına göre değişimi...……….……..54

Şekil 6.16 : T’nin tutuşma anına göre değişimi………...….………....55

Şekil 6.17 : Yanan yakıt kesrinin tutuşma anına göre değişimi …...…...55

Şekil 6.18 : NO emisyonunun tutuşma anına göre değişimi…...…...……..57

Şekil 6.19 : Efektif verimin tutuşma anına göre değişimi……...……..57

Şekil 6.20 : Yanma üssü bağlı olarak efektif verim ………..……...………..58

xv

7.3L DĐZEL MOTORUNUN MATEMATĐKSEL MODELLENMESĐ ĐLE SĐLĐNDĐR ĐÇĐ PARAMETRELERĐN, PERFORMANSIN VE EGZOZ EMĐSYONLARININ ĐNCELENMESĐ

ÖZET

Petrol fiyatlarının giderek artması daha ekonomik olan dizel motorların yaygın olarak kullanılmasını otomotiv endüstrisinin gündemine yeniden getirmektedir. Dizel motorlar benzinli motorlarla yakıt tasarrufu açışından karşılaştırıldıklarında %25-30 daha ekonomiktirler. Dizel motorların yaygınlaşmasındaki temel engel egzoz gazlarındaki azot oksitleri (NOx) ve is-partikül (duman) kirleticilerinin benzinli

motorlara göre daha yüksek olmasıdır. Çevre kirliliği problemleri ön plana çıktığı için güncel emisyon standartları bu kirleticilerin sınır değerlerini düşük seviyelerde tutulmasını gerektirmektedir.

Bu noktada dizel motorlarda yanma karakteristiğinin belirlenmesi önemlidir. Egzoz emisyonlarının matematiksel modelleme ile hesaplanabilmesi Euro standartlarına uygunluk açısından ön fikir verebilmektedir. Silindir içi sıcaklık ve basınçtaki değişimin, motor verimi ve egzoz emisyonlarına etkisi belirlenebilmektedir.

Matematiksel modelleme için Ford Otosan A.Ş’ye ait 7.3L dizel motor bu çalışmada örnek olarak alınmıştır. Matematik model krank açısı değişimine bağlı olarak silindir içi parametreleri olan sıcaklık ve basıncı hesaplayarak, reaksiyon hızları üzerinde etkisi olan bu parametreleri denge denklemlerini çözmekte kullanacaktır. Denge denklemlerinin modellenmesinin ardından Zeldovich difüzyonlu yanma mekanizması kullanılarak NOx emisyon değerlerinin hesabına geçilecektir.

Kullanılan denge konsantrasyon denklemleri ĐTÜ Otomotiv Anabilimi tarafından geliştirilen amprik formüllerdir.

Bu çalışma ile birlikte, Ford OTOSAN tarafından üretilmekte olan 6 silindirli dizel motorunun hazırlanan matematik model ile silindir içi, indike ve efektif parametreleri incelenerek, dizel motorun NOx emisyonunun EURO kurallarına uygunluğu

tartışılacaktır. Çalışmanın değerlendirme kısmında alternatif emisyon azaltma yöntemlerinden bahsedilecektir.

xvii

MATHEMATICAL MODELLING OF 7.3L DIESEL ENGINE AND INVESTIGATING ITS PARAMETERS AND EXHAUST EMISSIONS

SUMMARY

Increase in oil prices brings more economical diesel engines to be used as widespread to the agenda of the automotive industry. When diesel engines are compared with gasoline engines, they are 25-30% are more economical than gasoline engines. The main obstacle for Diesel to be more widespread than gasoline engines is their high nitrogen oxides and, particles (smoke) in exhaust gases. Environmental pollution problems that come to the fore of current emission standards for these pollutants to limit demand to be kept at low levels.

At this point, determining the characteristics of combustion in diesel engines is important. Exhaust emissions can be calculated with mathematical modeling for compliance with Euro standards will provide preliminary ideas. Changes in temperature and pressure within the cylinder of the engine exhaust emissions and its effect on yield can be determined.

Mathematical modeling 7.3L diesel engine belong to Ford OTOSAN A.Ş is taken as an example. Mathematical models based on crank angle change parameters within the cylinder by calculating the temperature and pressure, reaction rates have an impact on the balance of these parameters will be used to solve equations. Equilibrium of the model equations to be the mechanism of diffusion and then by using the Zeldovich NOx emissions will exceed the value of the account. Equations of equilibrium concentration used was developed by ITU Automotive Departmant empiric formulas.

With this study, 6 cylinder diesel engine whis is being produced by Ford OTOSAN is modelled mathematically to evaluate its effective parameters, NOx emissions of the engine, and its compliance of Euro emission standarts. Working in the evaluation of alternative emission reduction methods are mentioned.

1 1. GĐRĐŞ

1.1. Dizel Motorunun Tarihi ve Gelişimi

Dizel motorları, yaktın kimyasal enerjisini silindirler içinde doğrudan mekanik enerjiye çeviren bir tür içten yanmalı makinelerdir. Beygir gücü aralığı birkaç beygirden 85 bin beygir gücüne kadar değişebilmektedir. Dizel motorlar günümüzde en yüksek ısıl verime sahip ısı makineleridir.

1982 yılında Profesör Dizel, havanın belirli bir oranda sıkıştırılması sonucu oluşan sıcaklığın, yakıtın tutuşma sıcaklığından yüksek olduğu ilk makinenin patentini aldı. Patenti alınan makinede hava sıkıştırılmasından sonra yakıt üst ölü noktadan önce silindire püskürtülmekteydi ve bir basınç yükselmesi olmaksızın yanma başlamaktaydı. Yakıt püskürtülmesi sona erince yüksek basınçlı gaz kütlesinin genişlemesi oluşturulmaktaydı. Profesör Dizel’in uygulaması termodinamikte yararlanılan Karno çevrimindeki iki izoterm (sabit sıcaklık) ile iki abyabattan oluşmaktaydı.

1895 yılında yapılan 4 stroklu ve sıkıştırma basıncı 30-40 kgf/cm3 olan, su soğutmalı ve yakıtı yüksek basınçlı hava ile püskürtülen makine Profesör Dizel’in tam bir başarısı oldu. Yapılan makinenin ısıl verimi ise % 24 civarındaydı. MAN firması ile Profesör Dizel’in yaptığı işbirliği sonucunda, günümüzün modern dizel motorlarına benzer özellikler gösteren dört stroklu ve mekanik püskürtme sistemine sahip makina tasarlandır. Tam olarak bu makine Profesör Diesel’in düşündüğü gibi olmamasına rağmen, devamında yapılan mekanik püskürtme sistemine sahip tüm makinelere “Dizel Motoru” adı verildi.

1.2. Dizel Motorlarının Çalışma Đlkeleri

Krank milinin iki tam devri veya pistonun dört strokunda ya da 720 derecelik krank açısında bir iş çevrimi oluşturan motorlar “Dört stroklu veya dört zamanlı motor” olarak adlandırılır. Dört zamanlı motorların çalışma ilkeleri kısaca şu şekilde

açıklanabilir: Silindir tarafından yanma odasına piston tarafından sıkıştırılan temiz hava yüksek basınç ve sıcaklığa sahiptir. Yüksek sıcaklığa sahip kızgın havanın içine enjektör aracılığıyla sis şeklinde yakıt püskürtülür ve yanma gerçekleşir. Piston oluşan kızgın yüksek basınçlı gazların etkisiyle harekete geçer ve iş oluşumu sağlanır. Đşin kranka aktarımı ise, pistonun bağlı olduğu biyel ya da piston kolu yardımıyla krank pin yatağına oradan da kranka şeklinde gerçekleşir. Bu devir hareketi krank tarafından bir pervane veya yardımcı bir makineye iletilir.

1.2.1. Emme zamanı

Dört zamanlı motorlarda birinci strok sırasında emme supabı açıktır ve pistonun hareketi üst ölü nokta (ÜÖN)’dan alt ölü nokta (AÖN)’ya doğrudur. Pistonun bu hareketi esnasında silindir içinde büyüyen hacim nedeniyle bir vakum veya alçak basınç merkezi oluşur. Bu vakum etkisi ile atmosferik basınçtaki hava emme valfinden silindir içine dolmaya başlar. Emme sırasında emme valfinden giriş yapan akışkan, emme kanalının yapısına ve kesitlere bağlı olarak sürtünme kayıplarına uğramaktadır. Bu sürtünme kayıplarının etkisiyle emme zamanında silindir içindeki basınç atmosfer basıncından daha alt değerlerde olur.

Şekil 1.1’de verilmiş olan “3” noktasındaki basınç yaklaşık olarak 0,85–0,95 bardır. Emme stroku pistonun alt ölü noktasını bir süre geçtiğinde emme supabının kapanmasıyla tamamlanır. Emme stroku sonunda piston üst ölü noktaya doğru hareket eder ve her iki valf (emme ve egzoz subapları) kapalı durumda bulunurlar.

Havanın emme valfinden girerek silindir içine dolduğu bu sürece “Emme Zamanı” denir. Şekil 1.1’de gözüktüğü gibi, 1 ve 3 noktaları arasında emme stroku tamamlanır. Motor devir sayısına bağlı olarak subapın önceden açılma miktarı değişir. Subapın önceden açılması yüksek devir sayılı motorlarda 20–30 0KMA arasında değişmektedir. Dönme sayısındaki azalma ile subap açıkma avansı da azalır. Bununla beraber emme subapının kapanması da tam alt ölü noktada gerçekleşmez. Emme subapları alt ölü noktadan 20–40 0_{KMA kadar geçildikten sonra kapanır. Bu}

gecikme emme kapanma gecikmesi olarak adlandırılır.

1.2.2. Sıkıştırma zamanı

Pistonun üst ölü noktaya doğru hareketi sırasında havanın hacmi giderek azalır ve sıkıştırılan havanın basınç ve sıcaklığı yükselmeye başlar. Sıkıştırma sonunda havanın basıncı, sıkıştırma oranına da bağlı olarak 30-40 (maks. 90) bar ve sıcaklığı ise 450-650 ºC değerlerine ulaşır. Enjektörden yakıt piston üst ölü noktaya çok yaklaştığı bir sıradan püskürtülmeye başlanır. Dört zamanlı motorlarda sıkıştırma işlemi yapılan bu sürece “Sıkıştırma Zamanı” adı verilir.

Şekil 1.2: Sıkıştırma zamanı.

Şekil 1.2’de 4 noktası ile gösterilmiş üst ölü noktada havanın sıcaklık ve basıncı maksimum değerleri alır.

1.2.3. Yanma ve genişleme zamanı

Sıkıştırma zamanı sonrası silindir içindeki havanın sıcaklığı ve basıncı yüksek değerlere ulaşır ve yakıtın tutuşma sıcaklığından çok yüksek değerlere ulaşan sıcaklık sebebiyle yakıt kendiliğinden tutuşur. Yakıtın püskürtülmesi ile tutuşması arasında çok küçük bir zaman aralığı yer alır. Üst ölü nokta ile yakıntın püskürtülmeye başladığı nokta arasında kalan bu zaman aralığına “püskürtme avansı” denir.

Mekanik püskürtme sistemine sahip olan dizel motorlarda püskürtme avansı krank mili açısı olarak yaklaşık 100–200 KMA kadardır. Enjektörlerden püskürtülen yakıntın tutuşması için belli bir süreye ihtiyaç vardır, bu sebepten püskürtülen yakıt hemen tutuşmaz. Bu zaman gereksinimi sebebiyle püskürtme üst ölü noktadan önce yapılmalıdır. Arzu edilen silindir içindeki basıncın maksimum değerine üst ölü noktadan hemen sonra ulaşmasıdır.

Yanma odasında tutuşma, bir ya da birkaç yerde alev oluşmasıyla başlar. Oluşan alevlerin hızları 25-35 m/s gibi oldukça büyük bir değerdedir ve kısa süre içinde yanma odasının her tarafına yayılırlar. Yüksek hızlara sahip alevlerin yayılmasına bağlı olarak silindir içinde basınç ve sıcaklık hızlı bir şekilde yükselir.

Yanmanın tamamlamasıyla oluşan gazların sıcaklığı 1400-1900 ºC, basıncı ise 40-80 (maks. 250) bar değerleri arasındadır. Bu kızgın ve basınçlı gazlar, üst ölü noktayı henüz geçmiş durumda bulunan pistonu alt ölü noktaya doğru iterler. Bu arada piston bir yandan işi meydana getirirken, diğer yandan da silindir içindeki hacim büyür ve böylece gazların basıncı giderek azalır. Bu strokta oluşturulan iş piston, biyel ve kol yatağı yardımıyla kranka devir hareketi olarak aktarılır.

Yanmanın ve genişlemenin gerçekleştiği bu zamana “Yanma ve Genişleme Zamanı” adı verilir. Şekil 1.3’de yanma ve genişleme zamanını p–V diyagramı üstünde 4-6 noktaları arasında göstermektedir.

1.2.4. Egzoz zamanı

Genişleme strokunun sonuna doğru, piston alt ölü noktaya yaklaştığı zaman, egzoz valfi açılır ve gazlar, basınçlarının yüksek oluşu sebebiyle atmosfere kaçmaya başlarlar. Basınç farkından kaynaklanan bu olaya serbest egzoz adı verilmektedir. Serbest egzozun devam ettiği sırada bir yandan da piston AÖN’ya vararak yönünü ÜÖN’ya doğru değiştirir. Böylece piston önüne kattığı gazlara süpürme hareketi uygulayarak egzoz valfi ile yuvası arasından atmosfere atmaya başlar. Bu olaya da kuvvetlendirilmiş egzoz adı verilmektedir.

Yüksek devir sayısına sahip dizel motorlarda egzoz supabının açılma avansı 20–40 0KMA arasında değişmektedir. Egzoz supabının açılmasından hemen önce silindir içindeki gazların sıcaklığı 1050 K civarında, basıncı ise 3–5 bar aralığındadır. Egzoz supabının açılmasından hemen sonra ise silindir içindeki gazların sıcaklıkları 640–740 K, basıncı 1,05–1,10 bar aralığındar.Dizel motorlarda egzoz supabı kapanma gecikmesi motor dönme sayısına bağlı bir parametredir. Egzoz supabı kapanma gecikmesi dizel motorlarında 5–10 0KMA aralığındadır. Motor devir sayısı azaldıkça bu açı değeri azalmaktadır.

Egzoz zamanı içerisinde gazların tamamı dışarı atılamamak ve bir miktar atık gaz silindirde kalmaktadır. Silindir içinde kalan, egzoz zamanı sırasında dışarı atılamayan bu gazlara artık gazlar denir. Genel olarak atık egzoz gazlarının silindir içinden atıldığı bu olaya “Egzoz Zamanı” adı verilir.

Şekil 1.4: Egzoz zamanı.

Dört zamanlı motorlarda iş periodu krank milinin iki defa dönmesiyle veya 720

0_{KMA’nı taramasıyla çevrim tamamlanmaktadır.}

1.3. Dizel Motorlarında Püskürtme Özellikleri

Silindir içine püskürtülen yakıtın basıncı dizel motorlarında genellikle 100–300 bar aralığında olmaktadır. Ancak son yıllarda püskürtme sistemlerindeki teknolojik gelişimlerle, püskürtülen yakıntın basıncı 1000–1500 bar mertebelerine kadar çıkılabilmektedir.

Silindir içi sıcaklık püskürme anında 900 – 1200 K, basınç ise 30-50 bar aralığında olmaktadır.

Enjektör delik çağı 0,15–1,0 mm arasında olan bir enjektörden püskürtülen dizel yakıtın damlacık çapı ortalama olarak 10–100 µm arasında değişmektedir.

Çizelge 1.1: Dizel yakıtın fiziksel ve kimyasal özellikleri.

Yakıtın Bileşimi [%] 86 C, 13 H Yoğunluğu 15 0C [g/ml] 0,82 - 0,86 Kinematik viskozitesi 20 0C [mm2/s] 2 - 8 Kaynama noktası [0C] 180 - 360 Buharlaşma gizli ısısı [kJ/kg] 250 Alt ısıl değeri [kJ/kg] 42500 Tutuşma sıcaklığı [0C] 250 Setan sayısı 25 - 65

Kükürt oranı maksimum [%kütlesel] 0,3

Yanma için minimum hava miktarı [kg hava/kg yakıt] 14,5

1.3.1. Dizel motorlarında yakıt demeti yapısı

Yakıt demet yapısı dizel motorlarda yakıt demet ekseni doğrultusunda üç bölgeden oluşmaktadır. Enjektörden çıkıştaki ilk bölge başlangıç bölgesi olarak adlandırılır. Devamında ise karışım bölgesi ile durum bölge vardır. Yakıt demeti radial doğrultuda incelendiğinde iki bölgeye ayrılır. Eksene yakın kesime çekirdek bölge, eksenenden uzak karışımın olduğu kesime ise karışım bölgesi adı verilir.

Şekil 1.5: Dizel yakıt demetinin yapısı.

Püskürtülen yakıt demetinin çekirdek bölgesinde damlacık hızı ve damlacık yoğunluğu yüksek değerlerdedir. Çekirdek bölge ile silindir içindeki havanın arasında kalan karışım bölgesinde ise damlacık yoğunluğu azdır ve türbülanslı akımın etkisi altındadır.

Yakıt demeti püskürtme yönünde eksensel doğrultuda incelenirse, başlangıç bölgesinde yakıtın parçalanmaya başlandığı görülür. Başlangıç bölgesi sıvı yoğunluğu açısından en yoğun bölge konumundadır.

Başlangıç bölgesinden sonra eksenel doğrultuda karışım bölgesi yer alır. Başlangıç bölgesinde damlacıklarla hava türbülanslı ortamın etkisiyle karışmaktadırlar. Karışım bölgesinden son olarak yer alan bölge uç bölge ise havayı dışarı ve yanlara doğru iterek demetin ilerlemesine yardımcı olmaktadır.

1.3.2. Dizel motorlarında yanma odaları

Dizel motorlarda yanma odaları fiziksel açısından iki temel gruba ayrılırlar. 1.3.2.1 Direk püskürtmeli yanma odalı dizel motorlar

Direk püskürtmeli yanma odasına sahip dizel motorlarda , yakıt direk olarak pistonun üst yüzeyi, silindir kafası ve silindir cidarları arasındaki boşluğa püskürtülür.

Karışımın oluştuğu bölge burasıdır.

Direk püskürtmeli dizel motorlarında hava hızı 20–80 m/s aralığında değişmektedir. Hava hızlarının yeteri kadar yüksek olmaması sebebiyle yakıt demetinin parçalanıp yanma odası içine dağılması için belirli bir süreye ihtiyaç duyulur. Bu sebepten

direk püskürtmeli yanma odasına sahip dizel motorların dönme sayısı 1000–3000 d/dak arasında olması gerekmektedir. Verim ile yüksek dönme sayıları arasında ters orantı vardır. Yüksek dönme sayılarına doğru gidildikçe verim azalmaktadır. Ancak hava hareketlerine duyulan ihtiyaç püskürtme basıncı yüksek tutularak azaltılabilir ve daha yüksek devir sayılarından verimli çalışma elde edilebilir.

Şekil 1.6: Direk püskürtmeli yanma odası.

Bu tip yanma odalarının avantajı alan/ hacim oranının düşüklüğü sebebiyle ısı kaybının az olmasıdır. Silindir için sıcaklıklar yüksek mertebelerdedir.

1.3.2.2. Bölünmüş yanma odalı dizel motorlar

Bölünmüş yanma odasına sahip dizel motorlarında yakıt öncelikle yardımcı yanma odasına püskürtülmektedir. Yakıtın tutuşması ve yanma başlangıcı bu yardımcı yanma odası içerisinden başlar. Yanmaya başlayan gazlar yüksek hızla yardımcı yanma odası ile ana yanma odasını arasındaki kanal yardımıyla ana yanma odasına geçerler. Hava hareketlerinin yüksek oluşu direk püskürtmeli yanma odasına sahip dizel motorlarda yaşanan yüksek dönme sayılarındaki verim düşüklüğü probleminin yaşanmasını engeller. Bölünmüş yanma odalı dizel motorlarda dönme sayıları 4000– 4500 d/dak’ ya kadar çıkabilmektedir.

Bölünmüş yanma odasındaki basınç silindir basıncını üst ölü noktaya kadar belirli bir miktar gecikme ile takip eder ve üst ölü noktadan sonra bölünmüş yanma odası ve silindir içi basınçlar aynı değere ulaşırlar. Bu tip yanma odalarına sahip dizel motorlarda, direk püskürtmeli yanma odalı dizel motorlara göre yanma odalarında

alan/hacim oranının yüksekliği sebebiyle ısı kayıpları da yüksektir. Buna bağlı olarak soğuma yüksek değerlere ulaşabilir.

Şekil 1.7: Bölünmüş yanma odası.

Bölünmüş yanma odalı dizel motorlarda hava hızları yüksek olduğu için karışım hızlı ve kolay oluşmaktadır. Bu da püskürtme basınçlarını direk püskürtmeli yanma odalı dizel motorlara göre daha düşük değerlerde tutma imkanı sağlar.

2. DĐZEL MOTORLARINDA AŞIRI DOLDURMA 2.1. Aşırı Doldurmanın Tarihi Gelişimi

Đçten yanmalı motorlarda aşırı doldurma sistemi üzerine yapılan ilk çalışmalar içten yanmalı motorların ortaya çıkışı ile birlikte başlamıştır. Alınan ilk patent 1885 yılında Gottlieb Daimler’in kendi benzin motorunun aşırı doldurma sistemi için aldığı patenttir. Daimler tarafından geliştirilen bu sistemde pistonun alt yüzeyi kompresörün fonksiyonunu üstlenmekteydi. Çalışma prensibi olarak pistonun alt yüzeyi tarafından sıkıştırılan ve karterde bulunan hava tek yönlü bir supabtan geçerek pistona dolmaktaydı. Geliştirilen bu ilk aşırımı doldurma sisteminde istenilen güç ve devir artışına ulaşılamamıştır.

1886 yılında ise Rudolf Diesel dizel motorunun aşırı doldurması ile ilgili bir patent almıştır. Profesör Diesel’de, Daimler gibi piston alt yüzeyini kompresör olarak kullanmış, çalışma prensibinde farklı olarak karterde bulunan havayı direk olarak pistona göndermek yerine bir depoda topladıktan sonra göndermeyi tercih etmişti. Dizel’in geliştirmiş olduğu bu sistem ile motorunun çıkış gücünde %30 oranında artış görülmüş fakat havanın toplandığı deponun yeteri kadar büyük yapılmaması nedeniyle yüksek depolama basınçlara ulaşılmış bu da verimi %30 oranında düşürmüştür.

Aşırı doldurma sisteminin önem kazandığı diğer bir sektör 1900’lü yılların başında ortaya çıktı. Hava yoğunluğunun yükseklik artışı ile azalması nedeniyle özellikle uçak motor gücünde azalmalar meydana gelmekteydi. Bu motor gücündeki azalış sebebiyle benzinli motorlarda kullanılabilecek aşırı doldurma sistemlerinde yeni gelişmeler kaydedildi. Uçak motorları için 1910 yılında yaklaşık 5 km yükseklikte düşük hava yoğunluğu sebebiyle % 40’a varan güç kaybını önleyebilecek kapasitede aşırı doldurma sistemleri geliştirildi. Geliştirilen bu aşırı doldurma sistemleri mekanik tahrikliydi. Günümüzde yaygın olarak kullanılan egzoz türbini ile tahrikli sistem üzerine olan çalışmalar 1905’lerde başlamış olsa da, başarı sağlamış uygulamalar 1920-1930 yıllarında ortaya çıkmıştır. Egzoz türbini ile aşırı doldurma

sisteminin kullanımı uçak motorlarında 1935-1940 yıllarında yaygın olarak başlanmıştır.

Đçten yanmalı dizel motorlar günümüzde eski ve çevreye zarar veren bir teknoloji olarak görülse de, alternatiflerine karşı hem teknik ve uygulanabilirlik yönünden hem de ekonomik yönden üstünlüğünü mevcut durumda korumaktadır. Ayrıca, diğer alternatif güç kaynaklarının uygulanabilir zorluğu sebebiyle kara, küçük deniz ve hava taşıtlarındaki kullanım alanlarını uzun süre koruyacağı gözükmektedir.

Günümüzde ulaştırma amaçlı tüketilen enerji toplam enerjinin %25’i, toplam petrol üretiminin %50’si kadarını oluşturmaktadır. Tüketilen bu enerji kara ve denizyolu taşımacılığında içten yanmalı motorlar tarafından harcanmaktadır. Bunun yanında içten yanmalı motorların çevre kirliliğine katkısı toplam çevren kirliliğinin %60’ı oranında yüksek ve ciddi bir değerdir.

Đçten yanmalı motorların geliştirilmesinden sonra yapılan ilk araştırmalar güvenilirlik ve ucuz imalat yönlerinde yapılmıştı. Ancak artan yakıt fiyatları ve çevreye verilen zararın artması nedeni ile günümüzde araştırma çalışmaları içten yanmaları motorların verimlerini artırma ve çevreye kirliliğine büyük etkisi olan egzoz gazları emisyonunu düşürme yönünde devam etmektedir.

Verimin artırılması noktasında aşırı doldurma işleminin büyük önemi vardır. Aşırı doldurma uygulamaları ile birlikte birim hacim ve ağırlıktan alınabilen motor gücü artırılır buna bağlı olarak motor verimi artar. Aynı zamanda aşırı doldurma, motor boyutlarını küçültülmesini ve egzoz gazlarının kirletici bileşenlerinin birim güç başına azaltılmasını sağlamaktadır. Dizel motorlarda aşırı doldurma uygulaması sayesinde benzin motorlarına kıyasla daha ekonomik çalışma elde edilmesinin yanında dizel motorlarının hızlarının artması sağlanmış ve boyutları küçülmüştür. Küçülen motor boyutları dizel motorlarının binek taşıt uygulamalarını kolaylaştırmıştır.

2.2 Aşırı Doldurma Sisteminin Kullanım Nedenleri, Artıları ve Eksileri Đçten yanmalı motorlarda efektif güç,

n p V

N_e ≈ _H × _me×

şeklinde formülize edilmiştir. Burada;

VH: Motor strok hacmi

pme: Ortalama efektif basınç

n: Dönme sayısı

olmak üzere, motor hacmini (VH), artırmadan efektif güç artırıkmak isteniyorsa

dönme sayısı (n) veya ortalama efektif basınç (pme) artırılmalıdır.

Günümüz motorlarında dönme sayısı 5000-7000 d/dak seviyelerine yükseltilebilmiştir. Motor dönme sayısının artışı ile birlikte özellikle dizel motorlarında, volumetrik verimin düşmesi gibi problemlerin yanı sıra, piston biyel mekanizmasında atalet kuvvetinden ki artış ile meydana gelen zorlamaların artması güç artırımı için devir artırma yönetiminin kullanılabilmesini güçleştirmektedir. Piston biyel mekanizmasının etkisi altında kaldığı en büyük atalet değeri piston üst ölü noktadayken oluşur. Bu değer; ) 1 ( 2 b gg i m r w F = × × × +λ

formülü ile ifade edilir. Burada; mgg: Hareket halindeki kütleler

r: Krank mili yarı çapı w: Açısal hız (πn / 30)

λb: Biyel eğikliği (Krank mili yarı çapı / biyel boyu)

olmak üzere, formülden de çıkarılabileceği gibi oluşan atalet kuvvetlerinin büyüklüğü açısal hızın karesi ile doğru orantılıdır. Artan bu atalet kuvvetleri sebebiyle sistem zorlanmalara maruz kalır ve zamanla zarar görür. Artan atalet kuvvetlerinin zorlamalarını önleyici veya zorlamalara dayanıklı sistemlerin geliştirilmesi teknik açıdan birçok sorunu beraberinde getirmekle beraber ekonomik açıdan da içten yanmalı dizel motorların dizaynın da zorlayıcı unsurlar olmaktadır. Bu sebeplere bağlı olarak motor dönme sayısının artırılması yerine, aşırı doldurma sistemi uygulaması ile ortalama efektif basıncın artırılması efektif gücün artırılması için uygun bir seçenektir. Efektif basıncı artması beraberinde dönme sayısının artışı gibi bazı problemler getirse de, günümüzde kullanım alanı dizel motorlarda oldukça yaygınlaşmıştır.

Aşırı doldurma kullanımı ile silindir içine normal emme basıncında alınan havanın 1,5-4 katı mertebelerine kadar basınçlı hava alımı sağlanır. Bu duruma paralel olarak daha fazla yakıt silindir içerisine gönderilerek, birim hacimde elde edilen güç miktarında artış sağlanmaktadır.

Aşırı doldurma uygulamasında artan güç ile beraber termik ve mekanik zorlanmalar artacağı için motorun mekanik açıdan daha sağlam ve ağır dizayn edilmesi gerekliliği ortaya çıkar. Elde edilen güç artışıyla kıyaslama yapılınca sağlam ve ağır dizayn gerekliliği göz ardı edilebilecek düzeyde kalmaktadır.

Günümüzde aşırı doldurma uygulamasının en yaygın kullanıldığı uygulama alanı küçük taşıt grupları olmuştur. Bu taşıt gruplarında aşırı doldurma sistemi uygulaması olmadan çıkılabilen ortalama efektif basınçlar ancak 5-6 bar’lık aralıktadır. Aşırı doldurma ile birlikte ortalama efektif basınçlar 8-10 bar mertebelerine kadar çıkabilmektedir. Tüm bilgilere bağlı olarak aşırı doldurma sistemini üstün kılan tarafları aşağıdaki gibi özetlemek mümkündür;

Motorda aynı efektif güç için daha küçük motor hacmi ve daha az silindir sayısı kullanımına imkan verir. Bu da motorun mekanik verimin artmasına yardımcı olur. Aynı efektif motor gücüne daha hafif bir yapı ile ulaşma imkanı sağlar.

Özellikle egzoz türbini tahrikli yapılan aşırı doldurmalarda yüksek verim elde edilir ve özgül yakıt tüketimi eğrisinde de iyi yönde değişim gözlenir.

Benzinli motorlarda ise sıkıştırma oranının artışıyla karşılaşılan vuruntu nedeni ile aşırı doldurma yapıldığında sıkıştırma oranı dizel motorlara göre nispeten düşük tutulur. Düşük sıkıştırma oranının kullanılma durumu da motor veriminin düşmesine neden olur.

Motor gücünün dış ortam basıncına olan bağımlılığı azaltılarak düşük dış ortam basınçlarında dahi yüksek basınçlı hava emilimi sağlanır. Bu durum özellikle uçak motorlarında önem göstermektedir.

Soğutma sistemine giden ısı azaltılacağı için daha küçük soğutma sistemi tasarımı ve imali imkanı verir.

Aşırı doldurma kullanımı ile egzoz gazları emisyonlarında azalmalar görülür. Hava fazlalık katsayısının büyümesi, sıcaklıkların yükselmesi ve tutuşma gecikmesinin

azalması CO, HC ve is emisyonlarının azalmasını sağlar. Ancak piston içi basınç ve sıcaklıkların artmasıyla NOx emisyonlarında artma gözlenir.

Aşırı doldurma sisteminin diğer bir avantajı ise egzoz türbini ile tahrikli aşırı doldurma sistemlerinde egzoz susturucusunun küçülmesidir.

Bahsedilen aşırı doldurmanın avantajları yanında bazı dezavantajları da bulunmaktadır. Bunlar;

Basınç ve sıcaklığın arttığı için motorda meydana gelen termik ve mekanik zorlamalar yüksektir. Bu da motor malzemelerinin yüksek kalitede olmasını ve tasarımın dikkatli yapılmasını zorunlu kılmaktadır. Bu işlemler ilave bir maliyet getireceği için toplam maliyette artışa sebep olur.

Diğer bir dezavantaj ise düşük devirlerde ortaya çıkan kötü moment karakteristiğidir. Özellikle taşıt motorlarında kullanılan egzoz türbini ile tahrikli aşırı doldurma sistemlerinde, motorun düşük devirlerinde doldurucu gerekli doldurma basıncını sağlayamayabilir. Benzer durum ani ivmelenmelerde egzoz türbinin ataleti dolayısıyla da ortaya çıkabilmektedir.

Aşırı doldurma sisteminin bu dezavantajlarına rağmen, küçüklüğü, hafifliği ve basitliği nedeni ile özellikle dizel motorlarda egzoz türbini tahrikli aşırı doldurma sistemlerinin Şekil 2.1’deki kullanımı yaygındır.

Şekil 1.1: Egzoz türbini tahrikli aşırı doldurma sistemi.

3. DĐZEL MOTORLARINDA GENEL YANMA TEORĐSĐ 3.1. Yanma Kimyası

Dizel motorlarında yakıt ile hava karışarak yanma gerçekleşir ve yanma ürünleri oluşur. Tam yanma sonrası oluşan ürünler; CO2, H2O, SO2, O2 ve N2’dir.

Eğer yakıt çevrim sonucu tam olarak yanmamış ise veya yanma disosiyasyona uğramış ise bu bileşenlere ek olarak CO, H2, O, H, NO gibi ürünlerde oluşur.

Yanma odasındaki hava miktarına bağlı olarak silindir içinde meydana gelecek olan yanmanın tam olarak gerçekleşip gerçekleşmeyeceği belirlenebilir. Dizel motorun termodinamik hesaplamalarında, hesaplamaları kolaylaştırmak amacı ile reaksiyona giren yakıt miktarı 1 kg olarak kabul edilir. Bu 1 kilogramlık yakıtın tam olarak yanması için gerekli olan hava ise hava fazlalık katsayısının hesaplanmasında kullanılmaktadır. Dizel motor yakıtları farklı hidrokarbon karışımlarından oluşur. Sıvı yakıt için; 1 = + +H O C kg (3.1)

Şeklinde ifade edilirse, burada C, H, O, S sırası ile karbon, hidrojen, oksijen ve kükürdün 1 kg sıvı yakıt içerisindeki kütlesel kesirlerini göstermektedir.

Tam yanmanın oluşabilmesi için gerekli olan minimum O2 miktarı oksijenin C, H, O,

S bileşenleri ile arasında tam yanma için gerekli olan değerlerinin toplamıdır. Karbonun tam yanma reaksiyonu için gerekli O2 miktarı ,

ısı

CO

O

C

+

₂

→

₂

+

Hidrojenin tam yanma reaksiyonu için gerekli O2 miktarı,

ısı O H O O H₂ + ₂ →2 ₂ + 2

Kükürdün tam yanma reaksiyonuna için gerekli O2 miktarı,

ısı

SO

O

S

+

₂

→

₂

+

Denklemleriyle hesaplanabilir. Bu bileşenlerin denklemlere göre tam yanma için dışarıdan alınması gereken oksijen kütlesel olarak,

O S H C mO = +8 + − 3 8 min _     kgYakıg kgO2

Oksijenin hava içersindeki ağırlık oranının %23.3 olduğundan, tam yanma için gerekli olan minimum hava kütlesel olarak mhmin=mOmin/0.233 ‘ dir. Bu değer içten

yanmalı motorlarda 14-15 kg hava/kg yakıt mertebelerindedir.

Denklem 3.1’de C, H ve O 1 kg yakıtta karbonun, hidrojenin ve oksijenin kütlesel kesirlerini ifade etmektedirler. Eğer bu kütlesel kesirler biliniyor ise, alt ısıl değer (Hu) Denklem 3.2’deki gibi hesaplanır.

(

)

(

)

[

_{33,91 125,6 10,89 2,51 9}

]

₁₀3 × + × × − − × − × + × = C H O S H W Hu kJ/kg

Denklemde yer alan S sülfürün, W ise sıvı buharının kütlesel kesirleridir. 3.2. Dizel Motorlarda Yanma Prosesi

Đçten yanmalı motorlarda oluşan yanma prosesi fiziksel ve kimyasal etkileşimlerden oluşan karmaşık, modellenmesi son derece zor olan, günümüzde de tam olarak açıklığa kavuşmamış bir prosestir. Fiziksel etkileşimler enerji ve kütle transferi ile ilgilidir. Kimyasal reaksiyonlar ise yakıt ile oksijen arasındaki moleküllerde gerçekleşen moleküler etkileşimlerdir.

Dizel motorlarda yakıtın yanma odasına püskürtülmesi ve devamında yakıtın buharlaşması ile başlayan yanma süreci yanmanın gerçekleşmesi ve işin oluşması ile son bulur.

Yakıtın yanma odasına püskürtülmesiyle birlikte yakıt ile hava arasındaki sürtünmenin etkisiyle yakıt daha küçük parçalara ayrışır. Yakıttaki demetindeki parçalanma oranı yakıt çevresindeki sürtünmenin fazlalığı sebebiyle daha fazla olur. Enjektörden yakıtın püskürtülmesi ile birlikte yanma odası içersinde reaksiyonlar başlar. Reaksiyonlar püskürtülmenin ilk yapıldığı anda yavaştır ve basınçta belirli bir artış olmaz.

Parçalanan yakıt sıcaklığında artışı ile buharlaşır ve tutuşma gecikmesi ile birlikte difüzyon alevi oluşur. Dizel motorunda gerçekleşen yanma difüzyon şeklindedir. Dizel motorlarda alev cephesi, benzin motorunda olduğu yanmış bölgeden yanan

bölgeye enerji ve kütle iletişimi sonucunda belirli bir yönde ve hızda ilerlemez. Yerel koşullar dizel motorlarda yanmayı etkileyen temel faktördür. Buna ilave olarak yanma odası içerisinde ısı ve kütle transferlerine bağlı olarak oluşan hava hareketleri de yanmayı etkileyen önemli bir faktördür.

Püskürtülen yakıtın buharlaşmasında, küçük tanecikli yakıt damlacıklarında kütlelerine göre hava ile temas eden yüzey alanları oranının yüksek olması sebebiyle buharlaşma daha hızlı gerçekleşir. Buna bağlı olarak demette yanma küçük damlacıkların bulunduğu demet çevresinde başlar. Gerekli sıcaklık ve basıncın sağlandığı bölgelerde yanma birden fazla noktada başlayabilir.

Şekil 3.1’de yanma başlangıcında bir yakıt demeti gösterilmektedir. Şekilde 1 numaralı bölge yakıt demetinin sıvı bölgesini, 2 numaralı bölge buhar bölgesini, 3 numaralı bölge buhar bölgesinde meydana gelen tutuşmayı alev bölgesini ve 4 numaralı bölgede alev bölgesinde oluşan is bölgesini göstermektedir.

Şekil 3.1: Dizel yanma odasında tek delikli enjektörden püskürtülen yakıtın tutuşma anındaki fotoğrafı.

Dizel motorlarında yanma genele olarak 4 temel bölgeye ayrılarak incelenmektedir. Bunlar;

Tutuşma Gecikmesi
Kontrolsüz Yanma

Difüzyon Kontrollü Yanma
Art Yanmadır.

Püskürtme başlangıcından yanmanın başlamasına kadar olan sürece tutuşma gecikmesi olarak tanımlanır. Tutuşma gecikmesi ile silindir içinde yanma ile oluşan basıncın maksimum değerine ulaşması arasında kalan zaman dilimi kontrolsüz yanma, maksimum basıncın oluşumu ile maksimum sıcaklığın oluşumu arasında geçen süre de kontrollü yanma olarak tanımlanır. Son olarakta genişleme ile sıcaklığın düşmesinin başlamasıyla art yanma süreci başlar.

3.2.1. Tutuşma gecikmesi

Yakıtın yanma odasına püskürtülmesi hava ile yakıt demeti arasında sürtünmeler oluşur. Bu sürtünmelerin ve sıcaklığın etkisi ile beraber yakıt damlacıkları parçalanmaya ve buharlaşmaya başlar.

Yakıt ilk püskürtüldüğü andan itibaren kimyasal reaksiyonlar başlar. Ancak bu reaksiyonları hızı düşüktür. Yakıt ile hava arasındaki reaksiyonlar sıcaklığın ve buharlaşmanın etkisi ile artarak hızlanır ve yanma odasında ilk alev oluşur.

Yanma odasında yanmanın başlangıcı ile birlikte ani bir şekilde basınç yükselir. P-V diyagramında basınçtaki ani artış net olarak gözlenebilmektedir. Yakıtın ilk püskürtülmesinden yakıtın tutuşmaya başlayarak ani basınç artışının elde edildiği ana kadar geçen süreye tutuşma gecikmesi adı verilir.

3.2.2. Difüzyon kontrollü yanma

Kontrollü yanma süresi basıncı ani olarak yükselerek maksimum değerine ulaşmasıyla başlar. Bu süreçte yanma hızı, yakıt damlacıklarının buharlaşma hızı ve buharlaşan yakıt buharının hava ile karışma hızına bağlıdır. Kontrollü yanmada önemli parametreler; yakıt damlacıklarının çapları, hava hareketleri ve yerel hava fazlalık katsayısının birden yüksek değerlerde olmasıdır.

Dizel motorlarda önceden bahsedildiği üzere yanma benzinli motorlarda olduğu gibi cephesel olarak devam etmez. Yanma odası içersinde uygun sıcaklık ve basınç koşulların sağlandığı farklı noktalarda yanma başlayıp ilerleyebilir. Yanma hızının belirlenmesin de yanma odası içerisinde açığa çıkan toplam ısı miktarı değişimi aracılığıyla yapılır.

Difüzyon kontrollü yanma fazında yakıtın yanmasının tamamlanmasının arzu edildiği nota pistonun ÜÖN’ya yakın olduğu konumlardır. Pistonun bu konumlarında sıcaklık yüksek mertebelerdedir. Piston üst ölü noktadan uzaklaştıkça hacim artışı ile birlikte basınç giderek düşecek yanmayan yakıt demetinin oluşma ihtimali artacaktır. Buna bağlı olarak is oluşumu gözlenir ve efektif verim düşer.

Đçten yanmalı motorlarda yüksek verim elde edebilmek için yanmanın pistonun ÜÖN’ya yakın olduğu konumlarda tamamlanması arzu edilir. Fakat hem dizel hem de benzin vuruntusu problemleri sebebiyle bu durum gerçekleşmemektedir. Dizel motorlarda dizel vuruntusu probleminin önünü geçilebilmesi amacıyla tutuşma gecikmesi sürecinde püskürtülen yakıt azaltılır ise yanma süreci uzar ve yanma genişleme sürecine kayar. Eğer tutuşma gecikmesi sürecinde püskürtülen yakıt miktarı artırılırsa yanma süreci kısa süreli ve sert bir şekilde olur bu da motorun sert çalışmasına neden olur. Bu ihtimaller doğrultusunda motorun yumuşak çalışması ve yanma sürecinin üst ölü nokta civarında gerçekleşebilmesi için çok hassas bir çalışma gerektirmektedir.

3.2.3. Art yanma

Art yanma süreci yanma sürecinde maksimum sıcaklığa ulaşılmasından başlar. Bu süreçte hava ile yakıt arasındaki yanma hızı karışım oluşum hızı doğru orantılıdır. Bu süreçte zengin karışımın yanması sonucu oluşan tam olarak yanmamış yanmış yanma ürünleri de yanabilmektedir. Art yanma süreci egzoz sürecine geçilmeden sona erer.

4. DĐZEL MOTORU GERÇEK ÇEVRĐMĐNĐN MODELLENMESĐ

Ford OTOSAN firmasının 7.3L, 6 silindirli dizel motorunun matematiksel modellenmesinde termodinamiksel hesaplamalarının yapılması sırasında takım kabullerde bulunulmuştur.

4.1. Termodinamik Hesapta Yapılan Kabuller

Dizel motorunun gerçek çevriminin termodinamiğinin modellenmesi dahilinde kabuller yapılacaktır. Bu kabuller,

1. Silindir içindeki iş gazı (yakıt-hava karışımı ve yanma ürünleri) özgül ısısı sıcaklığa bağlı olarak değişen, aralarında reaksiyona girmeyen ideal gazlar karışımıdır.

2. Đdeal çevrimlerde olduğu gibi yanma veya ısı giriş sürecinin kısmen sabit hacim ve kısmen de sabit basınçta gerçekleştiği kabul edilir.

3. Sıkıştırma ve genişleme süreçlerindeki ısı kayıpları politropik süreçlerin istatistik olarak belirlenmiş üs değerleri (n1 ve n2) ile yapılmıştır.

4. Yanma süreci ısı kayıpları ise tecrübelerle belirlenmiş olan ısı kullanım katsayısı ( ζz ) ile hesaba katılmış olur.

Termodinamik hesaplar ile NO hesabında kullanılacak olan yerel sıcaklık ve basınç değerleri elde edilecektir. Bilindiği üzere yanma sonucu açığa çıkan NO, sıcaklık ve basınca bağlı olarak değişim göstermektedir.

Şekil 4.1: Ecotorq NHDD 7.3L dizel motorunun dinamometrede görüntüsü.

4.1.1 Modellenen motorun parametreleri

Matematiksel modelleme ile termodinamiksel hesaplamaları yapılacak 7.3L dizel motorun hesaplamalarında lazım olacak olan teknik özellikleri Çizelge 4.1’de verilmiştir.

Çizelge 4.1: Ecotorq NHDD 7.3L dizel motorunun teknik özellikleri.

Parametre Sembol Değer Birim

Kullanılan Yakıt - Standart Dizel

Silindir Çapı D 0,112 [m]

Piston Stroku S 0,124 [m]

Devir Sayısı n 2400 [d/dak]

Sıkıştırma Oranı ε 17,4

Hava Fazlalık Katsayısı λ 1,77

Volümetrik Verim ηv 0,847

Silindir Sayısı i 6

Aşırı Doldurma Basınç Oranı pk/po 2,729

Piston Ortalama Hızı wp 9,5 [m/s]

Havanın Mol Kütlesi mh 28,97 [kg/kmol]

Havanın Gaz Sabiti Rh 287 [J/kg K]

Normal Atmosfer Basıncı P0 0,1 [MPa]

Doldurucu Sonrası Hava Basıncı pk 0,2729 [MPa]

Normal Atmosfer Sıcaklığı T0 293 [K]

Sıkıştırma Süreci Adiyabat Üssü k1 1,377

Sıkıştırma Süreci Politrop Üssü n1 1,36

Yanma Ürünleri Adiyabat Üssü k 1,39

Genişleme Süreci Adiyabat Üssü k2 1,2515

Genişleme Süreci Politrop Üssü n2 1,26

Isı Kullanım Katsayısı ξz 0,74

4.1.2. Hesaplanan parametreler

Hava yakıt karışımı termodinamik hesabı kolaylaştırmak için 1 kg olarak kabul edilir. Motor yakıtları farklı hidrokarbon karışımlarından oluşur.

Sıvı yakıt için; 1 = + +H O C (4.1)

Denklem 4.1’de C karbonun, H hidrojenin, ve O’da oksijenin 1 kg yakıtta kütlesel kesirlerini ifade etmektedirler. Sıvı yakıta ait kütlesel kesirler biliniyor ise, alt ısıl değer (Hu) Denklem 4.2’deki gibi hesaplanır.

(

)

(

)

[

_{33,91× +125,6× −10,89× − −2,51× 9× +}

]

_×103

= C H O S H W

Hu kJ/kg

Denklemde yer alan W ve S sırasıyla su buharının ve sülfürün kütlesel kesirlerini göstermektedir.

Çizelge 4.2: Yakıtlardaki elementlerin kütlesel kesirleri.

Termodinamiksel hesaplamalarda kükürt ve su buharının kütlesel kesirleri sıfır olarak alınmıştır.

Dizel yakıttaki elementlerin kütlesel kesirleri doğrultusunda dizel yakıt için alt ısıl değer hesaplanır.

(

)

(

)

[

_{33,91 0,87 125,6 0.126 10,89 0,004 2,51 9 0,126}

]

₁₀3 × × × − × − × + × = u H 4.1.2.1. Đş gazı

1 kg yakıtın tam yanması için gerekli teorik hava miktarı hacimsel ve kütlesel olarak sırasıyla Denklem 4.2 ve Denklem 4.3’teki gibi hesaplanır.

      − + × = 32 4 12 208 , 0 1 C H O

L_o kmol hava/kg yakıt (4.3)

Sıvı Yakıt C H O

Benzin 0,855 0,145 -

Dizel Yakıt 0,870 0,126 0,004

      − × + × × = C H O l 8 3 8 23 , 0 1 0 kg hava/kg yakıt (4.4)

Hava fazlalık katsayısı kullanılarak yakıt hava karışımındaki gerçek hava miktarı hesaplanır. Hava fazlalık katsayısı Denklem 4.5’de göstermektedir.

o

L L

=

λ (4.5)

Karışımdaki gerçek hava miktarının hesabı için Denklem 4.5’ten Denklem 4.6 çekilerek hesaplanır.

o L

L=λ× kmol hava/kg yakıt (4.6) Karışımdaki gerçek hava miktarı hacimsel olarak hesabı Denklem 4.7’de

gösterilmiştir.

o

l

l=

λ

× kg hava/kg yakıt (4.7) Taze dolgu yakıt hava karışımı, 1 kg sıvı yakıta ilave olarak havadan oluştuğu için taze dolgunun kütlesel (m1) ve mol (M1) miktarları sırasıyla Denklem 4.8 ve

Denklem 4.9 ile hesaplanır.

o

l l

m1 =1+ =1+

λ

× kg/kg yakıt (4.8) Motorun termodinamik hesaplarında gazların hacimsel miktarı ile gösterilmesi nedeniyle formüllerde gaz miktarları mol olarak alınmıştır.

o y y L m L m M₁ = 1 + = 1 +

λ

× kmol/kg yakıt (4.9)

Denklem 4.9’da my yakıtın molar kütlesidir. Birimi kg/kmol’dür. 180 ile 200

arasında değişen değerler almaktadır. Matematiksel modellemede yapılan kabul;

190 =

y

m kg/kmol’ dir.

Đş karışımı, taze dolgu ve egzoz sürecinde atılamayan yanma ürünlerinden

Denklem 4.10 ile Ma hesaplanır. r a M M M = 1+ (4.10) Ma: Toplam iş gazı M1: Taze dolgu Mr: Artık gazlar

Artık gaz miktarı ise artık gazlar katsayısı γr yardımı ile hesaplanır. γr ise;

1

M M_r r =

γ

_(4.11)

formülü ile hesaplanır.

Đş karışımı miktarı bulunduktan sonra taze dolgu yoğunluğu Denklem 4.12 ile hesaplanır. o k o o T P P P × × = 287 106 0

ρ

(4.12)

4.1.2.2. Yanma ürünlerinin bileşimlerinin miktarı

Stokiyometrik yakıt hava karışımının tam yanma ürünleri karbon dioksit CO2, su

buharı H2O ve azottan N2 oluşmaktadır. Ancak matematiksel modellemesi yapılan

7.3L aşırı doldurmalı dizel motorda fakir yakıt hava karışımı kullanıldığından oksijen de yanma ürünü olarak oluşur.

Buna göre sıvı yakıtın yanma ürün miktarı; λ≥ 1 iken;

0 2 ( 0.208) 2 12 2 2 2 2 L H C M M M M M = _CO + _HO + _O + _N = + +

λ

− × kgyak kmol (4.13)

Yakıtın yanması sırasında bağıl hacim değişimi, yanma ürünleri mol miktarının

yakıt-hava karışımı mol miktarı oranına eşit olan, yakıt-hava karışımının kimyasal

moleküler değişim katsayısı µo büyüklüğü ile tanımlanır. 1 2/ M M o = µ _. 27

Eğer λ > 1 ise yakıt hava karışımının kimyasal moleküler değişim katsayısı µ o

Denklem 4.14 ile de hesaplanabilir. Yakıt-hava karışımın kimyasal moleküler

değişim katsayısı µo ; ) / 1 ( ) ( ) / 1 ( ) 32 / ( ) 4 / ( 1 y o y o m L m O H + × − + + = λ µ (4.14)

Đş karışımının (Ma = M1 +Mr) gerçek moleküler değişim katsayısı µ Denklem 4.15

veya Denklem 4.16 aracılığıyla hesaplanır.

)

/(

)

(

M

₂

+

M

r

M

₁

+

M

r

=

µ

_(4.15) ) 1 /( ) (µ_o γ_r γ_r µ= + + _(4.16)

4.1.2.3. Çevre ve artık gaz parametreleri

Aşırı doldurma sistemine sahip motorlarda kompresör çıkışındaki hava basıncına

göre aşağıdaki gruplandırmalar yapılır:

Normal basınçlı aşırı doldurma ; pk ≤1.5po

Orta basınçlı aşırı doldurma; pk = (1,5÷2,5)po

Yüksek basınçlı aşırı doldurma; pk ≥ 2,5po

Matematiksel modellemesi yapılan 7.3L 6 silindirli dizel motorun aşırı doldurma basınç oranı 2.729

0

=

p p_k

dur ve yüksek basınçlı aşırı doldurma grubundadır.

Kompresör çıkışındaki hava sıcaklığı aşağıdaki politropik denklem, Denklem 4.17 ile

hesaplanır. k k n n o k o k T p p T ( / )( −1)/ = _(4.17)

Denklemde doldurucu sıkıştırma politrop üssü nk = 1,5-2,0 arasında bir değerdir.

Matematiksel modellemesi yapılan motor için bu değer n1 = 1,36’dır.

Artık gaz parametreleri (pr, Tr) iki yolla tayin edilebilir. Bu veriler ya benzer motor

bilgilerinden yararlanarak tahmini olarak kabul edilir ya da ampirik formüllerle hesaplanır.

) 10 55 , 0 1 ( 4 n p p_r = _o× + × − × _(4.18)

ε

λ

+ × − × × − =1302 403,5 0,037 n 7,38 T_r (4.19)

Dizel ve benzin motorlarında artık gaz basıncı aşırı doldurma olmadığı durumlarda

atmosfer basıncının 1,05 ile 1,25 katı arasında değişmektedir.

Sıcaklıklar ise dizel motorlarında 600 ile 900 K, benzin motorlarında ise 900 ile 1100 K aralığında olmaktadır.

4.1.2.4. Emme süreci sonu parametreleri

Emme süreci sonu iş gazı basıncı (pa, MPa) Denklem 4.20 yardımıyla hesaplanır;

[

]

k k r v k k a T T p p T T p

ε

η

ε

− + ∆ + = ( )( 1) _{Mpa (4.20)}

formülde ∆T taze dolgunun emme süresince motorun sıcak çeperlerinden aldığı ek

ısıdan kaynaklanan sıcaklık artışıdır.

Benzin motorlarında ∆T 0 ile 20 K arasında değerler alırken, dizel motorlarında aşırı doldurma olmadığında 10 ile 40 K arasındadır. Aşırı doldurmalı motorlarda bu değer -5 ile 10 K arasında değişmektedir.

Yapılan hesaplamalarda ∆T : 10 K kabulü yapılmıştır.

∆T tahmini olarak belirlenebileceği gibi deneysel verilere dayalı bir denklem ile de

hesaplanabilir. Denklem 4.21 ∆T’in ampirik olarak hesaplanışını göstermektedir.

n

T = − ×

∆ 30 0,006 (4.21)

∆T değeri belirlenmesinden sonra pa değeri Denklem 4.20 yardımıyla hesaplanır.

A noktasındaki basınç atmosfer basıncından daha düşük olarak hesaplanacaktır.

Bulunmuştur. Bunun temel sebebi emme kanalı boyunca havanın motor çeperlerine

sürtünerek basınç kaybına uğramasıdır.

Artık gazlar katsayısı Denklem 4.22ile hesaplanır:

) ( / ) ( o r a r r r = p T +∆T T εp −p γ _(4.22)

Emme sonu iş gazı sıcaklığı Ta ise Denklem 4.23 ile hesaplanır:

) 1 /( ) ( k r r r a T T T T = +∆ +γ +γ _(4.23)

Dizel motorlarında pa 0,082–0,098 Mpa, Ta ise 315–350 K arasındadır.

4.1.2.5. Sıkıştırma Süreci Parametreleri

Sıkıştırma sürecinde sıkıştırma politrop üssü n1 sabit kabul edilir. Matematiksel

modellemesi yapılan motorda n1 = 1.36 alınarak Denklem 4.24 ve Denklem 4.25

yazılabilir. 1 1 1 n c c n x x n a a V p V p V p × = × = × (4.24) 1 1 1 1 1 1− _{= ×} − _{= ×} − × n c c n x x n a a V T V T V T (4.25)

Denklem 4.24 ve Denklem 4.25’den yararlanılarak sıkıştırma sonu basınç ve sıcaklık

değerlerinin hesabı Denklem 4.26 ve Denklem 4.27 ile hesaplanabilir.

1 n a c p p = ×ε (4.26) 1 1− × = n a c T T ε (4.27)

5. YANMIŞ ÜRÜNLERĐNĐN DENGE VE NO EMĐSYONU HESABI

Dizel motorların performans, verimlilik ve emisyon değerlerini hesaplamak için önerilmiş söz konusu matematik model “Yanma kanununun” Vibe fonksiyonu,

Zeldoviç’in difüzyonlu yanma ve azot oksit oluşumu mekanizmaları,

Mehdiyev-Posvyanski’nin yanmış ürünlerin denge konsantrasyonunun hesaplama metodu ve Russell’in yanma zamanı basınç artış gradyanı ile motor gürültüsünün deneysel bağlantısı kullanılarak oluşturulmuştur.

5.1. Silindir Đçi Parametrelerin Hesabı

Matematiksel modellemede silindir içi parametrelerini (silindir içi basınç p ve sıcaklık T) hesaplamak için aşağıdaki denklemler kullanılır:

1. Termodinamiğin 1. kanunu:

pdV dQ

dQ

dU = _H − _W − (5.1)

2. Đdeal gaz denklemi

T M R V

p⋅ = ⋅ ⋅ (5.2)

3. Piston hareketine bağlı olarak silindir hacminin değişimi denklemi:

              − + −       + = λ α λ α λ ω 2 2 sin 1 1 cos 1 1 _s s s p F V (5.3) Bu denklemlerde:

U : Gazların iç enerjisi, kJ/kg yakıt; QH : Yanma ile açığa çıkan ısı, kJ/kg yakıt;

Qw : Soğutma ile atılan ısı, kJ/kg yakıt;

Fp = πD2/4: Piston alanı, m2;

ω = πn/30 : Krank milinin dönme hızı, 1/s (n: dönme sayısı d/dak) ; λs = r/ls: Biyel eğikliğidir (krank yarı çapı/biyel boyu).

Yanma ile açığa çıkan ısı: dx g dQ_H =ξ_d ⋅Η_u ⋅ _c ⋅ (5.4) ile hesaplanır. Denklem 5.4’de:

ξd : Yanma ürünlerinin λ1=1’de ve Tz sıcaklığında disosyasyona bağlı kayıp

katsayısı;

gc : Çevrim başına püskürtülen yakıt miktarı, kg/çevrim

x : Göreceli yanan yakıt kesri, yanma başlangıcında x=0, yanma sonunda x=1 değerlerini alır.

Dizel motorlarında x’i basit yolla hesaplamanın bir yolu Denklem 5.5 ile verilmiş olan Vibe fonksiyonunu kullanmaktır:

(

)

[

1

]

/ 908 , 6 exp 1 + − − = m z x

α

α

(5.5) Burada;

m : Yanma süresi için üs,

αz : Krank mili açısı (KMA) olarak yanma süresidir.

Yukarıda verilmiş olan denklemlere göre supabların kapalı olması durumunda silindir içindeki ortalama sıcaklık ve basınç sırasıyla Denklem 5.6 ve Denklem 5.7 kullanılarak hesaplanır.

Ortalama basınç ve sıcaklık hesaplamada adım α≤0,5 ˚KMA alınarak, sayısal yöntemle aşağıdaki formüllerle hesaplanabilir;

(

mC

)

M dU dT i t t v ⋅ = 0 (5.6) V MT R p= m _(5.7) Bu denklemlerde;

M : Đşgazının miktarı, kmol/kg yakıt;

(mCv)t0ti : Đş gazının molekül özgül ısısı, kJ/kmol˚C.

Denklem 5.8 ve Denklem 5.9 kullanılarak iş gazının miktarı ve iş gazının molekül özgül ısısı hesaplanabilir.

[

1+( −1)

]

=Ma µ M (5.8) ) 273 ( 00183 . 0 24 ) (mC ti₀ = + T − t V (5.9)

Yanma zamanı basınç artış gradyeni Denklem 5.10 yardımıyla hesaplanır.

δα α ( )/ /d p_{j i} p_j dp = + − KMA MPa 0 1 (5.10)

Püskürtülen yakıtın tutuşması belli bir süreye ihtiyaç vardır. Đndiksiyon periyodu αi

olarak adlandırılan bu parametre Denklem 5.11 Tolstoy formülü ile hesaplanabilir:

β ε α _ ⋅ ⋅      + − =6 1 10 0 0 0 p T V V V n s c i * _       _Ε       + − − 0 1 0 1 1 exp RMT V V V n s c ε (5.11) Formülde;

V0: Yakıt püskürtme başlangıcındaki hacmi, m3;

Vc: Sıkıştırma süresinin sonundaki hacmi, m3;

Vs: Emme supabının kapandığı anlardaki silindir hacmi, m3;

ε : Sıkıştırma oranı;

p0, T0 : Atmosfer basıncı, Pa ve sıcaklığı, K;

E : Kullanılan yakıtın aktivasyon enerjisi, J/kmol; R : Evrensel gaz sabiti, J/molK;

n1=(k-0,02) : Politropik üs (k=Cp/Cv);

β=(1-1,6 10-4 n) 12 10-5 : motorun dönme sayısı n’e bağlı amprik bir katsayıdır.

Soğutma sistemine atılan ısı Denklem 5.12 Newton-Rihman formülü ile hesaplanır:

(

)

n d F T T dQ_{w t i w w} 6

α

α

− = (5.12) Formülde; α t : ısı transfer katsayısı, kJ/m2˚C;

Fw=Fk+Fp+Fs : ısı transferine maruz toplam yüzey alanı, m2;

Fk : yanma odasının üst yüzeyinin alanı, m2;

Fp : pistonun yüzey alanı, m2;

Fs : silindirin yüzey alanı, m2;