buji le ateşlemeli motorlarda ideal çevrim

8/8/2019 buji le ateşlemeli motorlarda ideal çevrim

http://slidepdf.com/reader/full/buji-le-ateslemeli-motorlarda-ideal-cevrim 1/12

G.Ü. Fen Bilimleri Dergisi18(1):103-114 (2005)

ISSN 1303-9709 G.U. Journal of Science18(1):103-114 (2005)

PERFORMANCE CALCULATION OF A SPARK IGNITON ENGINE ACCORDING

TO THE IDEAL AIR-FUEL CYCLE ANALYSIS

Perihan ERDURANLI *Zonguldak Karaelmas Üniversitesi, Karabük Teknik Eğitim Fakültesi,Makina Eğitimi Bölümü, KARABÜK, e-mail: [email protected]

Atilla KOCAGazi Üniversitesi, Teknik Eğitim Fakültesi, Makina Eğitimi Böl., Beşevler, ANKARA

Yakup SEKMENZonguldak Karaelmas Üniversitesi, Karabük Meslek Yüksekokulu, Beş binevler, KARABÜK

ABSTRACT

Depending on the development in computer technologies by using theoreticalmodels in the design of internal combustion engines, the effects of differentoperating and design parameters on engine performance and performancecharacteristics of a real engine can be estimated with shorter time and lower cost.In this study, a mathematical simulation model is developed to investigate idealair-fuel cycle analysis of a single cylinder, four-stroke and natural aspirated spark ignition engine. Obtained the variations of cylinder temperature and pressure withcrankshaft angle (CA) depending on different compression ratio, engine speed andair excess coefficient (AEC), engine performance parameters such as indicatedmean effective pressure, fuel and air consumptions, indicated power, thermalefficiency were calculated using computer program written in FORTRAN. Iso-Octane (C8H18) is used as a fuel in the numerical calculation method, and

calculation of internal energy and specific heats belong to C8H18 and species andcalculation of considered two basic dissociation equilibrium constants weredetermined as the empiric functions of temperature. It is assumed that combustionand exhaust processes are done at constant volume and compression, combustionand expansion processes are adiabatic. With these results, it is believed that themathematical model can be used for determination of engine performancecharacteristics as an appropriate method in internal combustion engines.

Key Words: Spark ignition engine; Engine performance; Air-fuel ratio; Ideal fuel-air cycle

BUJİ İLE ATEŞLEMELİ BİR MOTORUN İDEAL HAVA-YAKIT ÇEVR İMANALİZİ İLE PERFORMANS HESABI

ÖZET

Bilgisayar teknolojisindeki gelişmelere paralel olarak içten yanmalı motorlar ı ntasar ı mı nda teorik modellerin kullanı lması ile farklı çalı şma ve tasar ı m parametrelerinin motor performansı na etkileri ve gerçek bir motorun performanskarakteristikleri daha az maliyetle ve daha k ı sa sürede tahmin edilebilmektedir. Buçalı şmada, tek silindirli, 4-zamanlı , doğal emişli buji ile ateşlemeli bir motorunideal hava-yak ı t çevrim analizini incelemek üzere matematiksel bir simülasyonmodeli geliştirilmiştir. FORTRAN programlama dilinde yazı lmı ş bir bilgisayar programı yardı mı yla farklı sı k ı ştı rma oranı , motor hı zı ve hava fazlalı k katsayı lar ı (HFK) için krank mili açı sı (KMA)’na bağlı olarak silindir bası nç ve sı caklı k değişimleri elde edilerek ortalama indike bası nç, yak ı t ve hava tüketimi, indikegüç, termik verim gibi motor performans parametreleri hesaplanmı ştı r. Nümerik hesap metodunda yak ı t olarak izo-Oktan (C8H18) kullanı lmı ş olup, C8H18 ve türlereait iç enerji ve özgülı sı lar ile ayr ı şma denge sabitlerinin hesabı sı caklı ğa bağlı amprik fonksiyonlarla gerçekleştirilmiştir. Yanma ve egzoz proseslerinin sabit



G.U. J. Sci., 18(1):103-114 (2005)/ Perihan ERDURANLI*, Atilla KOCA, Yakup SEKMEN 104

hacimde ve sı k ı ştı rma, yanma ve genişleme proseslerinin ise adyabatik olarak gerçekleştiği kabul edilmiştir. Sonuç olarak, matematiksel modellerin içtenyanmalı motorlarda performans karakteristiklerinin belirlenmesinde uygun bir metot olarak kullanı labilmektedir.

Anahtar Kelimeler:Buji ile ateşlemeli motor; Motor performansı ; Hava-yak ı toranı ; İdeal yak ı t-hava çevrimi

1. GİR İŞ İçten yanmalı motorlar, icatlar ı ndan bu yana insanlar ı n

hayatı nda çok büyük kolaylı k sağlamı ş, diğer bilimalanlar ı nda da önemli gelişmelerin öncüsü olmuştur.Bilgisayarlarla yapı lan sayı sal hesaplamalar sonucunda, bir motorun çalı şması sı rası nda gerçekleşen olaylar ı nsayı sal modellemesi yapı lmakta, imalatçı lar ı n kullanı mı nasunularak uzun sürecek deneysel işlemlerin bilgisayar

yardı mı yla daha k ı sa sürede yapı lması na imkanvermektedir. Bilgisayarlar ı n teknolojide yerlerini alması ile sayı sal hesaplama yöntemlerindeki iyileşmeler, içtenyanmalı motor karakteristiklerinin belirlenmesi içinyapı lan hesaplamalardan daha gerçekçi sonuçlar alı nması nı sağlamı ştı r.

İyi bir yak ı t ekonomisi gerçekleştirmek ve egzozemisyonlar ı nı n azaltı lması na yönelik taleplerinkar şı lanması için teorik model kullanı mı iyi bir araçtı r (1).Motorlar ı n matematiksel olarak modellenmesi sayesinde;

1) Farklı çalı şma koşullar ı nda motorun beklenendavranı şı gerçekleştirme yeteneği belirlenmekte,

2) Daha k ı sa analiz süreleri ile maliyet daha etkin

olarak çı kar ı lmakta ve artan bilgisayar hı zı ilesimülasyona uygulanan sayı sal metotlarda iyileşmesağlanmakta,

3) Motor parametrelerinden her biri için matematikselmodelin çözülmesi ile performans değişimiaraştı r ı lmakta ve optimum motor karakteristikleri belirlenebilmektedir (1,2).

Bu çalı şmada, tek silindirli, dört-zamanlı , normalemişli buji ile ateşlemeli bir motorun çalı şmakarakteristikleri ideal hava-yak ı t çevrimine göre teorik olarak analiz edilmiştir. Bunun için sı k ı ştı rma oranı , motor hı zı , hava fazlalı k katsayı sı gibi parametrelerin motor performansı na etkilerinin sayı sal olarak incelendiği bir bilgisayar programı hazı rlanmı ştı r. Kurulan modelinhesabı nda, bası nç ve sı caklı k değerleri, ideal çevriminmeydana geldiği 360°KMA için 1’er derece aralı klarlahesaplanmı ştı r. Hesaplamalardan elde edilen sonuçlar ileliteratürün uyuştuğu görülmüştür.

2. HAVA-YAKIT ÇEVR İM ANALİZİ İçten yanmalı motorlara, hava-standart çevrim analizi,

ideal hava-yak ı t çevrim analizi ve gerçek hava-yak ı tçevrim analizi olmak üzere üç farklı çevrim analiziuygulanmaktadı r.

Hava-standart çevrim analizi, motor verimi üzerindekigenel etkinin sadece sı k ı ştı rma oranı olduğunu ifadeederken, ideal hava-yak ı t çevrim analizi motor

performansı üzerinde hava-yak ı t oranı , emme bası ncı vesı caklı ğı nı n değişiminin de etkisinin olduğunugöstermektedir. Bunlardan sı k ı ştı rma oranı ve hava-yak ı t

1. INTRODUCTIONInternal combustion engines provide big easiness in

human being and to be leader of significant developmentsince their invention. Numerical model of processes becoming engine operation can be conducted withcomputers as a result of numeric calculations and it is presented to using of manufacturer. Besides, it is possiblethat engine characteristics are estimated with shorter time

and lower cost. Determination of internal combustionengines characteristics can be obtained with more reliableresults because of improvement in numerical calculation by developing computer technologies.

Using theoretical model is a good method to improvefuel economy and supply the demands for lower exhaustemissions (1). Due to mathematical model of engines;

1) Desired behavior of engine at different operatingconditions can be determine,

2) Cost is obtained more effectively with shorter analyze time and improvement in numeric methodsapplied to simulation is achieved by increasingcomputer speed,

3) Performance changes can be investigated withmathematical model solution for each of engine parameters and optimum engine characteristics can be defined (1,2).

In this study, operating characteristics of a singlecylinder, four-stroke and natural aspirated spark ignitionengine were analyzed theoretically to ideal air-fuel cycle.The computer program was prepared to investigate theeffects of parameters such as compression ratio, enginespeed and air excess coefficient on engine performance.Pressure and temperature values were calculated for 360ºCA (ideal cycle is done this period) with 1ºCAincrement in calculation of simulation model. It is shownthat the results in computer program are good agreementwith literature.

2. AIR-FUEL CYCLE ANALYZESThree different cycle analyzes such as air-standard,

ideal air-fuel and actual air-fuel cycles analyzes areapplied to internal combustion engines.

Ideal air-fuel cycles show that air-fuel ratio, intake pressure and temperature variations affect engine performance, while air-standard cycle analyzes areexpressed that general effect on engine efficiency is only

compression ratio. Compression ratio and air-fuel ratio of them are the best important engine performance parameters.



Performance Calculation of a Spark Ignition Engine …/ Buji İ le Ate şlemeli Bir Motorun İ deal Hava… 105

oranı en önemli motor performans parametrelerinioluşturmaktadı r.

Bir motorun gerçek verimi, ideal hava-yak ı

t çevrimveriminin yaklaşı k %85’i kadar olup gerçek bir motordan beklenen güç, maksimum silindir bası nçlar ı ve egzozsı caklı klar ı gerçeğe yak ı n bir şekilde hava-yak ı t çevrimanalizi ile tahmin edilebilmektedir (3,4).

İdeal hava-yak ı t çevrimini oluşturan işlemler Şekil 1’degörülmektedir.

Real efficiency of an engine is approximately 85% of ideal air-fuel cycles and prediction of desired power of real engine and maximum cylinder pressure and exhausttemperature can be estimated by air-fuel cycle analyzes.

Pressure-volume diagram for ideal Otto air-fuel cycleis shown in Fig. 1.

Figure 1. Pressure-volume (p-V) diagram for ideal Otto air-fuel cycle (3)Şekil 1. İdeal Otto hava-yak ı t çevrimine ait bası nç-hacim (p-V) diyagramı (3)

İdeal hava-yak ı t çevrimi analiz edilirken;

1) Silindir içi gazlar ı nı ngerçek kompozisyonu,

2) Sı caklı ğa bağlı olarak özgülı sı da değişme,3) Ayr ı şmanı n etkisi ve4) Mol sayı sı ndaki değişme gibi faktörler ve aşağı daki

kabuller dikkate alı nmaktadı r.• Yanmadan önce hava ve yak ı tta kimyasal değişmeler

yoktur,• Her işlemde gazlar ile silindir duvarlar ı arası nda ı sı

alı ş-verişi yoktur,• Sistem kapalı bir sistemdir,• Yak ı t tam olarak buharlaşmı ş ve hava ile tam olarak

kar ı şmı ştı r,• Her motor hı zı nda silindir tam olarak

doldurulmaktadı r; sürtünme, pompalama, soğutmavb. kayı plar yoktur ve

• Yanma ve egzoz işlemleri ani olarak, sabit hacimde,gerçekleşmektedir (4,21,23).

3. MATEMATİKSEL MODELBu çalı şmada, Otto çevrimine göre çalı şan tek silindirli,

normal emişli, buji ile ateşlemeli bir motorun çalı şmakarakteristikleri ideal yak ı t-hava çevrim analizi ile teorik olarak analiz edilmiştir. Bunun için sı k ı ştı rma oranı , motor hı zı , hava fazlalı k katsayı sı gibi parametrelerin motor performansı na etkilerinin sayı sal olarak incelendiği bir bilgisayar programı hazı rlanmı ştı r. Kurulan matematik model ile gerçekleştirilen hesaplamalarda bası nç vesı caklı k değerleri, ideal yak ı t-hava çevrimin meydanageldiği kabul edilen 360°KMA için 1’er derecelik aralı klarla Newton-Raphson metodu ile iteratif olarak hesaplanmı ştı r.

When air-fuel cycle is analyzes;

1) Real composition of cylinder gases,

2) Changes in specific heat related to temperature,3) The effect of dissociation and4) Factors as changing of mol number and following

assumptions are noticed.• Air and fuel before combustion do not changes,• There is no heat transfer for each process from gases

to cylinder wall,• System is a closed system,• Fuel vapors and mixture with air completely,• Cylinder is filled fully for all engine speed; there is

no friction, pumping, cooling losses etc. and• Combustion and exhaust process are done suddenly

at constant-volume process (4,21,23).

3. MATHEMATICAL MODELIn this study, characteristics of a single cylinder, four-

stroke and natural aspirated spark ignition engineoperating with Otto cycle are investigated by ideal air-fuelcycle analyzes. Computer program which investigatesnumerically the effect of parameters such as compressionratio, engine speed and air excess coefficient on engine performance is prepared. Pressure and temperature valuesin mathematical simulation model are calculated by Newton-Raphson method iteratively for 360°CA in stepsof 1 degree (ideal fuel-air cycle is accepted in 360°CA).

Parameters such as engine speed, air excess coefficient,ambient pressure and temperature and engine design




Matematiksel çevrim modelinin çözümü içinFORTRAN programlama dilinde bir bilgisayar programı geliştirilerek motor hı zı , hava fazlalı k katsayı sı (HFK),ortam bası nç ve sı caklı ğı ve motor tasar ı m özellikleri gibi parametreler programı n başlangı cı nda tanı tı lmı ş; yak ı t(C8H18), O2, N2, CO, CO2, H2O’un özellikleri ise iki ayr ı sı caklı k aralı ğı (300-1000K ve 1000-5000K) için üç ayr ı polinom dosyası ndan okutulmuştur (2,22).

Silindire alı nan kar ı şı mı nı n atmosferik bası nç vesı caklı ktaki hava-yak ı t kar ı şı mı olduğu kabul edilerek bukar ı şı mı n termodinamik özellikleri belirlenmiştir.Sı k ı ştı rma, yanma ve genişleme işlemlerine aittermodinamik özellikler temel termodinamik ilişkiler yardı mı yla hesaplanmı ştı r. Yanma işlemi, kar ı şı mı n fakir,stokiyometrik ve zengin olması durumlar ı için verilen ikiayr ı amprik ifade, Eşitlik 1, kullanı larak analiz edilmiştir (11,15). Gaz bası ncı ve sı caklı ğı ile yanma ürünlerininkompozisyonu çeşitli amprik ifadelerin yardı mı yla adı madı m hesaplanarak elde edilmiştir. Bu eşitlikler sı k ı ştı rmave genişleme işlemleri için hesaplama adı mı nı n sonundakisı caklı k değerleri 1K tolerans içinde birbirineyak ı nlaşı ncaya kadar iteratif yöntemle çözülmüş ve dahasonra bulunan sı caklı k değerlerinden bası nçlar hesaplanmı ştı r.

Yanma ve genişleme işlemleri süresince yüksek sı caklı k seviyeleri yüzünden (1000K’den yüksek)ayr ı şmalar meydana gelmekte ve ürünlerinkompozisyonlar ı ile mol sayı lar ı da meydana gelenayr ı şmanı n miktar ı na bağlı olarak değişmektedir. Buçalı şmada, yanma ve genişleme işlemleri süresince iki

temel ayr ı

şma reaksiyonunun (Eşitlik 2 ve 3) meydanageldiği ve yanma ürünlerinin CO2, CO, H2O, H2, O2 ve N2’den oluştuğu kabul edilmiştir (2,22).Yanma sonu sı caklı ğı (T3) için ilk tahmin, Annand’ı nyaklaşı k ifadeleri

specifications are introduced by using developed computer program which is written FORTRAN ProgrammingLanguage to the mathematical cycle model solution at the beginning of the program; and specifications of the fuel(C8H18), O2, N2, CO, CO2, H2O for two differenttemperature ranges are read from three different polynomial files (2,22).

It is assumed that charging in the cylinder is to be anair-fuel mixture at atmospheric pressure and temperatureconditions and thermodynamic specifications of thismixture are determined. Thermodynamic properties of compression, combustion and expansion processes arecalculated by means of basic thermodynamic relations.Combustion process is analyzed with two differentempirically equation, Eq. 1, for lean, stoichiometric, andrich mixture conditions (11,15). Pressure and temperatureof gas and products composition are calculated with variesempirical equations as step by step. These equations aresolved iteratively with 1K tolerance and the pressures arecalculated from obtained temperature values.

Dissociations are done because of higher temperaturelevels (above 1000K) during combustion and expansion processes and products compositions and their molar numbers changes according to the dissociation amount. Inthis study, it is assumed that two basic dissociationreactions (Eq. 2 and 3) are done and combustion productsconsist of CO2, CO, H2O, H2, O2 ve N2 during combustionand expansion processes (2,22).

The first estimation for the end of the combustiontemperature can be obtained by the approximateexpression due to Annand (11,15).

( )3 2

3 2

1.0 T T 25001.0 T T 2500 700 1

φ ≤ ⇒ = + φ

φ > ⇒ = + φ − φ − [1]

şeklinde kullanı lmı ştı r (11,15). Burada; :φ Eşdeğerlik oranı nı diğer bir ifade ile yak ı t fazlalı k katsayı sı nı , T2:Adyabatik sı k ı ştı rma sonu sı caklı ğı nı ve T3: yanma sonusı caklı ğı nı göstermektedir.

Where; :φ equivalence ratio, on the other hand excessfuel coefficient, T2: adiabatically end of the compressiontemperature and T3: the end of the combustiontemperature.

2 2 2CO H O CO H+ → + eşitliğine ait denge sabiti / the equilibrium constant to the water-gas equation;

P13 6 2 9 3K 2 2 2

13 4 17 52 2

Log 4.275 7.776591E T 5.18659E T 1.83203E T3.31748E T 2.42387 E T

− − −

− −

= − ⋅ + ⋅ − ⋅

+ ⋅ − ⋅

[2]

2 2CO 1/ 2O CO+ → eşitliğine ait denge sabiti /the equilibrium constant to this equation;

P2

2 5 2 8 3K 2 2 2

12 4 16 52 2

Log 41.75367 5.78096 E T 3.69976E T 1.28456 E T

2.30571E T 1.67704 E T

− − −

− −

= − ⋅ + ⋅ − ⋅

+ ⋅ − ⋅

[3]

Hesaplamalarda kullanı labilme kolaylı ğı sağlamak amacı yla temel ayr ı şma reaksiyon denge sabitleri, Eşitlik 2ve 3’te amprik olarak sı caklı ğı n beşinci dereceden polinomu haline dönüştürülmüştür. Yanma ve genişlemeişlemleri süresince meydana geldiği kabul edilen değişkenyanma ürünlerinin miktarlar ı yukar ı da açı klanan ayr ı şmareaksiyon denge sabitleri kullanı larak iteratif bir şekildehesaplanmı ştı r (11,15).

Basic dissociation equilibrium constants are convertedto five degree polynomial of temperature empirically inEq. 2 and 3 to provide easiness at calculations. Theamount of variation combustion products are calculatediteratively by using expressed dissociation equilibriumconstants during combustion and expansion processes(11,15).




4. SONUÇLAR VE TARTIŞMAİdeal Otto hava-yak ı t çevrimine göre çalı şan ve silindir

çapı 88 mm, kurs boyu 80 mm, normal emişli tek silindirli buji ile ateşlemeli bir motorun matematiksel modeligeliştirilmiştir. Modellenen motorda yanma işleminin;kar ı şı mı n fakir, stokiyometrik ve zengin oluşuna bağlı olarak Eşitlik 1’deki amprik ifadelere göre ve ani olarak gerçekleştiği kabul edilmiştir. Program yardı mı yla farklı sı k ı ştı rma oranı , motor hı zı ve hava fazlalı k katsayı lar ı için ortalama indike bası nç, yak ı t ve hava tüketimi, indikegüç, termik verim gibi motor performans parametrelerihesaplanmı ştı r. Termodinamik modelde sı k ı ştı rma oranı 6:1’den 11:1’e kadar 1’er birimlik adı mlarla; motor hı zı 1800 1/min’den 3600 1/min’e kadar 300 1/min’lik adı mlarla değiştirilmiştir. Ayr ı ca, sabit sı k ı ştı rma oranı için hava fazlalı k katsayı sı 0,8-1,1 aralı ğı nda 0,05’er birimlik adı mlarla değiştirilmiştir. Sonuçlar grafikler halinde sunulmuştur.

4.1. Silindir Bası nç ve Gaz Sı caklı klar ı Artan sı k ı ştı rma oranı ile çevrimin kapalı alanı ve net

işi sı k ı ştı rma sonu bası nç ve sı caklı klar ı yüksek olduğundan maksimum silindir bası nç (pmaks) ve gazsı caklı k değerleri (Tmaks) de yüksek olmaktadı r (6,16).Şekil 2’de, 8:1 ve 10:1 sı k ı ştı rma oranlar ı için bası nç-hacim değişimleri verilmektedir. Sı k ı ştı rma oranı 8:1’den10:1’e artı r ı ldı ğı zaman maksimum silindir bası ncı nda 81 bar’dan 102 bar’a, yaklaşı k %25’lik bir artı ş belirlenmiştir. Şekil 3’te ise dört farklı sı k ı ştı rma oranı için krank mili açı sı ile silindir bası ncı değişimleri

verilmektedir.

4. RESULTS AND DISCUSSIONThe mathematical model is developed to investigate

ideal Otto air-fuel cycle analyzes of a cylinder diameter of 88 mm, stroke of 80 mm, single cylinder, four-stroke andnatural aspirated spark ignition engine using iso-octan asfuel. It is assumed that combustion processes in modeledengine are done to empirical expression in Eq. 1depending on lean, stoichiometric and reach of the mixtureand instantaneously. Engine performance parameters suchas indicated mean effective pressure, fuel and air consumptions, indicated power and thermal efficiency for different compression ratio, engine speed and air excesscoefficient were calculated using the program.Compression ratio and engine speed in the thermodynamicmodel are changed from 6:1, 1800 1/min to 11:1, 36001/min in steps of 1 and 300, respectively. Also, the air excess coefficient is changed from 0.8 to 1.1 in steps of 0.05. Results are presented as graphically.

4.1. Cylinder Pressure and Gas TemperaturesMaximum cylinder pressure (pmax) and gas temperature

values (Tmax) are to be higher because end of thecompression process pressure and temperature are high(6,16). Pressure-volume diagrams are shown for compression ratio of 8:1 and 10:1 in Fig. 2. When thecompression ratio increases from 8:1 to 10:1, it isobserved that the maximum cylinder pressure increasesfrom 81 bar to 102 bar, approximately 25% improvement.Also, cylinder pressure variations are given with respect tocrank angle for four different compression ratios in Fig. 3.

Yak ı t Fuel : C 8H18pmaks (8:1)=81,091 b ar

pmaks (10:1)=101,95 bar

0

20

40

60

80

100

120

0 100 200 300 400 500 600

Silindir hacmi (cm 3) Cylinder volume (cc)

S i l i n d i r b a s ı n c ı ( b a r )

C y l i n d e r p r e s s u r eSO=8:1

SO=10:1

Yak ı t Fuel : C8H

18

0

20

40

60

80

100

120

140

-200 -100 0 100 200

Krank mili aç ı s ı Crankshaft angle (°)

S i l i n d i r b a s ı n c ı

( b a r )

C y l i n d e r p r e s s u r e

SO:6

SO:8

SO:10

SO:11

Figure 2. The effect of compression ratio on cylinder

pressureŞekil 2. Sı k ı ştı rma oranı nı n silindir bası ncı na etkisi

Figure 3. Crankshaft angle-cylinder pressure diagramŞekil 3.Krank mili açı sı -silindir bası ncı değişimi

Şekil 4’te maksimum silindir bası ncı ve gazsı caklı klar ı nı n sı k ı ştı rma oranı ile değişimleriverilmektedir. Sı k ı ştı rma oranı artı şı ile hem maksimumsilindir bası nçlar ı nı n hem de maksimum silindir gazsı caklı klar ı nı n arttı ğı görülmektedir. Sı k ı ştı rma oranı 6:1’den 11:1’e artı r ı ldı ğı nda maksimum silindir bası ncı

yaklaşı

k olarak 60 bar’dan 110 bar’a ve maksimumsilindir gaz sı caklı ğı ise 3125 K’den 3180 K’eyükselmektedir

Figure 4 shows changing of maximum cylinder pressure and gas temperature with respect to thecompression ratio. Both the maximum cylinder pressureand gas temperature increase at higher compression ratio.The maximum cylinder pressure increases approximatelyfrom 60 bar when the compression ratio is 6:1 to 110 bar

when the compression ratio is 11:1; similarly themaximum gas temperature increases from 3125K to3180K.




Yak ıt Fuel : C 8H18

HFK=1,0

0

20

40

60

80

100

120

6 7 8 9 10 11

Sı k ı ş t ı rma oran ı Compression ratio

M a k s . s i l .

b a s ı n c ı

M a x . c y l .

p r e s s u r e ( b a r )

3075

3100

3125

3150

3175

3200

3225

M a k s . g a z s ı c a k l ı

ğ ı

M a x .

g a s t e m p e r a t u r e ( K )

pmaks

Tmaks

Figure 4. The effect of compression ratio on maximum cylinder pressure and gas temperature

Şekil 4.Sı k ı ştı rma oranı nı n maksimum silindir bası nç ve gaz sı caklı ğı na etkisi

Şekil 5’te iki farklı hava fazlalı k katsayı sı içinsı k ı ştı rma oranı -maksimum silindir bası ncı ; Şekil 6’da iseüç farklı HFK değeri için sı k ı ştı rma oranı -maksimumsilindir gaz sı caklı klar ı değişimi verilmektedir. Maksimumsilindir bası nçlar ı nı n HFK’daki artı ş ile azaldı ğı ;sı k ı ştı rma oranı ndaki artı şla tüm HFK değerleri için arttı ğı görülmektedir (Şekil 5). HFK=0,95 için sı k ı ştı rma oranı 6:1’den 11:1’e artı r ı ldı ğı nda maksimum silindir bası ncı yaklaşı k olarak 62 bar’dan 115 bar’a artarken HFK 1,05’eartı r ı ldı ğı nda aynı sı k ı ştı rma oranı aralı ğı nda 60 bar’dan

112 bar’a yükselmiştir.Tüm HFK değerleri için maksimum silindir gaz

sı caklı klar ı nı n sı k ı ştı rma oranı ile arttı ğı ; kar ı şı mı nfakirleşmesi ile azaldı ğı , HFK=0,95 için sı k ı ştı rma oranı 6:1’den 11:1’e artı r ı ldı ğı nda maksimum gaz sı caklı ğı nı n3150 K’den 3200 K’e arttı ğı görülmektedir (Şekil 6).HFK’nı n 1,05’e artı r ı lması durumunda ise aynı sı k ı ştı rmaoranı aralı ğı için 3100 K’den 3150 K’e arttı ğı belirlenmiştir.

The compression ratio-the cylinder pressure relation for two different air excess coefficients (AEC) in Fig. 5 andthe compression ratio-the maximum cylinder gastemperature relation for three different AEC in Fig 6 aregiven. It is shown that the maximum cylinder pressuredecreases with increasing AEC; rises with increasing thecompression ratio for all AEC values. When thecompression ratio increases from 6:1 to 11:1 for the AECof 0.95, the maximum cylinder pressure increasesapproximately from 62 bar to 115 bar. Similarly, it

increases from 60 bar to 111 bar at the same compressionratio range for air excess coefficient of 1.05.

The maximum gas temperature increases with higher compression ratio for all AEC values; decreases withleaning of mixture. When the compression ratio increasesfrom 6:1 to 11:1 for AEC of 0.95, it is observed that themaximum gas temperature increases from 3150K to3200K (Fig. 6). Similarly, at the condition of increasingEAC to 1.05 for the same compression ratio range themaximum gas temperature increases from 3100K to3150K.

Yak ıt Fuel :C 8H18

40

55

70

85

100

115

130

5 6 7 8 9 10 11 12


M a k s . s i l .

b a s ı n c ı

( b a r )

M a x . c y l . p r e s s u r e

HFK=0,95

HFK=1,05

Yak ıt Fuel :C 8H18

3080

3100

3120

3140

3160

3180

3200

3220

5 6 7 8 9 10 11 12


M a k s . g a z s ı c a k l ı

ğ ı ( K

)

M a x . g a s t e m p e r a t u r e

HFK=0,95

HFK=1,0

HFK=1,05

Figure 5. The effect of AEC on cylinder pressureŞekil 5.HFK’nı n maksimum silindir bası ncı na etkisi

Figure 6. The effect of AEC on maximum gas temperatureŞekil 6.HFK’nı n maksimum gaz sı caklı ğı na etkisi




Ayr ı ca, sı k ı ştı rma oranı artarken silindir gazsı caklı klar ı ve bası nçlar ı ile maksimum değerleri artmakta,

egzoz gaz sı

caklı

klar ı

azalmaktadı

r (6,7,10,12,16,17,22).

4.2. Ortalama indike Bası nç (pmi) ve İndike güç (Pi)Sı k ı ştı rma oranı artı şı yla sı k ı ştı rma ve yanma sonu

bası nç ve sı caklı klar ı yükseldiğinden ortalama indike bası nç (pmi) ve indike güç (Pi) artmakta; kar ı şı mfakirleşirken azalmaktadı r (10,16,21,22).

Şekil 7’de, sı k ı ştı rma oranı ile ortalama indike bası nç veindike gücün değişimi görülmektedir. HFK=1,0 ve motor hı zı 1800 1/min için sı k ı ştı rma oranı nı n 6:1’den 11:1’eartı r ı lması ile ortalama indike bası ncı n 28 bar’dan 34 bar’a; indike gücün ise 20,5 kW’tan 25,5 kW’a kadar

arttı ğı belirlenmiştir.

Moreover, the cylinder gas temperature and pressurevalues increase and exhaust gas temperatures decrease

with increasing the compression ratio(6,7,10,12,16,17,22).

4.2. Mean Indicated Pressure (pmi) and IndicatedPower (Pi)

Mean indicated pressure (pmi) and indicated power (Pi)increase because end of the compression and combustion pressure and temperature values are higher with increasingcompression ratio while it decreases with leaning of themixture (10,16,21,22).

Mean indicated pressure and indicated power variationwith respect to compression ratio are shown in Fig.7. It isdetermined that the mean indicated pressure increasesfrom 28 bar to 34 bar and indicated power increases from20,5 kW to 25,5 kW at 1800 1/min and AEC of 1.0conditions with changing of the compression ratio from6:1 to 11.1.


HFK=1,01800 1/min

21

23

25

27

29

31

33

35

6 7 8 9 10 11


p m i ( b a r

19

20

21

22

23

24

25

26

P i ( k W )

pmi

Pi

Figure 7. The effect of compression ratio on mean indicated pressure and indicated power

Şekil 7.Sı k ı ştı rma oranı nı n ortalama indike bası nç ve indike güce etkisi

Şekil 8’de, üç farklı HFK için sı k ı ştı rma oranı ileortalama indike bası ncı n, Şekil 9’da ise 10:1 sı k ı ştı rmaoranı nda iki farklı HFK değeri için motor hı zı na göreindike gücün değişimleri verilmektedir. Ortalama indike bası ncı n HFK’daki artı şla azaldı ğı , sı k ı ştı rma oranı ndakiartı şla arttı ğı ; maksimum değerinin HFK=0,95 ve 11:1sı k ı ştı rma oranı nda yaklaşı k 34 bar olarak belirlenmiştir (Şekil 8). Sonuç olarak her sı k ı ştı rma oranı için HFK’nı n0,95’ten 1,05’e artı r ı lması ile ortalama indike bası nçtayaklaşı k 2 bar’lı k azalmalar meydana gelmiştir.

It is presented that variation of mean indicated pressurewith compression ratio for three different AEC values inFig. 8 and variation of indicated power with engine speedat 10:1 compression ratio for two different EAC values inFig. 9 are given. While mean indicated pressure decreaseswith AEC, it increases with higher compression ratio andits maximum value is obtained as 34 bar at AEC=0.95 andcompression ratio of 11:1 conditions (Fig. 8). Hence,when AEC varies from 0.95 to 1.05 with 0.05 incrementsfor all compression ratios, mean indicated pressuredecreases approximately 2 bar to all steps.




Yak ı t Fuel : C 8H18

26

27

28

29

30

31

32

33

34

35

5 6 7 8 9 10 11 12


p m i ( b a r )

HFK=0,95

HFK=1,0

HFK=1,05

Yak ıt Fuel : C 8H 18

SO=10:1

10

20

30

40

50

60

1500 1800 2100 2400 2700 3000 3300 3600 3900

Motor h ı zı Engine speed (1/min)

P i ( k W )

HFK=0,95

HFK=1,05

Figure 8. The effect of AEC on mean indicated pressure(pmi)

Şekil 8.HFK’nı n ortalama indike bası nca (pmi)etkisi

Figure 9. The effect of AEC on indicated power (Pi)Şekil 9.HFK’nı n indike güce (Pi) etkisi

İndike güç, 10:1 sı k ı ştı rma oranı için motor hı zı ndakiartı ş ile artarken, HFK’daki artı şla azalmaktadı r (Şekil 9).HFK=0,95 için motor hı zı 1800 1/min’den 3600 1/min’edeğiştirildiğinde indike güçte yaklaşı k 25 kW’dan 50kW’a; aynı motor hı zı aralı ğı nda HFK’nı n 1,05’eartı r ı lması durumunda ise 22,5 kW’tan 45 kW’a artı şlar belirlenmiştir. Sonuç olarak, 1800-3600 1/min motor hı zı aralı ğı için HFK’nı n 0,95’ten 1,05’e artı r ı lması halindeindike güç değerlerinde yaklaşı k olarak 3-4 kW’lı k azalmalar meydana gelmiştir. Çünkü, matematikselmodelde, her motor hı zı için silindirin tam doldurulduğu,sürtünme ve ı sı transferi gibi kayı plar ı n olmadı ğı kabuledildiğinden motor hı zı ndaki artı şa bağlı olarak ortalamaindike bası nç ve indike güçte artı şlar meydanagelmektedir.

4.3. Yak ı t ve Hava TüketimleriHesaplamalar her motor hı zı nda silindirin tam olarak

doldurulduğu, sürtünme ve ı sı transfer kayı plar ı nı nolmadı ğı kabul edilerek gerçekleştirildiğinden hem yak ı them de hava tüketimlerinde motor hı zı ile artı ş belirlenmiştir. Şekil 10’da, motor hı zı ile hava tüketimi veyak ı t tüketimi; Şekil 11’de ise HFK ile hava ve yak ı ttüketimi ilişkileri sunulmaktadı r. Motor hı zı ndaki artı ş ilehem hava tüketimi hem de yak ı t tüketiminde artmadı r (Şekil 10). Motor hı zı nı n 1800 1/min’den 3600 1/min’eartı r ı lması ile yak ı t tüketiminde 2,1 kg/h’ten 4,2 kg/h’e;hava tüketiminde ise yaklaşı k olarak 32 kg/h’ten 63 kg/h’ekadar artı ş belirlenmiştir.

While indicated power raises with engine speed, itdecreases with AEC at compression ratio of 10:1 (Fig. 9).When engine speed varies from 1800 1/min to 3600 1/minfor AEC=0.95, indicated power raises from 25 kW to 50kW and when AEC varies 1.05 at same engine speedrange it rises from 22.5 kW to 45 kW. Thus, for the enginespeed range of 1800 -3600 1/min when the AEC variesfrom 0.95 to 1.05, the indicated power falls to 3-4 kW.Because in mathematical model, the cylinder is fullcharged, friction and heat transfer losses are ignored for all engine speed, mean indicated pressure and indicated power rise with increasing engine speed.

4.3. Fuel and Air ConsumptionsIt is determined that both fuel and air consumptions

increase with engine speed to the calculations because thecylinder is full charged, friction and heat transfer lossesare ignored. It is presented that the relations of air and fuelconsumption to engine speed are shown in Fig. 10 andsimilarly, the same relations to AEC are shown in Fig. 11.Both air and fuel consumptions rise when the engine speedincreases (Fig. 10). When the engine speed increases from1800 1/min to 3600 1/min, fuel and air consumptions arechanged from 2.1 kg/h to 4.2 kg/h and from 32 kg/h to 63kg/h, respectively.





HFK=1,0SO=8:1

15

25

35

45

55

65

1800 2400 2700 3000 3300 3600

Motor h ı zı Engine speed (1/min)

H a v a t ü k e t i m i A i r

c o n s u m p t i o n ( k g / h )

1,5

2,1

2,7

3,3

3,9

4,5

Y a k ı t t ü k e t i m i F u e l


Hava Tük.

Yak ıt Tük.


2400 1/min

41,15

41,2

41,25

41,3

41,35

41,4

41,45

41,5

41,55

0,8 0,85 0,9 0,95 1 1,05 1,1

Hava fazlal ı k katsay ı s ı Air excess coefficient

H a v a t ü k e t i m i A i r


2

2,2

2,4

2,6

2,8

3

3,2

3,4

3,6

Y a k ı t t ü k e t i m i F u e l


Hava Tük.

Yak ıt Tük.

Figure 10. Air and fuel consumption variations with

engine speedŞekil 10. Hava ve yak ı t tüketimlerinin motor hı zı ile

değişimi

Figure 11. Air and fuel consumption variations with AECŞekil 11. Hava ve yak ı t tüketimlerinin HFK ile değişimi

Artan HFK ile yak ı t tüketiminde azalma, hava

tüketiminde ise artma eğilimleri görülmektedir (Şekil 11).HFK’nı n 0,8’den 1,1’e değiştirilmesi halinde havatüketiminde 41,25 kg/h’ten 41,48 kg/h’e artı ş; yak ı ttüketiminde ise 3,4 kg/h’ten 2,5 kg/h’e azalma belirlenmiştir.

4.4. İndike VerimŞekil 12’de, indike verimin sı k ı ştı rma oranı ile, Şekil

13’de ise HFK ile değişimi görülmektedir.

Fuel consumption is decrease but, air consumption isincrease with increasing AEC (Fig. 11). When the AECincreases from 0.8 to 1.1, it is determined that air consumption increases from 41.25 kg/h to 41.48 kg/h, andfuel consumption decreases from 3.4 kg/h to 2.5 kg/h.

4.4. Indicated EfficiencyIndicated efficiency variations related to compression

ratio and AEC are shown Fig. 12 and Fig. 13, respectively.


40

43

46

49

52

55

58

61

5 6 7 8 9 10 11 12


İ n d i k e v e r i m

I n d i c a t e d e f f i c i e n c y

( % )

HFK=0,95

HFK=1,0

HFK=1,05

Yak ı t Fuel : C 8H18SO=8:1

46

47

48

49

50

51

52

53

0,75 0,8 0,85 0,9 0,95 1 1,05 1,1 1,15

Hava fazlal ı k katsay ı s ı Air excess coefficient

İ n d i k e v e r i m I n d i c a t e d

e f f i c i e n c y ( % )

Figure 12. The effect of compression ratio on indicatedefficiency at different AEC

Şekil 12. Farklı HFK değerlerinde sı k ı ştı rma oranı nı nindike verime etkisi

Figure 13. The effect of AEC on indicated efficiencyŞekil 13.Hava fazlalı k katsayı sı nı n indike verime etkisi

Tüm HFK değerleri için sı k ı ştı rma oranı 6:1’den 11:1’eartı r ı ldı ğı nda indike verimde yaklaşı k olarak %10’luk iyileşmeler belirlenmiştir (Şekil 12). Sı k ı ştı rma oranı artı şı yla indike verimin artması Otto çevrim verimifadesinden açı kça görülmektedir. Sı k ı ştı rma oranı artı şı

When the compression ratio varies from 6:1 to 11:1 for all AEC values, it is obtained that improvements in theindicated efficiency are to be approximately 10% (Fig.12). It is clear that thermal efficiency increases withcompression ratio as shown Otto cycle efficiency




sı k ı ştı rma sonu bası nç ve sı caklı klar ı nı artı rdı ğı ve yanmasüresini k ı salttı ğı ndan ortalama indike bası nç ve motor gücü artmaktadı r. Sonuç olarak, silindir gazlar ı ndanmaksimum fayda elde edilebilmektedir.

İndike verimin artan hava fazlalı k katsayı sı ile arttı ğı görülmektedir (Şekil 13). Sı k ı ştı rma oranı 8:1 için HFK 0,8’den 1,1’e değiştirildiğinde indike verimde %47’den%53’e kadar artı ğı belirlenmiştir. Sonuç olarak, kar ı şı mfakirleşirken dolgu ideal gaz özelliklerine yaklaştı ğı ndanve silindir içindeki yak ı ttan maksimum derecedefaydalanı ldı ğı ndan indike verim artmaktadı r (2,5,9-11,13,15,20).

5. SONUÇ VE ÖNER İLER

Bu çalı

şmada, yak ı

t olarak izo-oktan (C8H18) kullanantek silindirli, 4-zamanlı , doğal emişli buji ile ateşlemeli bir motorun ideal hava-yak ı t çevrim analizini incelemek üzerematematiksel bir simülasyon modeli geliştirilmiştir.FORTRAN programlama dilinde yazı lmı ş bir bilgisayar programı yardı mı yla sı k ı ştı rma oranı , motor hı zı ve havafazlalı k katsayı lar ı için motorun KMA’ya bağlı olarak silindir bası nç ve sı caklı k değişimleri elde edilerek ortalama indike bası nç, yak ı t ve hava tüketimleri, indikegüç, termik verim gibi bazı motor performans parametreleri hesaplanmı ştı r.

Silindir içindeki kar ı şı mı n termodinamik özellikleri belirlendikten sonra sı k ı ştı rma, yanma ve genişlemeişlemleri için enerji denklemleri ve termodinamik

bağı ntı lar yardı mı yla Newton-Raphson iterasyon yöntemikullanı larak her 1°’lik KMA adı mı na kar şı lı k bası nç vesı caklı k değerleri ve yanma ürünleri belirlenmiştir. Ayr ı ca,elde edilen performans sonuçlar ı nı n sı k ı ştı rma oranı ,motor hı zı ve hava fazlalı k katsayı sı ile değişimlerigrafikler halinde sunulmuştur. Yanma ve genişlemeişlemleri süresince ayr ı şma olayı dikkate alı narak her krank açı sı için silindir içindeki ürünlerin mol sayı lar ı program içinde yazı lan alt programlar ile belirlenmiştir (18,19).

Hazı rlanan bilgisayar programı farklı motor hı zlar ı ,sı k ı ştı rma oranlar ı ve hava fazlalı k katsayı lar ı içinçalı ştı r ı ldı ğı nda;

a)

Maksimum silindir bası

nç ve sı

caklı

klar ı

, ortalamaindike bası nç, indike güç, indike verim gibi parametrelerin sı k ı ştı rma oranı artı şı yla arttı ğı ,

b) Artan motor hı zı ile indike güç, ortalama indike bası nç, hava ve yak ı t tüketimleri gibi parametrelerinarttı ğı ve

c) Sabit sı k ı ştı rma oranı nda (SO=8:1) artan havafazlalı k katsayı sı (0,95-1,05 aralı ğı nda 0,05 birimlik adı mlar halinde) ile silindir bası nç ve sı caklı klar ı ,ortalama indike bası nç, indike güç, yak ı t tüketimi parametrelerinin azaldı ğı , kar ı şı m fakirleştikçe idealgaz özelliklerine yaklaştı ğı ndan termik verimin vehava tüketiminin arttı ğı görülmüştür.

expression. Mean indicated pressure and engine power increase because increasing compression ratio provideshigher pressure and temperature at the end of thecompression process and shorter combustion period. Thus,maximum benefit from cylinder gases energy can be madeavailable.

It is shown that indicated efficiency increase withleaning of mixture (Fig. 13). When the air excesscoefficient increases from 0.8 to 1.1 for compression ratioof 8:1, it is determined that indicated efficiency increasesfrom 47% to 53%. Thus, indicated efficiency improves because the charge in the cylinder approaches to the idealgas specification and provides maximum benefit asleaning of the mixture (2,5,9-11,13,15,20).

5. CONCLUSIONS AND SUGGESTIONS

In this study, a mathematical simulation model isdeveloped to investigate ideal air-fuel cycle analysis of asingle cylinder, four-stroke and natural aspirated spark ignition engine using iso-octan (C8H18) as fuel. Changingof cylinder pressure and temperature are obtained for compression ratio, engine speed and air excess coefficientdepending of crankshaft angle using a computer programwhich is written in FORTRAN Programming Language,and engine performance parameters such as meanindicated pressure, fuel and air consumption, indicated power, thermal efficiency are calculated.

After thermodynamic specifications of mixture in thecylinder were determined, each 1 degree CA to pressureand temperature values and combustion products were

determined for compression, combustion and expansion processes using the Newton-Raphson iteration method.Also, changing of obtained performance results withcompression ratio, engine speed and air excess were presented as graphically. Dissociation during combustionand expansion process was considered and molar number of products in the cylinder for each CA were determinedwith subprogram (18,19).

If prepared computer program is running for differentengine speed, compression ratio and air excess coefficient;the following results are summarized.

a) Parameters such as maximum cylinder pressureand temperature values, mean indicated pressure,

indicated power, thermal efficiency increase withincreasing of compression ratio, b) Parameters such as indicated power, mean

indicated pressure, air and fuel consumptionsincrease with increasing of engine speed,

c) At constant compression ratio (CR=8:1), such ascylinder pressure and temperature values, meanindicated pressure, indicated power, fuelconsumption parameters decrease with increasingair excess coefficient (range of 0.95-1.05 in stepsof 0.05); it is shown that thermal efficiency and air consumption values increase because of themixture closing to the ideal gas properties as themixture leaning.




Bunlar ı n sonucunda;a) Hazı rlanan simülasyon programı na grafik

editörü ilave edilmesiyle sonuçlara daha k ı

sazamanda ulaşı labilir ve performans eğrileriçizilebilir.

b) Hazı rlanan programdan literatürü destekleyensonuçlar elde edildiğinden bu program motor tasar ı mı için uygun bir programdı r. Ayr ı ca, program farklı motor boyutlar ı ve alternatif yak ı tlarla çalı şmaya elverişlidir.

c) Program; gelişmiş bir yanma modeli ve ı sı transfer katsayı sı kullanı larak ve supapzamanlaması , gaz kelebeği konumu vevolümetrik verim dikkate alı narak daha gerçekçi bir çalı şma yapmaya elverişlidir.

Finally;a) Results can be obtained shorter time with adding

graphic editor to prepared simulation programand performance curves can be plotted. b) This program is acceptable for engine design

because obtained results show a good agreementwith literature. Also, it is suitable for differentengine sizes and alternative fuels.

c) Program is suitable for more reliable study usinga improved combustion model and heat transfer coefficient, considering valve timing, throttle position and volumetric efficiency.

KAYNAKLAR / REFERENCES

1. Öğüçlü, Ö., “Thermodynamics Model of The Cycle of Spark Ignition Engine”, Msc. Thesis,Graduate School of Natural And Applied Sciences of Dokuz Eylül University, İzmir, 1-9, (1998).

2. Heywood, J.B., Internal Combustion Engine Fundamentals, Mc Graw Hill Book Co., USA., 123-141 (1988).

3. Stone, R., Introduction to Internal Combustion Engines, Macmillan Press Ltd., London, UK, 31-41; 142-151; 222-224 (1999).

4. Ganesan, V., Internal Combustion Engines, McGraw-Hill Inc., USA, 135-149; 159-170 (1996).

5. Zammit, S.J.,Motor Vehicle Engineering Science for Technicians, Longman Group Ltd., UK, 263-264; 271-282(1987).

6.

Balcı

, M., “Dört Zamanlı

Türboşarjlı

Direkt Püskürtmeli Bir Dizel Motorunun Bilgisayar ile Simülasyonu”, DoktoraTezi, Gazi Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü, Ankara, 232-238, (1986).

7. Borat, O., Sürmen, A., Balcı , M., İ çten Yanmal ı Motorlar, Cilt 1, Uluda ğ Üniv. Vakf ı Yayı nlar ı , İstanbul, Bursa,Ankara, 139-153; 249-259 (2000).

8. Çetinkaya, S., “Dört Zamanlı Buji İle Ateşlemeli Bir Motor Performansı nı n Bilgisayar Yardı mı yla Simülasyonu”,Doktora Tezi,Gazi Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü, Ankara, 1-20 (1987).

9. Abd Alla, G.H., “Computer Simulation of a Four-Stroke Spark Ignition Engine”, Energy Conversion & Management , Volume 43, 1043-1061 (2002).

10. Blair, P.G., 1999, Design and Simulation Four Stroke Engines, SAE Inc., USA, 95-110; 421-442 (1999).

11. Benson, R.S., Whitehouse N.D., Internal Combustion Engines, Volume 2, Pergamon Press, UK, 305-321 (1979).

12. Ferguson, C.R., Internal Combustion Engines, John Wiley and Sons Inc., USA, 115-128; 209-219 (1986).

13. Pulkrabek, W.W., Engineering Fundamentals of The Internal Combustion Engine, Prentice-Hall Inc., USA, 44-60(1997).

14. Benson, R.S., Annand, W.J.D., Baruah, P.C., “A Simulation Model Including Intake and Exhaust Systems for ASingle Cylinder Four-Stroke Cycle Spark Ignition Engine”, Int. J. Mech. Sci., Volume 17: 97-105 (1975).

15. Benson, R.S., Baruah, P.C., “A Generalized Calculation for An Ideal Otto Cycle with Hydrocarbon-Air MixtureAllowing for Dissociation and Variable Specific Heats”, IJMEE , 4(1): 59-65 (1975).

16. Sekmen, Y., “Buji ile Ateşlemeli Bir Motorda Sı k ı ştı rma Oranı nı n Değiştirilebilir Hale Getirilmesi ve PerformansaEtkilerininİncelenmesi”, Doktora Tezi, Gazi Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü, Ankara, 32-53 (2003).

17. Heisler, H., Advanced Engine Technology, Edward Arnold Press, London, UK, 153-171 (1995).




18. Altaç, Z., Gürkan,İ., Mühendisler İ çin Fortran Programlama, Osmangazi Üniversitesi Yayı nı , Eskişehir, 157-180(1995).

19. McCormick, J.H., Salvadori, M.G., Numerical Methods in Fortran, Prentice Hall , UK, 150-185 (1964).

20. Benson, R.S., Whitehouse N.D., Advanced Engineering Thermodynamics 2nd Edition, Pergamon Press, UK, 1977.

21. Çelik, M.B., Şubat 1999, “Buji ile Ateşlemeli Bir Motor Sı k ı ştı rma Oranı nı n Değişken Hale Dönüştürülmesi vePerformansa Etkisinin Araştı r ı lması ”, Doktora Tezi, Gazi Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü, Ankara, 1-10(1999).

22. Erduranlı , P., “Buji ile Ateşlemeli Tek Silindirli Değişken Sı k ı ştı rma Oranlı Bir Motorun Teorik Simülasyonu”,Doktora Tezi, Gazi Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü, Ankara, 1-33 (2003).

23. Parlak, A., “Bir Dizel Motorunda Sı k ı ştı rma Oranı Artı şı nı n Performansa Etkisi”, Mühendislik Bilimleri Dergisi, 9(2): 171-177 (2003).

Received/ Geli ş Tarihi: 17.02.2004 Accepted/Kabul Tarihi: 12.08.2004

Documents

buji le ateşlemeli motorlarda ideal çevrim