BİR DI DİZEL MOTORDA ETANOL ÖN KARIŞIMLI KISMİ-HCCI UYGULAMASININ YANMA VE EMİSYONLAR ÜZERİNE ETKİLERİNİN İNCELENMESİ. Özer CAN

Transkript

1 BİR DI DİZEL MOTORDA ETANOL ÖN KARIŞIMLI KISMİ-HCCI UYGULAMASININ YANMA VE EMİSYONLAR ÜZERİNE ETKİLERİNİN İNCELENMESİ Özer CAN DOKTORA TEZİ MAKİNE EĞİTİMİ GAZİ ÜNİVERSİTESİ FEN BİLİMLERİ ENSTİTÜSÜ ŞUBAT 2012 ANKARA

2 Özer CAN tarafından hazırlanan BİR DI DİZEL MOTORDA ETANOL ÖN KARIŞIMLI KISMİ-HCCI UYGULAMASININ YANMA VE EMİSYONLAR ÜZERİNE ETKİLERİNİN İNCELENMESİ adlı bu tezin Doktora tezi olarak uygun olduğunu onaylarım. Prof. Dr. H. Serdar YÜCESU Tez Danışmanı, Otomotiv Müh. Anabilim Dalı. Bu çalışma, jürimiz tarafından oy birliği / oy çokluğu ile Makine Eğitimi Anabilim Dalında Doktora tezi olarak kabul edilmiştir. Prof. Dr. Selim ÇETİNKAYA Otomotiv Müh. Anabilim Dalı, Gazi Üniversitesi. Prof. Dr. Metin GÜRÜ Kimya Mühendisliği Anabilim Dalı, Gazi Üniversitesi. Prof. Dr. Halit KARABULUT Otomotiv Müh. Anabilim Dalı, Gazi Üniversitesi. Prof. Dr. H. Serdar YÜCESU Otomotiv Müh. Anabilim Dalı, Gazi Üniversitesi. Prof. Dr. Mustafa ÇANAKCI Otomotiv Müh. Anabilim Dalı, Kocaeli Üniversitesi. Tarih:.../. / Bu tez ile G.Ü. Fen Bilimleri Enstitüsü Yönetim Kurulu Doktora derecesini onamıştır. Prof. Dr. Bilal TOKLU Fen Bilimleri Enstitüsü Müdürü..

3 TEZ BİLDİRİMİ Tez içindeki bütün bilgilerin etik davranış ve akademik kurallar çerçevesinde elde edilerek sunulduğunu, ayrıca tez yazım kurallarına uygun olarak hazırlanan bu çalışmada bana ait olmayan her türlü ifade ve bilginin kaynağına eksiksiz atıf yapıldığını bildiririm. Özer CAN

4 iv BİR DI DİZEL MOTORDA ETANOL ÖN KARIŞIMLI KISMİ-HCCI UYGULAMASININ YANMA VE EMİSYONLAR ÜZERİNE ETKİLERİNİN İNCELENMESİ (Doktora Tezi) Özer CAN GAZİ ÜNİVERSİTESİ FEN BİLİMLERİ ENSTİTÜSÜ Şubat 2012 ÖZET Bu çalışmada, tek silindirli, bir DI dizel motorda kısmi ön karışımlı yakıt dolgusunun yanma ve egzoz emisyon karakteristikleri üzerine etkileri incelenmiştir. Düşük basınçlı bir port tipi yakıt enjeksiyon sistemi ile ön karışım odasına yakıt püskürtülmüştür. Ön karışımlı yakıt olarak, tek aşamalı tutuşma karakteristiğine ve yüksek oktan sayısı ile düşük kaynama noktasına sahip olduğu için etanol kullanılmıştır. Homojen dolgu emme stroğu boyunca oluşturulmakta ve pilot dizel yakıt enjeksiyonu ile ÜÖN dan önce tutuşturulmaktadır. Bu kombine yanma şekli, ön karışımlı HCCI ile konvansiyonel DI dizel yanması arasında ortak özelliklere sahip olmakta ve HCCI-DI veya kısmi-hcci olarak tanımlanabilmektedir. Deneyler, farklı dolgu giriş sıcaklıkları (20 ve 40 C) ve EGR oranları (%0-30) altında, farklı ön karışımlı yakıt oranlarında /min motor hızında ve dört farklı yükte (4, 8, 12 ve 16 Nm) yapılmıştır. Deneylerde, yüksek yüklerde duyulabilir vuruntu başlangıcına kadar, düşük yüklerde ise düzensiz çalışma limitine ya da tekleme oluşana kadar ön karışımlı yakıt oranı arttırılmıştır. Yapılan ön testlerde, kısmi yüklerde ön karışımlı yakıt oranının %90 a kadar çıkarılabildiği görülmüştür. Ön karışımlı yakıt dolgusunun artışı ile yanma başlangıcında dikkate değer derecede gecikme meydana gelirken, ön karışımlı yanma aşamasında ısı yayılım oranı giderek artış göstermekte ve difüzyon aşamasında azalmaktadır.

5 v Dolayısıyla, maksimum ısı yayılım oranı, maksimum silindir basıncı ve maksimum silindir basınç artış oranı artmakta ve böylece vuruntu eğilimi de artmaktadır. Yanma süresi kısalmakta ve ısı yayılımı orta noktası ÜÖN ya yaklaşmaktadır. Tam yükte vuruntu oluşumu sonucunda, ön karışımlı yakıt oranı %30 ile sınırlandırılmıştır. Tam yükte meydana gelen hızlı ısı yayılım oranı, EGR ilavesi ile kontrol altına alınabilmiş ve motorun çalışma limitleri %50 ön karışım oranına kadar genişletilmiştir. Orta ve kısmi yüklerde, belli bir değerin üzerindeki ön karışımlı yakıt oranlarında, yanmadaki gecikme sonucu oluşan faz farkının etkileri üstün gelerek ısı yayılımı orta noktasında gecikme meydana gelmiştir. Böylece, indike özgül yakıt tüketimi artış göstermiş ve indike termik verim kötüleşmiştir. Düşük yüklerde, ön karışımlı yakıt oranının yanma karakteristiği üzerine etkileri ılımlı ölçüde gerçekleşmiştir. Giriş sıcaklığının arttırılması ile yanma başlangıcında meydana gelen gecikmenin etkileri azaltılmıştır. Özellikle orta ve kısmi yüklerde, maksimum ısı yayılımı oranının krank açı konumu yaklaşık olarak aynı kalarak, ısı yayılımı orta noktası ÜÖN ya yaklaşmıştır. Kısmi yüklerde NO x ile duman emisyonlarında %26 ve %87 oranlarında eş zamanlı azalma görülmüştür. Fakat ön karışımlı yakıt oranının artışı ile tam yükte NO x emisyonlarında artış gerçekleşmiştir. Ön karışımlı yakıt ile EGR nin birlikte uygulanması sonucu bu artış eğilimi önlenmiştir. Tam yükte ve %50 ön karışımlı yakıt oranında, %30 EGR oranı ile NO x ve duman emisyonlarında %62 ve %82 oranlarında iyileşme sağlanabilmiştir. Kısmi yüklerde EGR uygulaması ile bu eş zamanlı iyileşmeler %81 ve %64 oranlarında gerçekleşmiştir. Diğer yandan, giriş sıcaklığı arttırıldığında NO x emisyonları kötüleşmiştir. Genel olarak, ön karışımlı yakıt oranı ve EGR oranının artışı ile CO ve HC emisyonları artış gösterirken, dolgunun ön ısıtılması durumunda azalma meydana gelmiştir. Bilim Kodu : Anahtar Kelimeler : HCCI-DI, yanma, egzoz emisyonları, etanol Sayfa Adedi : 180 Tez Yöneticisi : Prof. Dr. H. Serdar YÜCESU

6 vi AN INVESTIGATION OF THE EFFECTS OF PARTIAL HCCI APPLICATION WITH PREMIXED ETHANOL ON COMBUSTION AND EMISSIONS IN A DI DIESEL ENGINE (Ph. D. Thesis) Özer CAN GAZİ UNIVERSITY INSTITUTE OF SCIENCE AND TECHNOLOGY February 2012 ABSTRACT In this study, the effects of partial premixed fuel charge on the combustion and exhaust emission characteristics of a single-cylinder, DI diesel engine were investigated. Premixed fuel was injected into the premixed chamber with a low pressure port-type fuel injection system. Ethanol was used as a premixed fuel because of exhibiting single-stage ignition with having high octane number and low boiling point. Homogeneous charge was formed during the intake stroke and ignited by pilot diesel spray before the TDC. This compound combustion mode could be considered as a compromise between the premixed HCCI and conventional DI diesel combustion, and it can be described either as a HCCI-DI or partial HCCI combustion. The experiments were performed with different premixed fuel ratio at 2200 rpm engine speed and four different loads (4, 8, 12 and 16 Nm) under different inlet temperatures (20 and 40 C) and EGR rates (between 0-30%). In the experiments, premixed fuel ratio was increased up to onset of audible knocking at the high loads and it also was increased up to either the unstable operation limit or misfiring at the light loads. Preliminary engine tests were showed that, the premixed fuel ratio could be reached up to 90% at partial loads. Start of combustion delayed remarkably with the increase of premixed fuel charge, while heat release rate increased gradually in the premixed stage of the combustion and decreased in the diffusion combustion.

7 vii Consequently, the maximum heat release rate, the maximum cylinder pressure and the maximum rate of pressure rise increased and consequently knocking tendency increased also. Combustion duration was shortened and the center of the heat release tended to move towards the TDC. At the full load, premixed fuel ratio was limited with 30% due to knock occurrence. With the introducing of EGR, suppression of fast heat release rate was achieved at the full load, and engine operational limits expanded up to 50% premixed fuel ratio. At the medium and partial loads, effects of combustion phasing depended on delay were dominated when the premixed fuel ratio exceeded to a certain value and center of the heat release retarded. Thus, ISFC was increased and ITE was deteriorated. At the low loads, effects of the premixed fuel ratio on combustion characteristics were observed moderate. Effects of delay on the start of combustion were eliminated by the increase of inlet temperature. Especially for medium and partial loads, location of the maximum heat release rate stayed almost the same, while the center of the heat release closed to TDC. NO x and smoke emissions decreased simultaneously by 26% and 87% at partial loads. However, NO x emissions increased with the increase of premixed fuel ratio at the full load. This tendency was suppressed by combined use of EGR and premixed fuel. At the full load and 50% premixed fuel ratio, improvements on the NO x and smoke were achieved as 62% and 82% with application of up to 30% EGR rate. Also, these simultaneous improvements were achieved as 81% and 64% for the light loads with the EGR. On the other hand, NO x emissions deteriorated when the inlet temperature increased. In general, CO and HC emissions also increased with the increase of premixed fuel ratio and EGR rate, whereas preheating of the charge caused to decrease. Science Code : Key Words : HCCI-DI, Combustion, Exhaust emissions, ethanol Page Number : 180 Adviser : Prof. Dr. H. Serdar YÜCESU

8 viii TEŞEKKÜR Çalışmalarım boyunca yardım ve katkılarıyla beni yönlendiren tez danışmanı hocam Prof. Dr. H. Serdar YÜCESU ya teşekkürü bir borç bilirim. Tez dönemi boyunca çalışmanın ilk döneminden son dönemine kadar değerli katkıları ve rehberliklerinden faydalandığım tez izleme komitesi üyeleri Prof. Dr. Halit KARABULUT ve Prof. Dr. Mustafa ÇANAKCI hocalarıma teşekkür ederim. Yine yardımları için Doç. Dr. Can ÇINAR a teşekkürlerimi sunarım. Ayrıca yardımlarını gördüğüm çalışma arkadaşlarım Arş. Gör. Dr. Erkan ÖZTÜRK ve Yrd. Doç. Dr. Fatih ŞAHİN e teşekkür ederim. Yakıt özelliklerinin belirlenmesi konusunda yardımları için Kocaeli Üniversitesi nden Arş. Gör. Ertan ALPTEKİN e teşekkür ederim. Bu doktora tez çalışması, TÜBİTAK 108M228 nolu araştırma projesi kapsamında yapılmıştır. Katkılarından dolayı Türkiye Bilimsel ve Teknolojik Araştırmalar Kurumu (TÜBİTAK) Başkanlığına teşekkür ederim. Maddi ve manevi destekleriyle beni hiçbir zaman yalnız bırakmayan aileme ayrıca teşekkürü bir borç bilirim.

9 ix İÇİNDEKİLER Sayfa ÖZET... i ABSTRACT... iii TEŞEKKÜR... v İÇİNDEKİLER... vi ÇİZELGELERİN LİSTESİ... ix ŞEKİLLERİN LİSTESİ... x RESİMLERİN LİSTESİ....xv SİMGELER VE KISALTMALAR... xvi 1. GİRİŞ 1 2. LİTERATÜR TARAMASI HCCI Yanma Karakteristiği HCCI oksidasyon kimyası HCCI Motorların Emisyon Karakteristikleri Homojen Karışım Teşkilinin Sağlanması Silindir dışı (harici) homojen karışım teşkili Silindir içi (dahili) homojen karışım teşkili HCCI Motorlarda Tutuşma Zamanını ve Isı Yayılım Oranını Etkileyen Parametreler Sıkıştırma oranı ve emme havası sıcaklığı Egzoz gaz resirkülasyonu (EGR) Değişken supap zamanlaması... 33

10 x Sayfa Hava fazlalığı Motor hızı Yakıt kompozisyonu HCCI-DI Yanma Şekli HCCI-DI Yanma şekli için literatür özetleri Tezin amacı, kapsamı ve literatüre katkısı MATERYAL VE METOT Deney Motoru ve Donanımları Deney motoru Port tipi yakıt enjeksiyon sistemi Pilot dizel yakıt enjeksiyon sistemi Emme havası ısıtma tertibatı EGR hattı Sıcaklık ölçümü Güç kaynağı Test Cihazları ve Donanımları Dinamometre Laminer hava akış ölçüm sistemi İndikatör sistemi Egzoz gazı örnekleme ve emisyon analiz cihazları Ölçüm Verilerinin Değerlendirilmesi Silindir basınç verilerinin ön değerlendirilmesi Maksimum silindir basıncı ve basınç artış oranının belirlenmesi... 80

11 xi Sayfa Politropik indeksin belirlenmesi Pilot dizel yakıt enjeksiyonu ve tutuşma zamanlamasının belirlenmesi İndike ortalama efektif basıncın hesaplanılması Motor performans parametrelerinin belirlenmesi Çevrimsel farklılıkların analizi Isı yayılım analizi Molar Oksijen Konsantrasyonunun Belirlenmesi Deneysel Prosedür Deneylerde kullanılan yakıtlar Deneysel prosedür Deneysel ölçümlerdeki doğruluk ve hesaplamalardaki belirsizlik SONUÇLAR VE TARTIŞMA HCCI-DI Çalışma Konumunda Çevrimsel Farklılıkların Değişimi HCCI-DI Yanma Karakteristikleri Ön karışımlı etanol oranının HCCI-DI motorda yanma üzerine etkileri Ön ısıtmanın HCCI-DI motorda yanma üzerine etkileri EGR oranının HCCI-DI motorda yanma üzerine etkileri İndike Termik Verim ve İndike Özgül Yakıt Tüketiminin Değişimi Egzoz Emisyonlarının Değişimi NO x -is emisyonlarının değişimi CO ve THC emisyonlarının değişimi SONUÇLARIN DEĞERLENDİRİLMESİ VE ÖNERİLER

12 xii Sayfa KAYNAKLAR EKLER EK-1 Merriam laminer akış ölçüm elemanı kalibrasyon sonuçları EK-2. Hat basınç sensörü kalibrasyon sonuçları EK-3 Span gazlarının özellikleri EK-4 Emisyon cihazının kalibrasyon sonuçları ÖZGEÇMİŞ

13 xiii ÇİZELGELERİN LİSTESİ Çizelge Sayfa Çizelge Homojen yakıt karışım teşkili yöntemleri Çizelge HCCI yanma başlangıcı ve yanma fazının kontrolünde kullanılan mımetotlar Çizelge Deney motorunun teknik özellikleri Çizelge Sensörlerin teknik özellikleri Çizelge Strain-Gauge şarj amplifikatörünün teknik özellikleri Çizelge Piezo şarj amplifikatörünün teknik özellikleri Çizelge Enkoderin teknik özellikleri Çizelge Veri aktarım kartının teknik özellikleri Çizelge Egzoz gaz ölçüm sisteminin teknik özellikleri Çizelge Duman ölçüm cihazının teknik özellikleri Çizelge No.2 dizel ve etanol ün özellikleri Çizelge Deneysel çalışmalardaki doğruluk ve belirsizlik değerleri

14 xiv ŞEKİLLERİN LİSTESİ Şekil Sayfa Şekil Sıkıştırma ile ateşlemeli, buji ile ateşlemeli ve HCCI motorlarda yanma gelişimi... 5 Şekil Konvansiyonel dizel yanmasına ait ısı yayılım oranı profili... 6 Şekil Dizel türü yakıtlarda meydana gelen iki aşamalı ısı yayılım profili... 7 Şekil Ağır hidrokarbonların genel oksidasyon şeması Şekil HCCI motorda eşdeğerlik oranı (Φ) ve silindir içi sıcaklık değerlerine göre is-no x emisyonlarının değişimi Şekil Konvansiyonel dizel motorda yanma gelişim evrelerini gösteren şematik resim Şekil DI dizel ve HCCI dizel motoru için tahmin edilen NO x emisyonları Şekil Maksimum silindir içi gaz sıcaklığına bağlı olarak CO, CO 2 ve NO x emisyonlarının değişimi Şekil Homojen karışım teşkil yöntemine göre yakıt enjeksiyon zamanları Şekil 2.10 Enjektör uç açısının dar olarak ayarlanması Şekil Silindir içi erken yakıt enjeksiyonunun sayısal incelenmesi Şekil Konvansiyonel yakıt enjeksiyonu ve dar açılı nozul ile erken yakıt enjeksiyonu Şekil PREDIC sisteminde konvansiyonel DI merkez enjektör ile yan enjektörlerin yerleşimi ve enjeksiyon huzmelerinin temsili görünümü Şekil Konvansiyonel dizel ve MK yanmasında ısı yayılım oranı ve yanma fotoğraflarının karşılaştırılması Şekil Sıkıştırma oranı ve giriş sıcaklığının silindir basıncına etkisi Şekil Emme havası sıcaklığının yanma üzerine etkisi Şekil İzotermal EGR nin farklı etkilerinin (Seyreltme etkisi, ısı kapasitesi etkisi ve kimyasal etkisi) yanma üzerindeki sonuçları... 30

15 xv Şekil Sayfa Şekil Lamda ve EGR oranının imep, tutuşma başlangıçları, negatif sıcaklık katsayı bölgesi genişliği ve yanma süresi üzerine etkileri Şekil AVL CSI prototip motorunun çalışma rejimleri Şekil Farklı sıkıştırma oranı ve emme havası sıcaklığında yakıt eşdeğerlik oranına göre HCCI çalışma aralığının değişimi Şekil Farklı motor hızlarında ve farklı emme havası basınçlarında çalışan benzinli HCCI motorunda (a) tork, (b) özgül yakıt tüketimi, (c) hava ve yakıt akış oranlarının değişimi Şekil Bazı doymuş, doymamış hidrokarbonlar ile referans yakıtların HCCI yanma karakteristikleri (Φ=0,4, giriş sıcaklığı 318 K, basıncı 0,1 MPa). 39 Şekil Tek bileşenli farklı yakıtların oksidasyon sürecinin karşılaştırılması Şekil Farklı yakıtların oksidasyon sürecinin karşılaştırılması Şekil Buji ile ateşlemeli motor, HCCI-DI ve HCCI çalışma konumları için yanmanın gelişim safhaları Şekil Deney sisteminin şematik görünümü Şekil Port tipi yakıt enjeksiyon sisteminin şematik görünümü Şekil Port tipi yakıt enjektörü Şekil Pilot dizel yakıt enjeksiyon sisteminin şematik görünümü Şekil Emme havası ısıtıcısının şematik görünümü Şekil Laminer elemanlı akış metrenin şematik görünümü Şekil Laminer akış elemanının karakteristiği Şekil İndikatör sisteminin şematik görünümü Şekil Silindir basınç sensörünün piston kenarı ve oyuğu tarafına yerleşiminin ölçüm sonuçlarına etkisi Şekil Dizel yakıt hat basınç sensörünün adaptör ile montajı Şekil Silindir basıncı ölçüm prensibi... 74

16 xvi Şekil Sayfa Şekil Egzoz gaz ölçüm sisteminin şematik görünümü Şekil Ham silindir basıncı değerlerinde zamana bağlı olarak oluşan kayma Şekil Ham verilerde oluşan kayma ve sıfırdan sapma Şekil ÜÖN nın düzeltilmesi Şekil Pilot dizel yakıtı için statik ve dinamik enjeksiyon zamanlarının belirlenmesi Şekil Kapalı ve açık indikatör diyagramı ve çevrim boyunca yapılan iş Şekil Tek bölgeli yanma modeli Şekil Krank biyel mekanizması ile silindir içi hacim ve hacmin türevinin krank açısına bağlı değişimi Şekil Silindir basıncı, silindir basıncının türevi ve silindir basıncının ikinci mertebe türevine göre yanma başlangıcının belirlenmesi Şekil (a) Isı yayılım oranı (b) Kümülatif ısı yayılımı (c) Yanma faz süreleri Şekil Silindir basıncı, yakıt hat basıncı ve dizel yakıt enjeksiyon oranı Şekil Isı yayılım oranı analizinin görüntüsü Şekil Çevrimsel farklılıklar Şekil Vuruntu oluşumu Şekil Motor yükü, ön karışımlı etanol miktarı, EGR oranı ve emme havası ön ısıtma sıcaklığına bağlı olarak vuruntu sınırlarının değişimi Şekil Motor yükü, ön karışımlı etanol miktarı, EGR oranı ve emme havası ön ısıtma sıcaklığına bağlı olarak çevrimsel farklılıkların değişimi Şekil Dizel ve HCCI-DI çalışma konumu için karakteristik ısı yayılım oranı eğrileri Şekil Nm de basınç, ısı yayılım oranı ve ortalama gaz sıcaklığının değişimi Şekil Nm de basınç, ısı yayılım oranı ve ortalama gaz sıcaklığının değişimi

17 xvii Şekil Sayfa Şekil Nm de basınç, ısı yayılım oranı ve ortalama gaz sıcaklığının değişimi Şekil Nm de basınç, ısı yayılım oranı ve ortalama gaz sıcaklığının değişimi Şekil Ön karışımlı etanol oranına göre tutuşma başlangıcının değişimi Şekil Tutuşma gecikmesinin pilot dizel yakıt enjeksiyon miktarı ve ön karışımlı etanol oranına göre değişimi Şekil Sıkıştırma zamanı boyunca ön karışımlı etanol oranına bağlı olarak politropik indeksin değişimi Şekil Ön karışımlı etanol oranına göre oksijen konsantrasyon oranının değişimi Şekil Maksimum ısı yayılım oranı ve krank açı konumunun ön karışımlı etanol oranına göre değişimi Şekil Maksimum silindir gaz basıncı ve krank açı konumunun ön karışımlı etanol oranına göre değişimi Şekil Nm motor yükü için ön karışımlı etanol oranına göre basınç artış oranının değişimi Şekil Motor yükü ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum silindir gaz sıcaklığının değişimi Şekil Nm yük için kümülatif ısı yayılımı ve yanma süresinin değişimi Şekil Nm yük için kümülatif ısı yayılımı ve yanma süresinin değişimi Şekil Nm yük için kümülatif ısı yayılımı ve yanma süresinin değişimi Şekil Nm yük için kümülatif ısı yayılımı ve yanma süresinin değişimi Şekil Isı yayılımı orta noktası ve yanma süresinin ön motor yükü ile ön karışımlı etanol oranına göre değişimi Şekil Nm yükte ön ısıtma sıcaklığının silindir basıncı ve ısı yayılımı oranına etkisi Şekil Ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre yanma başlangıcı ve tutuşma gecikmesinin değişimi

18 xviii Şekil Sayfa Şekil Ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre oksijen konsantrasyonunun değişimi Şekil Ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum ısı yayılım oranı ve krank açı konumunun değişimi Şekil Ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum silindir basıncı ve krank açı konumunun değişimi Şekil Ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre ısı yayılımı orta noktası ve yanma süresinin değişimi Şekil Ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum silindir gaz sıcaklığının değişimi Şekil Nm yükte EGR oranının silindir basıncı ve ısı yayılımı oranına etkisi Şekil EGR oranı ve ön karışımlı etanol oranına göre yanma başlangıcı ve tutuşma gecikmesinin değişimi Şekil EGR oranı ve ön karışımlı etanol oranına göre oksijen konsantrasyon oranı ve oksijen konsantrasyonunun değişimi Şekil EGR oranı ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum ısı yayılım oranı ve krank açı konumunun değişimi Şekil EGR oranına ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum silindir basıncı ve krank açı konumunun değişimi Şekil EGR oranına ve ön karışımlı etanol oranına göre ısı yayılımı orta noktası ve yanma süresinin değişimi Şekil EGR oranına ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum silindir gaz sıcaklığının değişimi Şekil Ön karışımlı etanol oranı, EGR oranı ve ön ısıtmanın indike termik verimime etkisi Şekil Ön karışımlı etanol oranı, EGR oranı ve ön ısıtmanın indike özgül yakıt tüketimine etkisi Şekil Ön karışımlı etanol oranı, EGR oranı ve ön ısıtmanın NO x emisyonlarına etkisi

19 xix Şekil Sayfa Şekil Ön karışımlı etanol oranı, EGR oranı ve ön ısıtmanın duman emisyonlarına etkisi Şekil NO x -Duman emisyonlarının eş zamanlı değişimi Şekil Ön karışımlı etanol oranı, EGR oranı ve ön ısıtmanın THC emisyonlarına etkisi Şekil Ön karışımlı etanol oranı, EGR oranı ve ön ısıtmanın CO emisyonlarına etkisi Şekil Ön karışımlı etanol yakıt miktarı, EGR ve ön ısıtmanın yanma verimine etkisi

20 xx RESİMLERİN LİSTESİ Resim Sayfa Resim 3.1. Ön karışım odası ve port tipi yakıt enjeksiyon sistemi Resim 3.2. Sürücü devre (ECU) Resim 3.3. Silindir basınç sensörünün silindir kapağındaki konumu Resim 3.4. Cussons P4110 indikatör cihazı ve AVL 3009 A04 şarj amplifikatörü Resim 3.5. Sensörlerin bağlantısı... 73

21 xxi SİMGELER VE KISALTMALAR Bu çalışmada kullanılmış bazı simgeler ve kısaltmalar, açıklamaları ile birlikte aşağıda sunulmuştur. Simgeler Açıklama A Anlık yanma odası yüzey alanı, [m 2 ] A N Enjektör delik alanı, [m 2 ] A pis Piston tepesi alanı, [m 2 ] bi ( ISFC) İndike özgül yakıt tüketimi, [g/kw h] b i Yanma ürünleri mol miktarı (i=1-4 için, CO 2, C D H 2 O, O 2 ve N 2 ), [kmol] Enjektör boşaltma katsayısı c m Ortalama piston hızı, [m/s] c p Sabit basınçta özgül ısınma ısısı, [kj/kg K] c v Sabit hacimde özgül ısınma ısısı, [kj/kg K] c1 c 2 D Sabit katsayı Silindir çapı, [m] F kayıp Kayıp faktörü (emme ısıtıcısı için) h i Sistem sınırları içerisine giren ve çıkan kütlenin özgül entalpisi, [kj/kg] h Isı taşınım katsayısı, [W/m 2 K] i Bir devirdeki iş yapan çevrim sayısı (0,5) imep İndike efektif basınç, [bar] L Piston kol uzunluğu, [m] m& Kütlesel debi, [kg/s]

22 xxii Simgeler Açıklama m Diz Enj Silindir içerisine enjekte edilen dizel yakıt miktarı, [kg] m & Diz Dizel yakıtının kütlesel debisi, [g/min] m & Eth Etanol yakıtının kütlesel debisi, [g/min] m & EGR EGR li kütlesel hava debisi, [kg/min] m f m& o MA Silindir içerisine sürülen yakıt miktarı, [kg] EGR siz kütlesel hava debisi, [kg/min] Mol kütlesi, [kg/kmol] M EGR Silindir içerisine resirkülasyonu yapılan egzoz i n n c gazlarının kütleleri (i=1-4 için, CO 2, H 2 O, O 2 ve N 2 ), [kg] Ardışık çevrim sayısı ve Motor hızı, [1/min] Politropik sıkıştırma işlemi üst katsayısı n Eth Ön karışımlı etanol yakıtı mol miktarı, [kmol] n EGR EGR gazının mol miktarı, [kmol] n Diz Pilot dizel yakıtı mol miktarı, [kmol] n mix Dolgunun toplam mol miktarı, [kmol] n Hava N EGRi θ θ 1 θ 2 θ 3 Emme havası mol miktarı, [kmol] Silindir içerisine resirkülasyonu yapılan egzoz gazlarının mol değerleri (i=1-4 için, CO 2, H 2 O, O 2 ve N 2 ), [kmol] Krank mili açısı, [derece] Yanma başlangıcı, [ KA] %10 kümülatif ısı yayılımı için krank açı konumu, [ KA] %50 kümülatif ısı yayılımı için krank açı konumu, [ KA]

23 xxiii Simgeler Açıklama θ 4 θ 5 O %90 kümülatif ısı yayılımı için krank açı konumu, [ KA] Yanma sonu, %100 kümülatif ısı yayılımı için krank açı konumu, [ KA] Molar oksijen konsantrasyonu O Dizel Dizel çalışma konumundaki molar oksijen HCCI DI konsantrasyonu O HCCI-DI çalışma konumundaki molar oksijen konsantrasyonu O K Oksijen konsantrasyon oranı [%] P Silindir gaz basıncı, [kpa] P hat Dizel yakıt hat basıncı, [kpa] P m P ö P r Dinamometrenin motor olarak döndürülmesi ile elde edilen silindir gaz basıncı, [kpa] Deneyin gerçekleştirildiği atm basıncı, [kpa] Referans sıcaklığa göre silindir içi dolgunun basınç, [kpa] P ref Referans basınç, 101,325 [kpa] Δ P Laminer akış elemanının giriş çıkışı arasındaki basınç farkı, [kpa] Q gr Toplam ısı yayılımı, [kj] Q ht Q net Q LHV Yakit Silindir duvarlarına olan ısı transferi, [kj] Net ısı yayılımı, [kj] Yakıtın alt ısıl değeri, [kj/kg] Q Dizel yakıtı için alt ısıl değeri, [kj/kg] LHV Diz Q LHV Eth Etanol yakıtı için alt ısıl değeri, [kj/kg] r Krank mili yarıçapı, [m]

24 xxiv Simgeler Açıklama R İdeal gaz sabiti, [kj/kg K] R EGR Kütlesel EGR oranı R U Üniversal gaz sabiti, 8,31434 [kj/kmol K] s t c Silindir kursu, [m] Bir çevrim için geçen süre, [s] t enj Enjektör açık kalma süresi, [ms] t ybas t yson T g T ö T r T ref T w Yanma başlangıcı, [ KA] Yanma sonu, [ KA] Silindir içi ortalama gaz sıcaklığı, [K] Deneyin gerçekleştirildiği ortam sıcaklığı, [K] Referans sıcaklığa göre silindir içi dolgunun sıcaklığı, [K] Referans sıcaklık, 294,26 [K] Silindir duvar sıcaklığı, [K] Δ T Ön ısıtma giriş ve çıkış sıcaklık farkı, [K] U Sistem sınırları içerisinde kalan dolgunun iç enerjisi, [kj] ve belirsizlik değeri v& enj Enjektör debisi, [ml/min] V Silindir hacmi, [m 3 ] V c Yanma odası hacmi, [m 3 ] V & d Düzeltilmiş hava debisi, [L/min] V & h V h V & ö V r W c Hava debisi, [L/min] Kurs hacmi, [m 3 ] Ölçülen hava debisi, [L/min] Referans sıcaklığa göre silindir içi dolgu için hacim, [m 3 ] Çevrim boyunca pistona yapılan iş, [kj]

25 xxv Simgeler Açıklama W e Isıtıcı gücü, [kw] x Değerler (imep ya da P maks ) x y i Çevrim sayısı kadar olan değerlerin (imep ya da P maks ) ortalaması Yanma ürünlerinin kütlesel yüzdeleri (i=1-4 için, CO 2, H 2 O, O 2 ve N 2 ), [%] σ Standart sapma, (imep ve P maks için), [%] ρ Eth Etanol yoğunluğu, [g/ml] ρ EGR EGR gazlarının yoğunluğu, [kg/m 3 ] ρ Diz Dizel yakıtı yoğunluğu, [kg/m 3 ] ρ hava Havanın yoğunluğu, [kg/m 3 ] λ η yanma Yanma verimi, [%] Krank yarıçapının piston kolu uzunluğuna oranı ηι ( ΙΤΕ ) İndike termik verim, [%] Kısaltmalar Açıklama AC Alternatif akım AÖN Alt ölü nokta AR Uyartılmış Radikal Yanma (Activated Radical Combustion) ATAC Aktif Termo Atmosfer Yanması (Active Thermo-Atmosphere Combustion) ASCII Bilgi değişimi için Amerikan standart kodlama sistemi (American Standard Code for Information Interchange)

26 xxvi Kısaltmalar Açıklama CAI CCS CIHC COV COV imep COV Pmaks DAQ DC DI ECU EGR GDI HCCI HCCI-DI HCLD HFID HIMICS HTC INOX Kontrollü Kendi Kendine Tutuşma (Controlled Auto-Ignition) Kombine yanma sistemi (Combined Combustion System) Sıkıştırma ile Ateşlemeli Homojen Dolgu (Compression Ignited Homogeneous Charge) Varyans değişim katsayısı Ardışık çevrimlerde imep değerleri için varyans değişim katsayısı Ardışık çevrimlerde P maks değerleri için varyans değişim katsayısı Veri aktarımı (Data Acquisition) Doğru akım Direkt enjeksiyon Elektronik kontrol ünitesi Egzoz gaz resirkülasyonu Benzin direk enjeksiyonu Homojen dolgulu sıkıştırma ile ateşlemeli Pilot dizel enjeksiyonlu HCCI yanması Isıtmalı kimyasal ışıma detektörü (Heated Chemical Luminescence Detector) Isıtmalı alev iyonizasyon detektörü (Heated Flame Ionization Detector) Homojen Dolgulu Akıllı Kademeli Enjeksiyon Yanma Sistemi (Homogeneous Charge Intelligent Multiple Injection Combustion System) Yüksek sıcaklık yanması (High Temperature Combustion) Paslanmaz çelik

27 xxvii Kısaltmalar Açıklama KA kısmi-hcci LTO NDIR NTO O=ROOH OH. PCCI PID PREDIC R RCM SRC SSR THC UNIBUS ÜÖN Krank açısı, derece Pilot dizel enjeksiyonlu HCCI yanması Düşük sıcaklık oksidasyonu (Low Temperature Oxidation) Saçınımsız kızılötesi ışıma detektörü (Non Dispersive Infrared) Negatif sıcaklık katsayısı rejimi (Negative Temperature Coefficient Regime) Alkil peroksit Hidroksil radikali Önkarışım Dolgulu Sıkıştırma ile Ateşleme (Premixed Charge Compression Ignition) Oransal integral-türev Fakir Önkarışımlı Dizel Yanması (Premixed Lean Diesel Combustion) Alkil radikali Hızlı sıkıştırma makinesi (Rapid Compression Machine) Seçici katalitik indirgeme (Selective Catalitic Reduction) Solid state röle Toplam hidrokarbon Üniform Hacimli Yanma Sistemi (Uniform Bulky Combuston System) Üst Ölü Nokta

28 1 1. GİRİŞ Güncel teknolojilerin gelişimine rağmen, içten yanmalı motorlarda termik verim ve egzoz emisyonlarının eş zamanlı olarak iyileştirilmesi pek mümkün olamamaktadır. Homojen dolgulu sıkıştırma ile ateşlemeli motorlar (HCCI-Homogeneous Charged Compression Ignition), konvansiyonel buji ile ateşlemeli (benzin) ve sıkıştırma ile ateşlemeli (dizel) motorların avantajlarını barındırmakta, böylece yüksek termik verim ve düşük egzoz emisyonlarını karşılayabilecek potansiyele sahip yeni bir kavram olarak gelecek vaat etmektedirler. Dizel motorlar, yüksek sıkıştırma oranı ve şarj dolgusunu herhangi bir kısılma olmadan alabilmesi sayesinde yüksek termik verime sahip olmaktadırlar. Bununla birlikte, dizel motorlarda temel olarak NO x ve is-pm emisyonları yüksek olmaktadır. Seçici katalitik indirgeme (Selective Catalitic Reduction-SRC) sistemlerine rağmen, dizel motorlar için ucuz ve pratik olarak NO x emisyonlarını azaltacak katalizör sistemi henüz tam olarak geliştirilememiştir. Buji ile ateşlemeli motorlar, hidrokarbon yakıtlar ile birlikte 3 yollu katalizörler sayesinde oldukça düşük seviyede egzoz emisyonları ile çalışabilmektedir. Fakat katalizör verimi açısından, stokiyometrik yakıt karışımlarına yakın çalışma aralığı ile sınırlı kalınması gerekli olmaktadır. Motorda oluşan vuruntu sebebiyle, sıkıştırma oranının çok fazla artırılamaması ve motor yüklerinin emme dolgusunun kısılarak kontrol edilmesi sonucunda termik verimleri düşük kalmaktadır. Doğrudan enjeksiyonlu tasarımlı motorlarda ise kısmi yüklerdeki aşırı hava oranı, egzoz gazı sonrası emisyonları azaltıcı işlemleri zorlaştırmaktadır. Bir dizel ya da benzin motoru üzerinde değişikliğe gidilerek HCCI motoruna dönüşüm sağlanabilmektedir. Her iki durumda da yanma, fakir ve homojen yakıthava dolgusunun kendi kendine tutuşması ile başlamaktadır. Kendi kendine tutuşmayı sağlayabilmek için sıkıştırma oranı yükseltilmekte ve böylece termik verim artmaktadır. Motor yükü ise hava/yakıt oranının kontrolü ile sağlanmaktadır. Gaz kelebeği olmaksızın silindir içerisine alınan hava dolgusunda herhangi bir kısılma meydana gelmeden kısmi motor yüklerinde homojen dolgulu olarak oldukça

29 2 fakir karışımlarda çalışabilmektedir. Bu yeni yanma kavramı, yakıtın yağlayıcılığı, laminer alev hızı, setan sayısı ve oktan sayısı v.b. gibi yakıt karakteristiklerine bağımlı olmamaktadır [1]. Dizel ve benzin yakıtlarının yanında, alternatif yakıtlardan hidrojen, metanol, etanol vb. gibi birçok farklı yakıtlar kullanılabilmektedir [2-8]. Konvansiyonel dizel yanma işleminde, yanmanın çoğu aşamasında yakıt olarak zengin ve fakir bölgelerin varlığı ile NO x -is oluşumu gerçekleşmektedir. İdeal HCCI yanma işleminde, yanma odasının geneli ile bölgesel alanlarında lamda ve sıcaklık oranlarında bir farklılık olmadan, hava yakıt karışımı homojen olarak hazırlanmaktadır. Homojen dolgunun sıkıştırılması ile yanma odasındaki karışımın tümünün eşzamanlı olarak kendi kendine tutuşması sağlanabilmektedir. Böylece zengin yakıt karışım bölgeleri mevcut olmadan duman oluşumu önlenebilmekte ve yanma sırasında parlak olmayan alev meydana gelmektedir. Diğer bir yandan, difüzyon alevi meydana gelmeden, yüksek hava fazlalık oranı ile yanmanın tamamında ve lokal bölgelerde daha düşük sıcaklıklar meydana gelerek termal NO x emisyonların oluşumu azalmaktadır. Yanma işlemi boyunca reaksiyon oranının kontrolü, konvansiyonel dizel yanmasında türbülans karışımlı (difüzyon) yanmayla; benzinli motorlarda da yanma odasında oluşan belirli bir alev cephesinin ilerlemesiyle sağlanmaktadır. HCCI motorlarda yanma reaksiyonları buji ile başlatılmadığı için aşırı derecede fakir karışımlar yakılabilmektedir. Böylece ısı yayılımı hızlı bir şekilde gerçekleşmektedir. Buji ile ateşlemeli motorlar ile karşılaştırıldığında, HCCI yanma işleminde karışımın sadece küçük bir miktarı alevin önünde bulunmakta ve homojen dolgunun tümü eş zamanlı olarak yanma işlemine katılmaktadır. Bununla birlikte, silindir içerisindeki bölgesel sıcaklıklar, buji ile ateşlemeli motorlardaki alev cephesinin önünde ya da dizel motorlardaki yakıt enjeksiyonu içerisindeki stokiyometrik bölgelerden daha düşük olmaktadır. Buji ile ateşlemeli motorlara göre bölgesel HCCI yanmasında, tüm dolgunun ısı yayılımı üniform ve hızlı bir şekilde meydana gelmektedir. Çünkü konvansiyonel ısı yayılımı profillerine nazaran HCCI yanmasında silindir içerisindeki tüm dolgunun eş zamanlı olarak yanma işlemine katılımı daha kısa sürede gerçekleşmektedir. Homojen dolgulu sıkıştırma ile ateşlemeli motorlar, HCCI

30 3 kısaltmasının yanında dönüşüm yapılan motora, kullanılan yakıt türüne, homojen dolgunun oluşturulma konusunda izlenen yöntem ve yakıt sistemlerine göre birçok farklı kısaltma ile aşağıdaki gibi literatürde tanımlanabilmektedir [9]. ATAC (Active Thermo-Atmosphere Combustion) Aktif Termo Atmosfer Yanması CIHC (Compression Ignited Homogeneous Charge) Sıkıştırma ile Ateşlemeli Homojen Dolgu PREDIC (Premixed Lean Diesel Combustion) Fakir Önkarışımlı Dizel Yanması PCCI (Premixed Charge Compression Ignition ya da Partial Pre-mixed Charge Compression Ignition) Önkarışım Dolgulu Sıkıştırma ile Ateşleme ya da Kısmi Önkarışım Dolgulu Sıkıştırma ile Ateşleme AR (Activated Radical Combustion) Uyartılmış Radikal Yanma CAI (Controlled Auto-Ignition) Kontrollü Kendi Kendine Tutuşma HIMICS (Homogeneous Charge Intelligent Multiple Injection Combustion System) Homojen Dolgulu Akıllı Kademeli Enjeksiyon Yanma Sistemi UNIBUS (Uniform Bulky Combuston System) Üniform Hacimli Yanma Sistemi HCCI motorların yüksek termik verim ve düşük ham egzoz gazları ile gelecek vaat etmelerine karşın, pratik olarak güncel uygulamalarda birçok teknik problem ile karşılaşılmaktadır. Çözülmesi gereken temel problemlerin en başında yanma başlangıcının ve yanmada oluşan faz farkının kontrol edilmesi, yüksek motor yüklerinde vuruntu sınırı ile çok düşük motor yüklerinde düzensiz çalışma problemleri gelmektedir. Bunların yanında yüksek CO ve HC emisyon oluşumu önemli sorun teşkil etmektedir. Bu sıkıntıları aşacak motor ayar parametreleri üzerine literatürde birçok çalışma yapılmaktadır.

31 4 2. LİTERATÜR TARAMASI 2.1. HCCI Yanma Karakteristiği Şematik olarak Şekil 2.1 de görüldüğü üzere, konvansiyonel sıkıştırma ile ateşlemeli (dizel) motorlarda yanma aşamasında reaksiyon oranı türbülans karışımlı (difüzyon) yanmayla, buji ile ateşlemeli (benzin) motorlarda ise yanma odasında oluşan belirli bir alev cephesinin ilerlemesiyle kontrol edilmektedir [10]. Şekil 2.1 in alt kısmında da ısı yayılımı karakteristikleri görülmekte ve temel olarak kümülatif ısı yayılımı aşağıdaki eşitliklerdeki gibi ifade edilebilmektedir. Buji ile ateşlemeli motorlarda yanma aşamasında silindir dolgusu yanmış ve yanmamış olarak alev cephesi ile iki bölgeye ayrılmaktadır. Yanmanın kontrolü alev cephesinin gelişimi ile sağlanmaktadır (Şekil 2.1 ve Şekil 2.3). Kümülatif ısı yayılımı, alev cephesi içerisindeki belirli kütlenin yanması ( dm i ) ile oluşan ısının toplamı olarak ifade edilebilmektedir [10-12]. Burada, q homojen dolgunun birim kütlesi için ısıl enerji miktarı, N ise alev cephesi içerisindeki yanma reaksiyonlarının gerçekleştiği bölge sayısıdır. Sıkıştırma ile ateşlemeli motorlarda (dizel) yanma işlemi daha karmaşık bir biçimde gelişim göstermektedir. Tutuşma sırasındaki yakıt buharı kompozisyonu, konvansiyonel bir dizel yanması ve HCCI yanması arasındaki temel farkı oluşturmaktadır. Direkt enjeksiyonlu bir dizel motorda yanma, heterojen bir dolgu içerisinde bölgesel olarak tutuşma koşullarının en iyi olduğu yerlerde başlamaktadır (Şekil 2.1). Bu bölgelerde yüksek sıcaklıkta oksidasyon ile çok hızlı bir şekilde ısı açığa çıkarak diğer bölgelerin tutuşmasını sağlamaktadır. Tutuşmanın gerçekleşmesi ile birlikte, m p olarak belirtilen yakıt miktarının bir kısmı HCCI yanmasına benzer bir şekilde ön karışımlı yanma safhasına dahil olmaktadır. Geriye kalan yanmamış ya da kısmi olarak yanmış yakıt, havanın türbülans karışımın hızına bağlı olarak gelişen difüzyon yanma aşamasına katılmaktadır [10]. Difüzyon yanma aşamasında, karışımın zenginliği yakıt enjeksiyon huzmesi içerisinde bölgesel olarak değişmekte ve buna bağlı olarak huzme içerisinde her bir parselin kütle ve ısıl değerleri m j ve

32 5 dq j ile belirtildiği üzere değişim göstermektedir [10]. Yukarıda anlatıldığı gibi dizel yanması genel olarak iki faza ayrılmakta ve kümülatif ısı yayılımı bu iki aşamada ortaya çıkan ısının toplamı olarak Şekil 2.1 deki gibi ifade edilebilmektedir. Şekil 2.2 de görüldüğü gibi ısı yayılım oranı ön karışımlı yanma safhasında ÜÖN ya yakın yerde tepe yaparak gerçekleşmekte ve sonrasında ise difüzyon yanma aşaması daha yavaş gelişerek devam etmektedir. Sıkıştırma ile Ateşleme (DI Dizel) Buji ile Ateşleme (Benzin) HCCI Heterojen Karışım Homojen Ön Karışımlı Dolgu Homojen Ön Karışımlı Dolgu Difüzyon Yanma Alev Cephesi Gelişimi Eş Zamanlı Tutuşma ve Yanma Isı Yayılımı dq j m j Yanmamış Isı Yayılımı Yanmış dm Yanmamış Isı Yayılımı dq Q Yakıt k n Q = m p dq i + m j dq j 1 1 Q Yakıt N K = q dm i Q = m dq i 1 1 Yakıt Şekil 2.1. Sıkıştırma ile ateşlemeli, buji ile ateşlemeli ve HCCI motorlarda yanma gelişimi [10] Buji ile ateşlemeli motorlar ile karşılaştırıldığında, HCCI yanma işleminde karışımın sadece küçük bir miktarı alevin önünde bulunmakta ve homojen dolgunun tümü eş

33 6 zamanlı olarak yanma reaksiyonlarına katılmaktadır (Şekil 2.1 ve Şekil 2.3). Böylece hızlı bir şekilde ısı yayılımı gerçekleşmektedir. Kümülatif ısı yayılımı, tüm silindir dolgusunun (m) katıldığı yanma reaksiyonlarında açığa çıkan ısıların ( dq i ) toplamıdır. Birim dolgu başına i ninci reaksiyondan elde edilen ısı miktarı q i dir. K sayısı reaksiyon sayısıdır [10-12]. Şekil 2.2. Konvansiyonel dizel yanmasına ait ısı yayılım oranı profili [13, 14] HCCI motorlarda yanma reaksiyonları, buji ile başlatılmadığı için aşırı derecede fakir karışımlar yakılabilmektedir. Bununla birlikte, HCCI yanmasında silindir içerisindeki bölgesel sıcaklıklar, buji ile ateşlemeli motorlardaki alev cephesinin önünde ya da dizel sprey yanmasında oluşan stokiyometrik bölgelere göre daha düşük olmaktadır. Konvansiyonel motorlara göre ideal HCCI yanmasında ısı yayılımı karakteristiği daha düzenli tekrar edilebilir bir yanmanın oluşumu ile motorda çevrimsel farklılıkların azalması beklenmektedir. Fakat pratikte dolgu kompozisyonunda ve sıcaklık dağılımında homojenliğin tamamen sağlanamaması nedeniyle, ısı yayılımı dolgu boyunca üniform olarak eş zamanlı bir şekilde gerçekleşemeyebilmektedir. Zengin hava/yakıt karışımı (yüksek yük durumları) ya da yüksek sıcaklık bölgesi Şekil 2.1 in alt kısmında kesik çizgiler ile gösterilen düzgün olmayan hızlı ısı yayılımına neden olarak önemli derecede silindir basınç artışına oranına ( dp dθ ), vuruntu sesinin artışına ve maksimum silindir basıncının daha büyük olmasına neden olabilmektedir [10]. Bu durumda ısı yayılımı daha hızlı

34 7 bir şekilde gerçekleşmektedir. Yanma başlangıcı, hızlı ısı yayılımı ve yanmanın faz evresini kontrol edebilmek için çeşitli uygulamalar halen literatürde inceleme aşamasındadır HCCI oksidasyon kimyası HCCI motorlarda kendi kendine tutuşma zamanlamasını, ısı yayılım oranını, yanma reaksiyon ara oluşum maddelerini (reaction intermediates) ve yanma sonu ürünlerini oksidasyon kimyası belirlemektedir [9]. HCCI yanmasında, özellikle dizel yakıtı gibi yakıtların ısı yayılımı iki aşamalı olarak gerçekleşmektedir (Şekil 2.3.). Buna karşın oktan sayısı daha yüksek olan benzin gibi yakıtlarda ise tek aşamalı yanma gerçekleşerek ısı yayılım oranı profili daha farklı olmaktadır. Yanmanın ilk aşamasındaki ısı yayılımı, düşük sıcaklıklardaki kinetik reaksiyonlarla (low temperature oxidation-lto ya da soğuk alev bölgesi) ilişkilendirilmektedir. Daha kuvvetli olan ikinci aşamadaki ısı yayılımı ise ana reaksiyonlar olan yüksek sıcaklık oksidasyonları ile ilişkilendirilmektedir. Bu iki ısı yayılımı aşaması arasında kalan zaman gecikmesine ise negatif sıcaklık katsayısı rejimi (negative temperature coefficient regime-ntc) olarak adlandırılmaktadır. İki aşamalı ısı yayılımında, enerjinin yaklaşık %7-10 oranında bir kısmı ilk aşamada ve diğer kalan kısmı ise ikinci aşamada açığa çıkmaktadır [9, 15, 16]. Şekil 2.3. Dizel türü yakıtlarda meydana gelen iki aşamalı ısı yayılım profili [15]

35 8 Tutuşma sırasındaki yakıt buharı kompozisyonu, konvansiyonel bir dizel yanması ve HCCI yanması arasındaki temel farkı oluşturmaktadır. Daha öncede bahsedildiği gibi, konvansiyonel dizel motorunda heterojen bir hava-yakıt karışımı içerisinde, tutuşma koşullarının en iyi olduğu yerlerde yanma bölgesel olarak başlamaktadır. Bu bölgelerde açığa çıkan ısı, diğer bölgelerin tutuşmasını sağlamaktadır. Tutuşmanın gerçekleşmesi ile birlikte bu süre zarfı boyunca oluşan ön karışımlı hava-yakıt miktarının çok hızlı bir şekilde yüksek sıcaklıktaki oksidasyonu ile konvansiyonel dizel yanması başlamaktadır. Ana ısı yayılımı, önkarışımlı yanma sonrasında yanmış ya da kısmi olarak yanmış yakıt ile havanın türbülans karışımın hızına bağlı olarak gelişen difüzyon yanma aşamasında gerçekleşmektedir. Önkarışım yanma safhasında ısı yayılımı ÜÖN ya yakın yerde tepe yaparak gerçekleşmekte ve sonrasında ise difüzyon yanma aşaması daha yavaş gelişerek ısı yayılımı devam etmektedir [9, 17]. HCCI yanmasında ise farklı olarak tüm silindir dolgusu aynı anda reaksiyona girmektedir. İlk olarak tüm dolgu düşük sıcaklık oksidasyon aşamasına göre okside olarak negatif sıcaklık katsayı bölgesinde (NTC) bir gecikme ile yüksek sıcaklık oksidasyon aşamasına geçmektedir. Dahili homojen karışım teşkilinde, hava-yakıt karışımının homojen olarak sağlanabilmesi için yakıt enjeksiyonunun erken bir krank açısında yapılması gerekmektedir. Böylece homojen karışımın oluşumunda gerekli olan zaman sağlanabilmektedir. Bununla birlikte, yanmanın LTO ve HTO aşamalarının çoğu zaman daha erken gerçekleşmesine neden olmaktadır. Çünkü silindir içersindeki tüm dolgu eş zamanda reaksiyona girerek ısı yayılımı çok kısa bir zamanda meydana gelmekte ve konvansiyonel dizel motoruna göre önemli derecede silindir basınç artış oranına ( dp dθ ) ve maksimum basıncın daha büyük olmasına neden olabilmektedir. Bu sebepler ile birlikte, homojen bir karışımın sağlanabilmesi, erken tutuşmanın önlenmesi ve ısı yayılım oranının aşırı derecede hızlı olmasına engel olabilmek için HCCI yanmasının motorda kısmi yüklerde kullanılmasını zorunlu hale getirmektedir [9]. HCCI yanma kimyası, iki teori ile birlikte açıklanabilmektedir. Termal tutuşma teorisi ile yeterli sıcaklık ve basınç koşulları altındaki yeterli miktardaki molekülün

36 9 çarpışmaları neticesinde yanmanın başlayabildiği belirtilmektedir. Kimyasal ya da zincir tutuşma hipotezi ise; kimyasal dallanma zincir reaksiyonlarının meydana gelmesini kapsamakta ve ortaya çıkan aktif kimyasal merkezlerde yanma başladığı öne sürülmektedir. Reaksiyona başlayan zincirlerin sayısı reaksiyondaki sonlanmış zincir sayısını geçtiği anda tutuşma eş zamanlı bir şekilde gerçekleşmektedir. İskeletsel kinetik modellere ve ayrışma-kimyasal dallanma zincir reaksiyonlarına bağlı olarak kendi kendine tutuşma gecikmesinin tahmini geliştirilmektedir [9]. Ağır hidrokarbonların iki aşamalı ısı yayılımına neden olduğu belirlenmiştir. Kinetik modeldeki en önemli reaksiyon aşamaları Şekil 2.4 de görüldüğü ve aşağıda anlatıldığı gibidir [9, 18, 19]. Silindir içi gaz sıcaklığı 850 K değeri altında iken (yaklaşık olarak 700 K), yakıt eşdeğerlik oranından bağımsız olarak LTO aşaması reaksiyonları başlamaktadır. İlk olarak O 2 ile reaksiyona giren yakıttan (RH) hidrojen atomunun ayrılması işlemi ile LTO yani soğuk alev bölgesi kinetik reaksiyonları başlamaktadır. Böylece, alkil radikali (R) ve HO 2 oluşumu ile oksidasyon reaksiyonlarının başlangıcı oluşmaktadır. Düşük sıcaklıktaki oksidasyon mekanizmasında, R + O 2 = RO 2 ile egzotermik çevrim olarak HO 2 ve alkil peroksit O=ROOH üreten aşamayı başlatmaktadır. Bu reaksiyon aşaması sıcaklığın artarak R + O 2 = Olefin + HO 2 reaksiyonunun ilk aşama ısı yayılımını sınırlayıcı oluncaya kadar devam eder. Yaklaşık olarak silindir içi gaz sıcaklığının K arasında bu reaksiyonlar devam etmektedir. Silindir içi gaz sıcaklığı 1000 K değerinin altında kaldıkça H 2 O 2 rölatif olarak inert olarak davranmakta ve birikmektedir. Yanmanın bu fazında negatif sıcaklık katsayı bölgesi oluşmaktadır. Sıkıştırma işlemi boyunca silindir içi dolgu sıcaklığı yaklaşık olarak 1000 K değerinin üzerine çıktığında, ana yanma fazı olarak ikinci aşama ısı yayılımı hafifçe artan egzotermik reaksiyonları ile yüksek sıcaklık reaksiyon aşaması başlar. Olefin ile H 2 O 2 oluşumu başlayarak sıcaklık artışı azalmaya başlar. Bu noktadan sonra sıcaklık artışı çok yavaş olarak gelişerek H 2 O 2 + M = OH + OH + M reaksiyonları ikinci aşama ısı yayılımını sonlandıracak şekle gelişinceye kadar devam eder. Bundan sonra termal dallanma reaksiyonları başlamaktadır. Bu aşamalarda O=ROOH ve olefin tersinmez şekilde H 2 O ve CO ya ayrışır. Son olarak CO hidroksil radikalleri ile CO + OH = CO 2 + H reaksiyonu sonucunda CO 2 ye dönüşerek yanma tamamlanır. HCCI yanmasındaki en

37 10 önemli reaksiyonlar; ilk başlangıç reaksiyonu, dahili izomerizasyon reaksiyonlarıdır. R + O 2 = Olefin + H 2 O reaksiyonlarının gelişimi ile tutuşma gecikmesi tanımlanmaktadır. Bu reaksiyonlar, özellikle sıcaklık ve yakıt kompozisyonu ile gelişim göstermektedir. Bu yüzden HCCI yanmasında silindir içi gaz sıcaklığının tutuşma gecikmesinde büyük önemi olmaktadır ve emme havası sıcaklığı ile sıkıştırma oranının değişimi kontrol parametresi olarak kullanılmaktadır. Şekil 2.4. Ağır hidrokarbonların genel oksidasyon şeması [18] 2.2. HCCI Motorların Emisyon Karakteristikleri Eşdeğerlik oranı (Φ) ve sıcaklığa göre NO x ve is oluşumu Şekil 2.5 de görülmektedir. NO x emisyonları genellikle 2000 K in üzerinde, is emisyonları ise homojen olmayan zengin karışım bölgelerinde (Φ 1,25) ve 1400 K de oluşmaktadır [9, 20, 21]. Şekil 2.6 da görüldüğü gibi, konvansiyonel dizel yanmasında ilk olarak zengin karışımda (Φ 4) tutuşma başlamakta ve difüzyon alevinde stokiyometrik değerlerde yanma tamamlanmaktadır. Dizel yanma koşullarında adyabatik alev sıcaklığı eğrisi is oluşum bölgesi ile NO x oluşum bölgesinden geçmektedir (Şekil

38 11 Şekil 2.5. HCCI motorda eşdeğerlik oranı (Φ) ve silindir içi sıcaklık değerlerine göre is-no x emisyonlarının değişimi [9, 20, 21] Şekil 2.6. Konvansiyonel dizel motorda yanma gelişim evrelerini gösteren şematik resim [9,10, 20] 2.5). Bu yüzden, NO x -PM (is) emisyonları arasında zıt bir ilişki bulunmakta ve her iki emisyon için eşzamanlı olarak yeterli azalma konvansiyonel dizel yanmasında sağlanamamaktadır. Şekilden görüldüğü üzere, HCCI yanması PM (is) ve NO x oluşum bölgeleri dışında kalmaktadır. Konvansiyonel motorlardaki yanma sistemleri

39 12 ile karşılaştırılma yapıldığında, HCCI yanmasının en önemli özelliği, PM (is) emisyonları ile birlikte NO x emisyonlarında eş zamanlı olarak %90-98 oranında kadar azalmayı sağlayabilmesidir [22, 23, 24]. Yüksek hava fazlalığında, düşük sıcaklıkta ve yüksek basınçta alev gelişimi olmadan gerçekleşen HCCI yanma işleminde, NO x emisyonlarının oluşumunda son derece önemli olan N 2 O dan NO oluşum mekanizmasının azalması sonucunda iyileşme gerçekleşmektedir. [22, 23, 25]. HCCI yanmasında ön karışımlı homojen dolgu ile difüzyon alevi oluşmadan yanma gerçekleşmekte ve böylece is oluşumu meydana gelmemektedir. Homojen karışımın tam olarak hazırlanamaması durumunda ise, silindir duvarları üzerinde bölgesel olarak zengin karışım oluşumu meydana gelebilmektedir. Böylece, yanmanın tamamlanamaması sonucunda is oluşumu meydana gelebilmektedir. Şekil 2.5 de görüldüğü üzere, buji ile ateşlemeli motorlarda da dikkate değer derecede NO x emisyonları oluşumu gerçekleşmesine rağmen, üç yollu katalizör ile bu problem aşılabilmektedir. HCCI motorların çalışma aralığı, düşük eşdeğerlik oranına sahip ve yanma sıcaklıkları düşük olan homojen dolgunun oluşturulduğu kısmi motor yükleri ile sınırlı kalmaktadır. Motor yükünün artması ile stokiyometrik karışımlara doğru EGR kullanımı ile dolgunun seyreltilmesi zorunlu olmaktadır. Bununla birlikte, motor yükü artışı sonucunda yanma sıcaklıklarının tepe değerlerinde artışına neden olarak DI dizel motorlara oranla avantajları azalmaktadır. Şekil 2.7. de yapılan bir modelleme çalışmasında [26], konvansiyonel DI dizel yanması ve EGR uygulamasının sonuçları HCCI yanması ile karşılaştırılmaktadır sıkıştırma oranına sahip bir motor için krank açısına bağlı olarak ısı yayılım oranı modelde girdi olarak kullanarak, termal (Zeldovich) ve prompt oluşum mekanizması ile NO x emisyonları hesaplanmıştır. Elde edilen sonuçlara göre; kısmi yüklerde NO x emisyonlarında büyük bir azalma meydana gelmiş, yüksek motor yüklerinde ise maksimum silindir gaz sıcaklıkların artmasına sebep olarak bu avantajın ortadan kalktığı görülmüştür. HCCI yanmasındaki faz uyumu, NO x oluşumu açısından son derece önemli olmaktadır. Erken yanma meydana gelmesi durumunda, yüksek oranda artan silindir basıncı ve sıcaklığın etkisi ile NO x oluşumu artış göstermektedir.

40 13 Şekil 2.7. DI dizel ve HCCI dizel motoru için tahmin edilen NO x emisyonları [26, 27] Konvansiyonel yanma işlemleri ile karşılaştırma yapıldığında, HCCI yanmasında genellikle HC ve CO emisyonlarında önemli derecede artış görülmektedir [23, 28, 29]. Homojen dolgu karışım teşkilinde kullanılan yöntem ile kullanılan yakıtın HC emisyonları üzerine etkisi büyüktür. Dahili homojen karışım teşkilinde, silindir içerisine erken yakıt enjeksiyonu yapılarak karışımın homojenliğinin sağlanması sırasında silindir duvarlarında ve özellikle piston tepesinde yakıt birikintisi meydana gelebilmektedir. Böylece HC emisyonlarında aşırı artış görülmektedir. Bu gibi durumlarda, yanma odasına ve silindir içerisindeki gaz yoğunluğuna uygun olarak yakıt enjeksiyon sistemi ile enjeksiyon stratejisinin tekrar optimizasyonunun yapılması gerekmektedir. Dahili homojen karışım teşkilinde, düşük uçuculuğa sahip yakıtlar silindir duvarlarının ıslanmasında önemli problem teşkil etmektedir. Ikemoto ve ark., [30] tek silindirli ve 337 cm 3 hacmine sahip hava soğutmalı buji ile ateşlemeli motorda, 8:1 sıkıştırma oranında DME yakıtı ile dahili EGR yönteminin HCCI yanmasına etkilerini incelemişlerdir. Çalışmada egzoz supabının emme

41 14 zamanında ikinci kez açılmasına yönelik farklı supap kalkma miktarına ve zamanlamasına sahip kam milleri kullanılmıştır. Şekil 2.8 de silindir içi maksimum gaz sıcaklığına bağlı olarak CO, CO 2 ve NO x emisyonlarının değişimi görülmektedir. Maksimum gaz sıcaklığı artış gösterdikçe, CO emisyonları azalarak CO 2 emisyonlarının artış gösterdiği sonuçlardan görülmektedir. Bununla birlikte, motor yükü arttıkça, özellikle maksimum silindir gaz sıcaklığı 1800 K değerlerinden sonra NO x emisyonları ani olarak artış göstermektedir. Yanmanın tamamlanabilmesi için maksimum silindir içi gaz sıcaklıkları öneme sahiptir. Silindir içi dolgunun oldukça fakir olmasından dolayı düşük yanma sıcaklıkları, özellikle silindir duvarlarına yakın kısımlarda, kısmi yanmanın oluşmasına ve art yanma safhasında oksidasyon oranının da azalmasına neden olarak HC ve CO emisyonlarının artışına neden olmaktadır. CO nun CO 2 ye oksidasyonunun sağlanabilmesi ve yanma veriminin yüksek olması için maksimum silindir içi sıcaklık değeri 1500 K değerinden yüksek olmalıdır. Bu sonuçlardan da görüldüğü üzere, yanma verimi ve NO x emisyonları için maksimum silindir içi sıcaklığı dar bir alanda kontrol edilmelidir. Şekil 2.8. Maksimum silindir içi gaz sıcaklığına bağlı olarak CO, CO 2 ve NO x emisyonlarının değişimi [10, 30]

42 15 HC ve CO emisyonları, yanma sırasında içerdikleri kimyasal enerjiyi tamamen ortaya çıkaramadıkları için yakıt tüketimini doğrudan etkileyen emisyonlardır. HCCI yanmasında ısı yayılım oranı yüksek oranda ve hızlı bir şekilde gerçekleşmektedir. HCCI yanmasında aşırı miktarda ısı yayılım oranının meydana gelmesine engel olmak ve yanma süresini biraz daha uzatmak için EGR uygulaması tercih edilmektedir. Yüksek EGR oranlarında ise ısı yayılımında meydana gelen aşırı faz farkı sonucunda düzensiz çalışma meydana gelebilmekte ve kısmi yanma gerçekleşerek (misfiring) HC emisyonlarında artışa neden olabilmektedir. Diğer taraftan, bazı durumlarda EGR uygulamasında egzoz gazları ile birlikte yanmamış HC ların tekrar silindir içerisine verilmesi ile olumlu sonuçlar elde edilebilmektedir. Motordaki çevrime göre yanma işleminde uygun bir faz ayarlanabildiği taktirde, bu özelliği sayesinde ideal Otto (sabit hacimde yanma) çevrimine yaklaşılabilir. Kısmi yanma ya da tekleme (misfiring) olmadığında, genellikle termik verim yüksek olmaktadır [1]. Yanma sıcaklıkları daha düşük olduğundan, motora geçen ısı kayıplarının miktarı daha az olmaktadır. Gaz kelebeği olmadığından dolayı pompalama kayıpları azalmakta ve indike verimi daha da artmaktadır. HCCI motorların yakıt tüketimi potansiyel olarak direk enjeksiyonlu dizel motorlarına göre kısmi motor yüklerindeyken daha iyi olmaktadır [31-33]. Düşük uçuculuğa sahip ve dizel yakıtı gibi kendi kendine tutuşması daha yüksek olan yakıtların kullanılması durumunda; yakıt-hava karışımın yeterli derecede hazırlanamaması, yakıtın silindir duvarlarına çarpması, kısmi yanma ve erken tutuşma neticesinde yanma safhasının tam olarak uygun bir şekilde gerçeklememesi nedeniyle HCCI yanmasının olumlu etkileri ortadan kalkmaktadır. Modern motorlarda bahsedilen HCCI yanmasının avantajlarını ortaya çıkarabilmek için uygulamalarda ortaya çıkan bazı kısıtlamaların giderilmesi gerekmektedir. Bu aşılması gerekli olan temel durumlar; Tutuşmadan önce yakıt-hava-yanmış gazların homojenliğinin sağlanması, Tutuşma başlangıcı, yanma fazı zamanlamasının kontrolü ve ısı yayılım oranının kontrolü olarak ayrılabilir.

43 Homojen Karışım Teşkilinin Sağlanması Silindir içerisine alınan yakıtın, silindir duvarları ile etkileşiminin olmadan hava ile homojen olarak karışımının sağlanması çok önemlidir. Böylece yağlama yağının seyrelmesinin önüne geçilerek, yakıt ekonomisini olumsuz etkileyen HC ve PM emisyonlarının azaltılması mümkün olabilmektedir [27]. Karışım teşkili ve homojenliğinin sağlanması için kullanılan yöntemleri silindir dışı (harici) ve silindir içi (dahili) karışım teşkili olarak temel iki kategoriye ayrılmaktadır (Çizelge 2.1). Çizelge 2.1. Homojen yakıt karışım teşkili yöntemleri [9] Silindir Dışı (Harici) Homojen Karışım Teşkili Port Tipi Yakıt Enjeksiyonu Fumigasyon Silindir İçi (Dahili) Homojen Karışım Teşkili Konvansiyonel yakıt enjeksiyon sistemlerinde erken tek ya da kademeli yakıt enjeksiyonu Konvansiyonel yakıt enjeksiyon sistemlerinde Geç Yakıt Enjeksiyonu Silindir dışı (harici) homojen karışım teşkili Homojen karışım teşkilinde en temel yöntem olarak, port tipi yakıt enjeksiyon sistemi ya da fumigasyon yöntemi ile emme manifoldunda yakıt-hava karışımı oluşturularak emme supabına yönlendirilmekte ve böylece silindir dışında karışım teşkili sağlanmaktadır [2, 27, 34-38]. Yakıt-hava karışımı, emme stroğu boyunca silindirlere alınmaktadır (Şekil 2.9). Emme portunun hemen arkasına enjeksiyon yapılması durumunda ise, silindir içerisinde verilen dönme (swirl) açısına bağlı olarak oluşturulan türbülans ile yakıt-hava karışımının homojenliğinin sağlanmasında ilave etki sağlanabilmektedir [27]. Homojen karışım teşkili ve yanmanın başlaması tamamen zaman-sıcaklık gelişimine bağlı olarak geliştiği için, silindir içerisindeki işlemlerden önce port enjeksiyon ile homojenizasyon sağlanabilmektedir. Bu stratejinin en önemli dezavantajı, tutuşma başlangıcının yakıt enjeksiyon zamanlamasıyla kontrol edilememesidir [27, 39]. Bununla birlikte, yakıt türüne ve motorun çalışma koşullarına bağlı olarak, ön karışımlı yakıt oluşumu sırasında yakıtın tamamen buharlaşamaması sonucu manifold duvarlarında ve emme portu

44 17 girişinde yakıt filmi oluşumu gözlenebilmektedir. Yakıt filmi oluşumu motorun her bir çevrimi için dolgu değişimine neden olarak yanmada düzensizliği artmaktadır. Bu yüzden, motorun geçici çalışma rejimlerinde yanmanın kontrolü zorlaşmaktadır. Dizel yakıtı gibi yüksek kaynama aralığına sahip (yaklaşık C) ağır hidrokarbon yakıtlarının bu sistemde kullanılması durumunda, yakıtın düşük derecede buharlaşma özelliği nedeniyle silindir duvarları ile etkileşime girerek yağlama yağının seyrelmesine, HC ve CO emisyonlarında artış ile yakıt tüketiminde artışa neden olmaktadır. Benzin gibi uçucu yakıtlarda bile silindir duvarları üzerinde yakıt birikmesi durumunda, HC emisyonları üzerine olumsuz etki meydana gelmektedir [9, 27, 29, 40, 41]. Bu tip enjeksiyon sistemleri gaz yakıtlar ile benzin, etanol gibi uçuculuğu yüksek, kaynama noktası düşük sıvı yakıtlara daha uygun olmaktadır [2, 29]. Ayrıca, homojenizasyonu iyileştirmek ve yakıt filmi oluşumuna engel olmak için emme havası sıcaklığının arttırılması gerekli olmaktadır [40, 41] Şekil 2.9. Homojen karışım teşkil yöntemine göre yakıt enjeksiyon zamanları [10] Silindir içi (dahili) homojen karışım teşkili Şekil 2.9 da görüldüğü üzere, klasik DI dizel yakıt enjeksiyon sistemlerine göre avanslı ya da rötarlı enjeksiyon zamanlamasında, silindir içerisine doğrudan yakıt enjeksiyonu yapılarak silindir içi (dahili) homojen karışım teşkili sağlanabilmektedir.

45 18 Motorlar üzerindeki mevcut yakıt enjeksiyon sistemi enjektörleri ile silindir içi karışım kısmen homojen olarak sağlanabilmektedir [41]. Fakat, kullanılan yakıtın uçuculuk özelliğine, motorun çalışma şartlarına, yanma odası ile yakıt enjeksiyon sistemi geometrisine bağlı olarak; HC, CO ve is (dizel yakıt için) emisyonları ile yakıt tüketiminde artışa ve termik verimde azalma meydana gelebilmektedir. Yanma odası ve piston tepesinde oluşabilecek yakıt ıslanmalarına engel olabilmek için nozul çapları ve delik sayılarında değişiklik ile birlikte, yakıt spreyinin uç açısının daha dar olarak ayarlanması gerekli olmaktadır [9, 40, 41]. Erken yakıt enjeksiyonu Dahili homojen karışım teşkilinde, sıkıştırma zamanı boyunca erken yakıt enjeksiyonu sonucunda, düşük silindir gaz sıcaklığı ile artan tutuşma gecikmesi süresince homojen karışım sağlanabilmektedir. Klasik DI dizel motorlardaki yakıt enjeksiyonuna oranla bu yöntemde, yakıt enjeksiyonunun kademeli olarak bir kısmı veya tamamı ÜÖN dan çok önce başlamaktadır [9, 27, 39, 41-43]. Bu durumda, piston ve nozul arasındaki hacim oldukça fazla olmaktadır. Buna bağlı olarak silindir gaz sıcaklığı ve yoğunluğu daha düşük olmaktadır. Özellikle dizel yakıtı gibi zayıf uçuculuğa sahip yakıtların kullanıldığı uygulamalarda, orijinal yakıt enjeksiyonu huzme (plume) açısının geniş olması sonucunda yakıtın penetrasyonu artmakta ve piston tepesine oranla daha soğuk olan silindir cidarlarına çarparak birikme meydana gelmektedir. Bu gibi durumlarda, enjeksiyon süresi boyunca değişen silindir içi sınır şartlarına (silindir basıncı ve sıcaklığı) uyum sağlayabilen ve Şekil 2.10 da görüldüğü gibi dar açılı enjeksiyon huzmesi ile yanma odası geometrisine uygun esnek bir yakıt enjeksiyon sistemine ihtiyaç duyulmaktadır. Düşük penatrasyona sahip enjeksiyon sistemlerinin geliştirilmesi ve silindir duvarlarının yakıt tarafından ıslanmasına engel olmak için literatürde farklı çalışmalar da bulunmaktadır. Şekil 2.11 de Meyer ve ark. yaptıkları çalışmada, 2,0 litre, 14:1 sıkıştırma oranı ve sıfır türbülansa sahip tek silindirli HCCI dizel motorunda karışım teşkilinin sayısal modelleme sonuçları görülmektedir [9, 45]. Çalışmada, 0,12 mm çapında, birisi

46 19 Şekil Enjektör uç açısının dar olarak ayarlanması [44] merkezde ve iki sıra halinde dar açılı olarak farklı doğrultulara (40 ve 50 ) sahip 6 adet delik ile toplamda 13 adet deliğe sahip olan common rail tipi enjektör kullanılmıştır. Yakıt enjeksiyonu ÜÖN dan 110 KA önce erken başlayarak, 30 KA kala sona ermiştir. Bu süre boyunca farklı periyotlarda 9 ayrı pals ile çevrim başına toplam 70 mg yakıt enjeksiyonu yapılmıştır. Şekilde görülen üçgenlerin alanları her bir pals boyunca enjeksiyonu yapılan yakıt kütlesini temsil etmektedir. Sayısal modelleme sonuçlarında ise; siyah noktalar yakıt damlacıklarını, gölgeli arka plan ise buharlaşan yakıt ve havanın oranını temsil etmektedir. Sonuçlardan da görüldüğü üzere, yakıt enjeksiyonunun başlangıcında silindir içerisindeki gazın yoğunluğu az olduğundan, kısa pals periyodu ile yakıt enjeksiyon hızının azaltılması gerekli olmakta ve palslar arasındaki zamanlamalar daha geniş tutulmaktadır. Böylece dar açıya sahip yakıt huzmesinin momentumu ile birlikte penetrasyonu azalmaktadır. Piston yukarı çıkarken, silindir içerisindeki dolgunun yoğunluk ve sıcaklığının artması ile yakıt penetrasyonu azalmaktadır. Bu durumda ise pals periyotları daha uzatılabilir ve art arda gelen palslerin zaman aralıkları azaltılabilir. En son pals sırasında, nozul ve piston arasındaki boşluk önemli derecede azalmaktadır. Bu yüzden piston üzerinde yakıt birikintisi oluşmasına engel olmak için, pals başına enjeksiyonu yapılan yakıtın tekrar azaltılması gerekmektedir. Bununla birlikte, dar açılı nozullarda pals başına yakıt enjeksiyonunun ayarlanması durumunda da piston tepesinde depozit oluşumu meydana gelebilmekte ve bu gibi durumlar için değişken geometrili nozul kullanımı daha uygun olduğu görülmektedir.

47 20 ÜÖN yakınlarında oldukça fakir fakat tamamen homojen olmayan bir karışım elde edilebilmektedir. Her ne kadar NO x emisyonları tamamen homojen olmayan yakıt karışımından etkilenmese de oldukça fakir olan bölgelerde kısmi yanma gerçekleşerek HC ve CO emisyonlarında artışa neden olmaktadır [9, 45]. Nozul/Piston arası mesafe Gaz Yoğunluğu ve Sıcaklık Enjeksiyon Hızı B Krank Açısı [ KA] 1. Pals 3. Pals 5. Pals B 9. Pals KA λ 1,0 A A -82 KA 1, KA 7. Pals 9. Pals -40 KA -30 KA -2 KA 2,2 4,5 B B A-A 2:1 Şekil Silindir içi erken yakıt enjeksiyonunun sayısal incelenmesi [9, 45] Benzer olarak, Kim ve Lee [42] yaptıkları çalışmada, dar enjeksiyon huzme açısına sahip Common Rail yakıt enjeksiyon sisteminde çift kademe enjeksiyon stratejisini uygulamışlardır. Çalışmalarında test motorunun enjektörünün orijinal uç açısını 156 den 60 ye azaltmışlardır (Şekil 2.12). Farklı piston oyuğu geometrisi ile motorun sıkıştırma oranını 17,8 den 15 e düşürerek erken yakıt enjeksiyonuna uygun bir hale getirmişlerdir. Deneysel çalışmalarında motor hızı /min de, 100 MPa yakıt enjeksiyon basıncı ile erken enjeksiyon avansında, tek ve iki kademeli olarak toplam 8 mg/strok yakıt enjeksiyonunun etkilerini incelemişlerdir. Elde ettikleri

48 21 Şekil Konvansiyonel yakıt enjeksiyonu ve dar açılı nozul ile erken yakıt enjeksiyonu [42] sonuçlarda, konvansiyonel dizel ve dar uç açılı enjeksiyon sisteminde, her iki enjeksiyon stratejisinde (tek veya iki kademeli erken yakıt enjeksiyonunda)

49 22 ÜÖN dan 30 önce yakıt enjeksiyonu ile NO x emisyonları oldukça fazla azalmış, avansın -50 ve -60 KA sına doğru erkene alınması sonucunda da imep değeri kötüleşmiştir. Enjeksiyon huzme açısının dar olarak ayarlanması durumlarında, erken yakıt enjeksiyonu stratejisi ile konvansiyonel dizel geometrisine göre imep değerinde azalma daha az oranda gerçekleşmiştir. Dar uç açılı ve tek kademeli yakıt enjeksiyonunda, yakıt enjeksiyon avansının -50 KA öncesine alındığında ise imep ve indike özgül yakıt tüketimi olumsuz etkilenerek HC, CO emisyonları artmıştır. İki kademeli yakıt enjeksiyonunda ise, tutuşmadan önce homojen yakıt karışımını oluşturabilmek için ilk kademe yakıt enjeksiyonu avansa (-50, -60 ve -70 KA) alınmış ve NO x emisyonları azaltılabilmiştir. İkinci kademe yakıt enjeksiyonu ise, ÜÖN civarlarında gerçekleştirerek gecikmeli yakıt enjeksiyonunu sağlamışlar ve CO emisyonlarının kontrolü gerçekleşebilmiştir [42]. Silindir içi (dahili) homojen karışım teşkilinde farklı bir örnek olarak PREDIC kısaltması ile tanımlanan uygulamada, mevcut merkez DI enjektörüne ilave olarak silindirin yan taraflarında iki adet enjektör daha bulunan yöntem Şekil 2.13 de görülmektedir. Bu stratejide, yaklaşık olarak ÜÖN dan -80 ºKA önce yan iki enjektör ile erken yakıt enjeksiyonu yapılmaktadır. İkinci enjeksiyon zamanlamasında ise merkez enjektör ile -40 ºKA önce yakıt enjeksiyonu yapılarak dahili homojen karşımı oluşturulmaktadır. Merkez enjektörün kademeli olarak bir kaç defa yakıt enjesiyonu yapıldığı uygulama ise MULTIDIC olarak literatürde adlandırılmaktadır [39, 46]. Gecikmeli yakıt enjeksiyonu Silindir içi homojen karışım teşkilinde Kimura ve ark. [22] (Nissan MK konsepti) ve Shimazaki ve ark. [47] çalışmalarında yakıt enjeksiyon zamanlamasını gecikmeli yaparak HCCI yanmasını sağlayabilmişlerdir. MK tasarımında, dizel yakıtının enjeksiyonu gecikmeli olarak ÜÖN ya yakın ya da sonra (-7 ile 3 KA) başlatılmıştır. Bu durumda, silindir dolgusunun yoğunluğu ve sıcaklığı yüksek olmakta, karışım teşkili iyileştirilebilmekte ve silindir cidarları üzerinde yakıt birikmesine engel olunabilmektedir. Fakat yüksek basınç ve sıcaklıktan dolayı

50 23 Şekil PREDIC sisteminde konvansiyonel DI merkez enjektör ile yan enjektörlerin yerleşimi ve enjeksiyon huzmelerinin temsili görünümü [46] tutuşma gecikmesi oldukça kısa olmaktadır. Düşük sıkıştırma oranı (16/1), soğutulmuş EGR ve yüksek dönme (swirl) oranı (3-5) ile tutuşma gecikmesi arttırılabilmektedir Böylece tutuşma başlangıcından önce yakıt enjeksiyonunun tamamlanabilmektedir [9, 22, 27, 39, 41, 47]. Bu gibi uygulamalar, difüzyon yanmasının meydana gelmesine ve NO x -duman emisyonlarının oluşumuna engel olmak için gerekli olmaktadır. Bununla birlikte, karışım teşkilinin daha iyi bir şekilde sağlanabilmesi için yüksek türbülans oranı kullanılmıştır. Bu yöntemde, ısı yayılımı başlangıcı Şekil 2.14 de görüldüğü üzere ÜÖN dan daha sonradır. Bu yüzden konvansiyonel yanmaya göre önemli derecede geç başlayarak maksimum silindir gaz basıncında ve yanma vuruntusunda azalma meydana gelirken, termik verimde de azalmayı beraberinde getirmektedir. Bu yöntemde belirgin bir şekilde yakıt karışımının homojenliği tam olarak sağlanmasa da oldukça düşük NO x emisyonu sağlanabilmektedir [27, 41]. Bu sebeple, yüksek yüklerde daha fazla yakıt enjeksiyonunu sağlayabilmek için tutuşma gecikmesinin uzatılması mümkün gözükmediğinden, MK tasarımı sadece düşük motor yükleri ile sınırlı kalmaktadır [9, 39, 41].

51 24 Isı Yayılım Oranı [j/ KA] Şekil Konvansiyonel dizel ve MK yanmasında ısı yayılım oranı ve yanma fotoğraflarının karşılaştırılması [22] 2.4. HCCI Motorlarda Tutuşma Zamanını ve Isı Yayılım Oranını Etkileyen Parametreler HCCI yanmasında aşılması gereken en önemli iki durum, tutuşma zamanının kontrolü ve yanmanın faz uyumunun sağlanmasıdır. Bu iki durumun motorun düzenli çalışma aralığı ile indike termik verim üzerine önemli etkileri olmaktadır. Yanmanın faz uyumu sağlanamadığında, erken yanma oluşumu ile meydana gelen vuruntu motorun zarar görmesine neden olabilmektedir. Yanmanın genişleme zamanına doğru kayması neticesinde de motorun düzenli çalışma durumu ortadan kalkmakta ve indike termik verim kötüleşmektedir. Düşük ve kısmi motor yüklerindeki fakir havayakıt karışımlarıyla ya da yüksek EGR oranı ile kararlı bir yanma sağlanabilmektedir. Motor yükü artırılarak yakıt-hava oranı stokiyometrik değerlere yaklaştığında, ısı yayılımı oranında önemli derecede artış gerçekleşerek vuruntulu yanma meydana gelmekte ve ayrıca NO x emisyonlarındaki iyileşmeler ortadan kalkmaktadır [9, 27, 32]. Tutuşma zamanının kontrolü, konvansiyonel buji ile ateşlemeli motorlarda buji kıvılcımı yardımıyla, dizel motorlarında ise yakıt enjeksiyonu ile sağlanmaktadır. HCCI motorlarda yanma başlangıcı, konvansiyonel motorlardan daha farklı olarak kendi kendine gerçekleşmekte ve dolgunun sıcaklık-zaman gelişimine bağlı olarak düşük sıcaklık oksidasyon kimyasından önemli derecede etkilenmektedir. Dizel

52 25 yakıtı gibi kendi kendine tutuşma kabiliyeti yüksek yakıtların kullanıldığı birçok HCCI uygulamasında erken ateşleme meydana gelmekte ve tutuşma gecikmesinin artırılmasını sağlayabilmek için EGR nin soğutulması ya da sıkıştırma oranının azaltılmasına gerek duyulmaktadır [9]. Benzin gibi kendi kendine tutuşma özelliği az olan yakıtların kullanıldığı durumlarda, sıkıştırma oranının genellikle düşük olması nedeniyle, tutuşmayı sağlayabilmek için çoğu kez emme havasının ısıtılması ya da EGR uygulamasının soğutulma yapılmadan kullanımı gerekli olmaktadır. Düşük sıcaklık reaksiyonlarının gerçekleşmesi sırasında meydana gelen uzun zaman aralığı, yanma başlangıcının kontrol edilebilmesini zorlaştırmaktadır. Sınır şartlarındaki en küçük değişimin ana yanma fazına etkisi önemli derecede olmaktadır [9]. HCCI yanma faz uyumu; Yakıtın kendi kendine tutuşması, Yakıt-hava oranı, Yakıtın uçuculuğu, EGR oranı, (geri alınan gazların sıcaklığı ve reaktivitesi), Karışımın homojenliği, Motorun sıkıştırma oranı, Emme havası sıcaklığı, Motora olan ısı transferi, gibi parametrelerden etkilemektedir. Yanma fazının kontrolünü sağlamak için yapılan uygulamalarda genellikle iki ana yaklaşım ortaya çıkmaktadır [9, 27]. Çizelge 2.2 de görüldüğü gibi ilk gruptaki uygulamalar, karışımın zaman-sıcaklık ile birlikte gelişim aşamalarını değiştirmek için kullanılan metotlardır. İlk gruptaki uygulamalarda yakıt enjeksiyon zamanlamasının değişimi, emme havası sıcaklığının değişimi, sıkıştırma oranının değişimi ve değişken supap zamanlaması gibi yöntemler bulunmaktadır. İkinci grup uygulamalarda yakıt özelliklerinin değişimi, yakıt-hava oranının ya da EGR tarafından oksijen miktarının değişimi ile yakıtın reaktivitesinin kontrol edilmesini

53 26 içermektedir. Kimyasal reaksiyonların başlangıcı, termodinamik koşullar ve silindir dolgusunun kimyasal kompozisyonuna bağlı olarak gerçekleşmektedir. Çizelge 2.2. HCCI yanma başlangıcı ve yanma fazının kontrolünde kullanılan metotlar [9, 27] Karışımın Termodinamik özelliklerinin Değiştirilmesi (Zaman-Sıcaklık) Silindiriçi enjeksiyon zamanlamasının değiştirilmesi Emme havası sıcaklığının değiştirilmesi Değişken Sıkıştırma Oranı EGR Karışımın Reaktivitesinin Değiştirilmesi İki ya da daha fazla yakıtın karıştırılması Katkı maddelerinin kullanılması Yakıtın ön koşullandırılmasının yapılması EGR Sıkıştırma oranı ve emme havası sıcaklığı Sıkıştırma zamanı sonunda HCCI yanmasının başlatılabilmesi için, silindir gaz sıcaklığının homojen ve fakir dolgunun tutuşma sıcaklığına ulaşmış olması gerekmektedir. Sıkıştırma oranının değiştirilmesi doğrudan silindir gaz sıcaklığını etkilediği için, HCCI yanma başlangıcında ve ısı yayılımı profilinin gelişiminde önemli bir parametredir. Sıkıştırma oranının arttırılması ile dolgunun sıkıştırma sonu sıcaklığının artışı sonucu, düşük sıcaklık oksidasyon aşaması daha erken bir krank açı konumunda gerçekleşebilmektedir. Bunun yanında, tutuşma başlangıcının kontrolü için emme havası sıcaklığının değiştirilmesi laboratuar uygulamalarında yaygın olarak kullanılan bir metottur. Emme havası sıcaklığının arttırılması ile yanma başlangıcına avans verilebilmektedir. Emme havası sıcaklığının çok yüksek olması durumunda, volümetrik verimin olumsuz etkilenmesi ya da aşırı vuruntu oluşumu sonucu bu uygulama sınırlı kalabilmektedir. Benzin gibi kendi kendine tutuşma oranı düşük yakıtların kullanıldığı durumlarda, sıkıştırma oranının artışı ya da emme havası giriş sıcaklığının arttırılması ile tutuşma işlemi sağlanabilmekte ve tutuşma işleminin tamamına avans verilebilmektedir. Soğutulma yapılmayan EGR uygulamasının, dolgu sıcaklığının yükseltilmesi üzerine genellikle ilave bir etkisi olmaktadır. HCCI dizel motorlarında ise, yanma başlangıcına gecikme verebilmek ve aşırı miktarda ısı

54 27 yayılımına engel olabilmek için, sıkıştırma oranı genellikle düşürülmekte ya da giriş sıcaklığı azaltılarak soğutmalı EGR uygulaması yapılmaktadır. Komninos ve ark., [48], yaptığı çalışmada, hidrojen yakıtlı HCCI motorda çok boyutlu termodinamik modelleme ile çeşitli parametrelerinin yanma sürecine etkilerini incelemişlerdir. Şekil 2.15 de farklı sıkıştırma oranı ve emme havası sıcaklarında silindir basıncının değişimi görülmektedir. Sıkıştırma oranının artışı ile birlikte sıkıştırma sonu basıncı ve maksimum silindir basıncı artarak daha erken konumlarda tutuşma başlamaktadır. Aynı amaçla, emme subabının erken kapanışında dolgu sıcaklığının artışı ile tutuşma başlangıcı avansa alınabilmektedir Sıkıştırma Oranının Etkisi Emme Havası Sıcaklığının Etkisi 100 T giriş = 127 C ε= 19 ε= T giriş = 137 C ε= 19,5 T giriş = 132 C ε= T giriş = 127 C ε= 18,5 T giriş = 122 C ε= T giriş = 117 C Krank Açısı [ KA] Krank Açısı [ KA] Şekil Sıkıştırma oranı ve giriş sıcaklığının silindir basıncına etkisi [48] Qzian ve Lü [49] izo oktan ve %4 di-tert bütil peroksit katkısı ile sabit motor yükünde (22,67 mg/çevrim) ve %30 EGR oranında yaptıkları çalışmada, emme havası sıcaklığı değişiminin yanma sonuçlarına etkisi Şekil 2.16 da görülmektedir. Emme havası sıcaklığının artışı ile tutuşma başlangıcı daha erken krank açı derecelerinde başlamakta ve maksimum silindir basıncı ile basınç artış oranı artarak değişmektedir.

55 28 Şekil Emme havası sıcaklığının yanma üzerine etkisi [49] Egzoz gaz resirkülasyonu (EGR) Konvansiyonel dizel motorlarında egzoz gaz resirkülasyonu (EGR) uygulaması ile silindir dolgusunun bir kısmı geri dönüşümü yapılan yanmış egzoz gazları ile değiştirilmekte ve bunun sonucunda yanma sıcaklıkları ile NO x emisyonlarının azaltılması sağlanabilmektedir. EGR uygulaması, HCCI yanma başlangıcı ve yanma oranı hızının kontrolünde temel metot olarak kullanılmaktadır. Genel olarak dahili ve harici olmak üzere iki çeşit EGR yöntemi kullanılmaktadır [50]. Harici EGR uygulamasında, egzoz gazlarının bir kısmı manifold içerisinde ayrılıp gerekli durumlarda soğutulma yapılarak taze emme dolgusu ile karıştırılarak silindir içine geri gönderilmektedir [19, 51, 52]. Soğutma işlemi yanma sıcaklıklarının azaltılmasında ilave bir etki yaratmaktadır. Özellikle yüksek motor yüklerinde ve kullanılan yakıta da bağımlı olarak erken tutuşma ya da vuruntu oluşumunda soğutmalı EGR uygulaması kullanılabilmektedir. Dahili EGR uygulamalarında, bir

56 29 önceki çevrimden olan sıcak egzoz gazlarının silindir içerisinde bırakılması [4, 53], ya da egzoz manifoldundan geri emilmesi durumu, emme ya da egzoz supap zamanlamalarına bağlı olarak değişen negatif supap bindirmesi ile sağlanmaktadır [31, 53]. Zhao ve ark., [54] detaylı kimyasal kinetik analiz ile izo-oktan yakıtı için geliştirdikleri tek bölgeli yanma modelinde, dört zamanlı buji ile ateşlemeli motorda çeşitli parametrelerin (dolgu giriş sıcaklığı, EGR, hava/yakıt oranı, sıkıştırma oranı ve motor hızı) HCCI yanması üzerine etkilerini incelemişlerdir. Kullandıkları modelde /min motor hızında, 12:1 sıkıştırma oranında ve sabit 24 mg/çevrim sabit yakıt miktarı için (2,3 bar imep) EGR nin yanma başlangıcı ve yanma süreci üzerine etkilerini daha detaylı olarak incelemişlerdir. Çalışmalarında elde ettikleri sonuçlara göre, HCCI yanma sürecinde EGR nin ısı kapasitesi, silindir içi dolguyu ısıtıcı etkisi, silindir içi dolguyu seyreltici etkisi ve kimyasal etki olmak üzere aşağıda açıklandığı gibi dört önemli etkisi bulunmaktadır. Isı kapasitesi etkisi Karbon dioksit (CO 2 ) ve su buharı (H 2 O) bulunduran egzoz gazları ile silindir içi dolgunun toplam ısı kapasitesi daha yüksek olmaktadır. Bu sayede sıkıştırma sonu sıcaklığı ve yanma sürecinde maksimum ısı yayılımı ile maksimum silindir gaz basınç artış oranının ( dp dθ ) daha düşük olması sağlanabilmektedir [54-56]. Yüksek oranlarda EGR kullanıldığında ise, ısı kapasitesi etkisi yanma süresinin uzamasına neden olmaktadır (Şekil 2.17). Silindir içi dolguyu ısıtıcı etkisi Sıkıştırma ve yanma sırasında inert olan yanmış egzoz gazları ile taze silindir dolgusu karıştığında sıcaklığı artmaktadır. Soğutma yapılmayan EGR uygulamalarında, bu ısıtma etkisi kendi kendine tutuşma zamanlamasının avansa alınmasına yardımcı olabilmektedir. Bununla birlikte, ısı yayılım oranının artmasına,

57 30 maksimum basınç artış oranının ( dp dθ ) artmasına ve yanma süresinin kısalmasına neden olmaktadır [54, 55]. dp/dθ x 10 5 [bar/s] Yanma Süresi [ KA] Tutuşma Başlangıcı [ KA] Şekil İzotermal EGR nin farklı etkilerinin (seyreltme etkisi, ısı kapasitesi etkisi ve kimyasal etkisi) yanma üzerindeki sonuçları [54] Silindir içi dolguyu seyreltici etkisi Yanmış egzoz gazlarının silindir içerisine alınarak bir miktar emme havası ile yer değiştirmesi sonucunda, oksijen konsantrasyonunda azalma gerçekleşmektedir. Benzin gibi yakıtların kullanıldığı HCCI motorlarında, oksijen konsantrasyonunun azalması kendi kendine tutuşma zamanlamasını çok etkilememektedir. Şekil 2.17 de görüldüğü üzere, yüksek oranda EGR kullanılması ile yanma süresi uzamakta ve ısı

58 31 yayılım oranının hızı yavaşlamaktadır [54, 55]. Şekil da da dizel gibi yakıtların kullanıldığı HCCI uygulamalarında EGR nin etkileri görülmektedir. EGR nin seyreltici etkisi yani oksijen konsantrasyonundaki azalma sonucunda, tutuşma başlangıcında gecikme, negatif sıcaklık katsayı bölgesinin genişleme ve ısı yayılımında yanma oranında yavaşlama meydana gelmektedir [24, 57]. Kimyasal etkisi Egzoz gazları içerisinde aktif yanma ürünleri bulunabilmekte ve bunlar bir sonraki yanma çevrimine katılabilmektedir. Harici ve soğutulmuş EGR uygulamaları genellikle kimyasal olarak inert gazların resirkülasyonunu kapsamaktadır. Anlatılan bu kimyasal etkiye sahip değillerdir. Dahili EGR uygulamasında ise, yanmış gazlar geçici kimyasal olarak aktif bileşenleri içermektedir ve Şekil 2.17 de görüldüğü gibi tutuşma gecikmesinde avans etkisi oluşturabilmektedir [53, 55, 58]. Yukarıda bahsedilen EGR uygulamasının farklı türde etkileri, kullanılan HCCI motorunun tipine, uygulanan EGR yöntemine ve yakıta göre değişim göstermektedir. Dizel türü yakıt kullanılan HCCI uygulamalarında, harici EGR ile birlikte ilave olarak resirkülasyonu yapılan gazların soğutulması ile tutuşma gecikmesinin uzatılması sağlanabilmektedir. Benzin türü yakıt kullanılan HCCI uygulamalarında, dolgunun kendi kendine tutuşmasını sağlayabilmek için sıcaklığın artırılmasında kullanılan dahili ya da soğutma yapılmayan harici EGR uygulaması başlıca uygulamalar arasında yer almaktadır [9]. Peng ve ark. [24] tarafından dört zamanlı dizel HCCI motorunda (ε=18:1, port tipi yakıt enjeksiyon sistemli, harici EGR ve yakıt olarak n-heptan) detaylı bir çalışma yapılmıştır. Bu çalışmada, EGR nin vuruntu limiti, motor yükü, yanma kararlılığı ve emisyonları üzerine etkileri incelenmiştir. Şekil 2.1 de EGR oranı ve silindir dolgusunun hava-yakıt oranınına bağlı olarak, düzenli HCCI çalışma bölgesi ve ortalama indike efektif basıncın (imep) değişimi görülmektedir. Sabit EGR oranında, düşük motor yükünde (fakir karışım) düzensiz çalışma ve yüksek motor yüklerinde (zengin karışımlarda) vuruntulu yanma ile HCCI yanması sınırlı kalmaktadır.

59 32 Vuruntulu yanma sırasında yanma çok hızlı gerçekleşerek ısı yayılım oranı çok fazla olduğundan, maksimum silindir gaz basıncına aşırı artış meydana gelmektedir. Bahsedilen bu limit değerlerine yakın aşamalarda, silindir içi lokal sıcaklıklardaki artışlar NO x emisyonlarının artışına neden olmaktadır [31]. Şekil Lamda ve EGR oranının imep, tutuşma başlangıcı, negatif sıcaklık katsayı bölgesi genişliği ve yanma süresi üzerine etkileri [24] İki aşamalı yanma sürecinde tutuşma başlangıçları, yanma süreleri ve negatif sıcaklık katsayı bölgesinin lamda ve EGR oranına göre değişimi yine Şekil 2.18 de görülmektedir. EGR oranının artışı ile birlikte, düşük sıcaklık oksidasyon bölgesi için tutuşma başlangıcı daha geç krank açı derecelerinde gerçekleşmekte ve negatif sıcaklık katsayı bölgesinin krank açı derecesi cinsinden genişlediği görülmektedir.

60 33 Yüksek imep değerlerinde yani düşük lamda değerlerinde, EGR oranının artışı ile ana yanma fazında ısı yayılımı başlangıcı gecikmekte ve ısı yayılım oranında yavaşlama sonucunda da yanma süresi uzamaktadır. Böylece yanma sıcaklığının azalması sağlanmaktadır. Bu yüzden EGR oranının artışı ile çevrim başına enjeksiyonu yapılan yakıtın bir miktar daha artırılabilmekte ve vuruntu limiti daha düşük lamda oranlarına çekilebilmektedir. Artan EGR oranı ile daha fazla yanmış gaz resirküle edilmekte ve yanma sıcaklığı daha da azalmaktadır. Fakat bu düşük sıcaklıklar eksik yanmaya neden olabilmekte, HC ve CO emisyonlarında artışa neden olarak verimi düşürmektedir. Üçüncü HCCI çalışma limit bölgesi %70 EGR oranlarında meydana gelmektedir. Reaksiyon oranı ve tutuşma zamanlaması çok fazla azaldığından ve rötara alındığından motorda tekleme oluşmakta ve HC emisyonları artmaktadır Değişken supap zamanlaması Benzin türü yakıtların kullanıldığı uygulamalarda, homojen ve fakir dolgunun kendi kendine tutuşabilmesinin sağlanabilmesi için ön ısıtma uygulaması ya da yüksek sıkıştırma oranı gerekli olmaktadır. Benzin türü yakıt kullanılan HCCI motorlarda, silindir içerisinde gerekli yüksek sıcaklığın sağlanması ve ısı yayılım hızının yavaşlatılabilmesi için silindir içi dolgunun seyreltilmesinde yöntem olarak dahili EGR uygulaması kullanılmaktadır [4]. Değişken supap zamanlaması ile dahili EGR uygulaması gerçekleştirilebilmektedir. Egzoz supabının erken kapanarak ya da emme işlemi sırasında egzoz sisteminden gazlar tekrar geri alınarak yanma odası içerisinde artık gazların kalması sağlanabilmektedir [4, 50]. Kam mili faz ayarını değiştiren ve supap kalkma miktarını değiştiren itici mekanizmaları kullanan sistemler ile sabit devirde kararlı halde HCCI gereksinimlerine cevap verilebilmektedir. Fakat değişken yük ve devir karakteristiklerinde ise sınırlı kalınmaktadır. Tamamen geçici şartlarda motorun çevrimden çevrime farklılıklarda çalışabilmesi ve her bir silindirin kendi dolgu kompozisyonunun kontrolünün gerçekleştirilebilmesi ile avantaj sağlanabilmektedir [31]. Örnek olarak Şekil 2.19 da görüldüğü gibi bu çalışma şartları tamamen elektro-

61 34 hidrolik kontrollü supap mekanizması ile sağlanabilmektedir. Bu sistemler, efektif sıkıştırma oranının ve emme akışının türbülans oranının değiştirilmesinde de çift modda çalışan motorlar için faydalı olmaktadır [4]. λ 1, 0 λ = 1, 0 λ = 1, 0 λ = 1, 0 Şekil AVL CSI prototip motorunun çalışma rejimleri [10] Hava fazlalığı HCCI yanmasında motor yükünün artışı ile birlikte homojen dolgunun eşdeğerlik oranı arttıkça kimyasal reaksiyona girme kabiliyeti (reaktivitesi) yükselmektedir. Bu durumda, tutuşma başlangıcı daha erken krank açı konumlarında başlamakta ve yanma oranının hızı artarak yanma daha kısa sürede gerçekleşmektedir. Belli bir limit değerine gelindiğinde, yakıt kompozisyonuna ve daha sonraki sınır koşullarına bağlı olarak yanmanın kararlılığı azalarak (COV Pmaks artışı) vuruntu eğilimi artış göstermekte ve NO x emisyonları artmaktadır [31]. Diğer yandan fakir karışımlarda ise dolgunun reaktivitesi azalmakta ve bazı durumlarda tutuşma tam olarak sağlanamamaktadır. Fakir karışımlarda tutuşma başlangıcı gecikerek ÜÖN dan daha sonra başlayabilmekte ve ısı yayılım oranı yavaş bir şekilde meydana gelmektedir.

62 35 Bu durumda ise silindir basınç artış oranında ( dp dθ ) azalma ve COV imep değerlerinde aşırı artış görülebilmektedir [59, 60]. Lida ve ark. [60] benzin yakıta benzer yakıt olarak n-bütan kullanarak yaptıkları çalışmada, farklı sıkıştırma oranı ile emme havası sıcaklıklarına bağlı olarak HCCI çalışma aralığı Şekil 2.20 de görülmektedir. Motorun HCCI konumunda düşük yakıt eşdeğerlik oranında ve yüksek motor hızlarında çalışabilmesi için emme havası sıcaklığının ya da sıkıştırma oranının arttırılması gerektiği buradan görülmektedir. Aşırı derecede fakir karışımlarda ise düşük yanma sıcaklıkları sonucunda, CO ve HC emisyonlarının yükselmesine neden olan eksik yanma meydana gelmektedir. ε = 11,74 ε = 13,63 ε = 14,88 ε = 16,55 Şekil Farklı sıkıştırma oranı ve emme havası sıcaklığında yakıt eşdeğerlik oranına göre HCCI çalışma aralığının değişimi [60]

63 36 Doğal emişli HCCI motorların düşük çıkış gücü nedeniyle güncel teknolojili motorlarda kullanımı sınırlı kalabilmektedir. HCCI çalışma konumunda iken süperşarj işlemi motorun performansının artmasını sağlayabilmektedir. Yüksek oranda EGR uygulaması birlikte uygulandığı takdirde motorun imep değeri yükseltilebilmektedir. Bununla birlikte, turboşarj uygulamasında düşük egzoz gazı sıcaklıkları nedeniyle, yüksek basınçlarda silindir içerisine aşırı dolgu sürülebilmesi için egzoz gaz türbini tarafından sağlanan enerji yeterli olamamaktadır. Normalde aşırı doldurma yöntemi de efektif olarak silindir içi dolgunun yoğunluğunun arttırılmasını sağlayarak sıkıştırma sonu sıcaklığının artmasını sağlamaktadır. Çanakcı [61] yaptığı çalışmada, bir dizel motorundan çevrilmiş direk enjeksiyonlu benzinli HCCI motorunda emme havası basıncının motor performansı ve emisyonları üzerine etkilerini incelemiştir. Deney motorunda düşük basınçlı benzin direk enjeksiyon (GDI) common rail sistemini kullanmıştır. Yakıt enjeksiyonunda içi boş koni şeklinde yakıt spreyi sağlayabilen, yakıt rail hat basıncı 100 bar ve silindir içi gaz basıncının 20 bar basınca kadar uygun şekilde çalışan enjektör kullanılmıştır. Deneyler farklı motor hızlarında, sabit yakıt eşdeğerlik oranında (0,22) ve emme havası sıcaklığında (119 C) iken basıncını 101 kpa, 117 kpa ve 130 kpa olacak şekilde koşullandırılarak yapılmıştır. Yakıt enjeksiyon başlangıcı her bir deney koşulu için maksimum tork verecek şekilde ÜÖN dan önce 72º ile 336º KA arasında değiştirilmiştir. Şekil 2.21 de motor hızı ile enjeksiyon zamanına göre motor torkunun değişimi görülmektedir. Genel olarak artan emme havası basıncına göre maksimum torku verecek şekilde yakıt enjeksiyon başlangıcı avansa alınmaktadır. Motor torku ise emme havası basıncının artışıyla birlikte artış göstermiştir. Emme havası 101 ve 117 kpa basınçlarında iken artan motor hızı ile birlikte yakıt enjeksiyon başlangıcı rötara alınırken 138 kpa basınçta motor torku fazla bir değişim göstermemiştir. Artan motor hızı ile yanma süresi daha da kısaldığından ve çevrimde sağlanan homojen karışımın sağlanabilmesi için enjeksiyon başlangıcı rötara alınmıştır. Özgül yakıt tüketimine bakıldığında ise aynı eşdeğerlik oranında emme havası basıncının artışı ile artan hava akış oranına karşılık yakıt akışında artışa neden olmuştur. Yakıt akışındaki artış ile motor torkunun artması sonucu özgül yakıt

64 37 tüketimi azalmıştır. Emme havası basıncının artışı ile genel olarak CO ve NO x emisyonları azalmış fakat HC emisyonları artmıştır. Şekil Farklı motor hızlarında ve farklı emme havası basınçlarında çalışan benzinli HCCI motorunda (a) tork, (b) özgül yakıt tüketimi, (c) hava ve yakıt akış oranlarının değişimi [61] Motor hızı Konvansiyonel motorlarda motor hızı artışı, türbülansın artışına ve yanma oranında artışa neden olmaktadır. Bu yüzden motor hızının tam olarak ölçülemeyen bir

65 38 etkisinden bahsedilebilmektedir. HCCI sistemleri ile yanmanın başlangıcından önce karışımın homojenliği sağlansa da, reaksiyon oranının göreceli olarak motor hızı ile değişmediği düşünüldüğünde, artan motor hızı ile birlikte reaksiyon için gerekli olan zaman azalmaktadır. Yüksek motor hızında tekleme, motor gücünde ve veriminde azalmaya sebep olabilmektedir [28, 52]. Çanakcı [61] yaptığı çalışmada direk enjeksiyonlu benzinli HCCI motorunda Şekil 2.21 den görüldüğü üzere artan motor hızı ile en iyi motor torkununun sağlanabilmesi için yakıt enjeksiyon zamanlaması avansa alınmıştır Yakıt kompozisyonu HCCI yanma işleminde kullanılan yakıtlar, dizel yakıtına benzer yakıtlar ile benzin yakıtına benzer yakıtlar olarak genel iki gruba ayrılabilmektedir. Kendi kendine tutuşma kapasitesi ve setan sayısı yüksek olan dizele benzer yakıtlarda iki aşamalı ısı yayılımı gerçekleşirken, benzin yakıtına yakın özellikler gösteren yakıtlar ise tek aşamalı ısı yayılımı profiline sahip olmaktadır [9]. Tanaka ve ark. [18] yakıtın moleküler yapısı ve kompozisyonu ile katkı maddelerinin HCCI yanmasında tutuşma gecikmesi ve yanma oranına etkilerini belirlemek için hızlı sıkıştırma makinesi (Rapid Compression Machine-RCM) üzerinde bir çalışma yapmışlardır. Şekil 2.22 de sabit koşullar altında (ε=16:1, Φ=0,4, T giriş =318 K ve P giriş =0,1 MPa) bazı doymuş ve doymamış hidrokarbonlar ile referans yakıtların HCCI yanma karakteristikleri görülmektedir. Şekil üzerinde tutuşma başlangıçlarına dikkat edildiğinde, tüm doymuş bileşikler, olefinler, 1-heptan ve 2-heptan iki aşamalı tutuşma göstermektedir. 3-heptan ve halkalı doymamış bileşikler tek aşamalı tutuşma göstermektedir. Toluen ile bu koşullarda tutuşma sağlanamamıştır. İki aşamalı yanmadaki tutuşma başlangıçları ve düşük sıcaklık oksidasyon aşamasını izleyen ısı yayılımı, silindir dolgusunun kimyasal ve sıcaklık kompozisyonundan başka, yakıtın moleküler büyüklüğü ile yapısından da etkilendiği elde ettikleri sonuçlarda görülmektedir. Düşük sıcaklık oksidasyon aşaması, yanmanın başlamasında çok büyük öneme sahip olduğu görülmektedir. Tek aşamalı tutuşmada, yakıt kompozisyonu tutuşma başlangıcı üzerine dikkate değer bir etkisi görülmemektedir.

66 39 Şekil Bazı doymuş, doymamış hidrokarbonlar ile referans yakıtların HCCI yanma karakteristikleri (Φ=0,4, giriş sıcaklığı 318 K, basıncı 0,1 MPa) Tanaka ve ark. [18] yaptıkları deneylerde referans yakıtlar (n-heptan ve izo oktan) kullandıkları durumlarda ise tutuşma gecikmesi sadece n-heptan yakıtının oksijen konsantrasyon oranına bağlı olarak değişim göstermiştir. Bununla birlikte, oktan sayısı ve eşdeğerlik oranına bağlı olarak toplam basınç artışı ve yanma oranı değişim

67 40 göstermiştir. Setan sayısını geliştirici katkı maddesi kullanıldığı durumlarda ise tutuşma gecikmesi oldukça kısalmış, yanmanın başlangıç sıcaklığı artmış fakat toplam basınç artışı ile birlikte yanma oranı değişim göstermemiştir. Sonuç olarak setan sayısı yüksek olan yakıt karışımı için oksijen konsantrasyon oranı, katkı maddeleri ve silindir içi sıcaklık parametreleri bağımsız olarak kullanılarak tutuşma gecikmesi, toplam basınç artışı ve yanma oranı kontrol edilebilmektedir. Toplam basınç artışı ve yanma oranının kontrolü için oktan sayısının önemli olduğu görülmektedir. Tsurushima ve ark. [57], dizel yakıtı benzeri doymuş düz zincirli hidrokarbon yakıtlar (n-pentan, n-hekzan, n-heptan) ile düşük sıcaklık oksidasyon aşaması ile yüksek sıcaklık oksidasyon aşamasında silindir içi kompozisyonun değişimini gaz örnekleme metodu ile incelemişlerdir. Yukarıda anlatılanlara benzer sonuçlar teyit edilmiştir. Deneylerinde tek silindirli 2,0 litre, dört supaplı, doğal emişli ve sıkıştırma oranı 16,5:1 olan motor kullanmışlardır. Karışımın homojenizasyonunda harici bir buharlaştırıcı kullanılmıştır. 100 C sabit emme havası sıcaklığında yakıt eşdeğerlik oranı ve O 2 konsantrasyonu tüm deneyler için sabit tutulmuştur. Deneylerde kullanılan tüm yakıtlar iki aşamalı yanma karakteristiği göstermiştir. Şekil 2.23-a da görüldüğü gibi, tutuşma ve yanma karakteristiği yakıtın moleküler büyüklüğüne yani karbon zincir uzunluğuna bağlıdır. Uzun zincir yapısına sahip yakıtlar daha kolay parçalanarak radikal molekülleri oluşturmakta ve böylece düşük sıcaklık oksidasyon aşamasını başlatarak daha fazla ısı enerjisinin açığa çıkmasına neden olmaktadır. Bu nedenle kendi kendine tutuşması yüksek yakıtlar ile yüksek sıcaklık oksidasyon aşamasının başlayabilmesi için yanma odasında gerekli olan yaklaşık 900 K sıcaklığa daha erken bir krank açı konumunda ulaşabilmektedir. Bu etkiler detaylı bir şekilde Şekil 2.23-b ve 2.23-c de gösterilmiştir. Şekil 2.23-b de krank açısına bağlı olarak yakıt konsantrasyonu ve ortalama sıcaklık gösterilmiştir. Şekil 2.23-c de ise oksijen tüketimini göstermektedir. Yakıt konsantrasyonları 700 K civarında azalmaya başlamıştır. Bu aşamada uzun karbon zincir yapısına sahip yakıtlarda radikal moleküllere parçalanma başlamakta ve reaksiyonları hızlandırmaktadır. Bu etki ile yakıt ve oksijen konsantrasyonu daha erken krank açı konumunda hızla azalırken,

68 41 Isı yayılım Oranı [j/ºka] n-heptan C 7 H 16 n-hekzan C 6 H 14 n-pentan C 5 H Krank Açısı [ºKA] Yakıt Konsatrasyonu Ort. Gaz Ort. Gaz C 1 [%] Sıcaklığı [K] O 2 Tüketimi [%] Sıcaklığı [K] Yakıt Konsantrasyonu (b) (c) Sıcaklık (a) K C 5 H 12 C 6 H 14 C 7 H ,1 C 5 H 12 C 6 H 14 C 7 H 16 Sıcaklık , Krank Açısı [ºKA] Krank Açısı [ºKA] 2 1 C 5 H 12 C 6 H 14 C 7 H 16 O 2 Tüketimi Şekil Tek bileşenli farklı yakıtların oksidasyon sürecinin karşılaştırılması [57] 900 K silindir gaz sıcaklığı eğrisinden görüldüğü üzere daha yüksek ısı yayılımı sağlanmaktadır. Uzun ve düz zincir yapısına sahip n-parafin türü yakıtların 900 K sıcaklığa kadar oksitlenme eğiliminde olduğu görülmüştür. Yakıt ve oksijen konsantrasyonunun yüksek sıcaklık oksidasyon aşaması başlangıcı olan 900 K deki eğimleri değişim göstermektedir. Bu noktadan sonra yakıtların hepsinin eğimleri aynı olmakta ve yakıtların moleküler büyüklükleri önem arz etmemektedir. Bu yapılan çalışmalarda, düşük sıcaklıktaki oksidasyon oranının yakıtın kompozisyonunun değişimi ile kontrol edilebileceği ortaya çıkmıştır. Bu nedenle, Tsurushima ve ark. [57] ısı yayılımı ve gaz örnekleme sonuçları ile n- hekzan ve etilen karışımlarının oksidasyon sürecini de incelemişlerdir. Yanma süresi

69 42 boyunca O 2, CO ve CO 2 emisyonları ile düşük sıcaklık oksidasyon safhasında ortaya çıkan çeşitli hidrokarbonlar ve ara moleküllerin konsantrasyonlarındaki değişimler Şekil 2.24 de görülmektedir. Şekil Farklı yakıtların oksidasyon sürecinin karşılaştırılması [57] Şekilde görüldüğü gibi ısı yayılımı iki aşamalı olarak gerçekleşmiştir. Fakat yakıt konsantrasyonu değişimlerinden de görüldüğü üzere, her iki yakıtın düşük sıcaklık oksidasyon bölgesinde davranışları farklı gerçekleşmiştir. Düşük sıcaklık oksidasyon süresi boyunca setan sayısı daha az olan etilenin konsantrasyonunda bir değişim görülmezken, setan sayısı yüksek olan n-hekzan yakıtı ilk ısı yayılımında katkısı büyük olmaktadır. Bu yüzden n-hekzan kendi kendini ve etilenin tutuşmasını

70 43 sağlayıcı olarak görev almaktadır. Yüksek setan sayısına sahip yakıtların özellikleri ile düşük sıcaklık oksidasyon aşamasının kontrolü ve hemen ardından gelen yüksek sıcaklık oksidasyon aşamasının başlangıcı kontrol edilebildiği sonuçlardan görülmektedir. Setan sayısı düşük olan yakıtın yüksek oranda eklenmesi ile tutuşma zamanının değişmeden motor yükünün artırılabilmesine olanak verebilecektir. Yakıt karışımlarının yanmanın faz kontrolünde oldukça başarılı olabileceği bu sonuçlardan görülebilmektedir HCCI-DI Yanma Şekli HCCI yanmasında tutuşma başlangıcı, hızlı ısı yayılımı ve yanmada faz oluşumunu kontrol edebilmek için ortaya koyulan uygulamalardan birisi de HCCI-DI yanma şeklidir. Dizel motorlardan yapılan dönüşümlerde, pilot dizel yakıt enjeksiyonu ile ön karışımlı HCCI yanma başlangıcının kontrol edilmeye çalışılması da bu uygulamalardan birisidir. Böylece motor yüküne ve diğer motor parametrelerine (ön ısıtma ve EGR gibi) bağlı olarak hızlı yanma ve yanmada faz oluşumunun kontrolü amaçlanmaktadır. Özellikle düşük motor yüklerinde tutuşmanın sağlanabilmesi mümkün olabilmektedir. Şekil 2.25 in alt tarafında görüldüğü üzere, dolgunun tutuşma ve alev cephesinin gelişimi özelliklerine dikkat edildiğinde, HCCI-DI çalışma konumu ön karışımlı HCCI ile dizel yanması arasında özellik gösteren bir yanma şekli olarak nitelendirilebilmektedir. Sırası ile aşağıdaki gibi; Kısmi-HCCI [34, 62], HCCI-DI [63-65], Kombine yanma sistemi (CCS) [66, 67], Kısmi ön karışımlı sıkıştırma ile ateşlemeli (PCCI) [32, 68], Çift yakıt (Dual-fuel) [7, 63, 69, 70, 71], Fumigasyon [38, 73-76]. çeşitli şekillerde literatürde tanımlanabilmektedir

71 44 Şekil Buji ile ateşlemeli motor, HCCI-DI ve HCCI çalışma konumları için yanmanın gelişim safhaları [72] HCCI-DI Yanma şekli için literatür özetleri Ma ve ark., [63] çalışmalarında tek silindirli bir dizel motorunda port tipi yakıt enjeksiyonlu HCCI yanması ile direkt dizel yakıt enjeksiyonunun (DI) kombinasyonunu incelemişlerdir. Farklı motor yüklerinde ve sabit motor hızında iken ön karışımlı n-heptan yakıtı ile dizel yakıt miktarları ayarlanılarak farklı ön karışımlı yakıt oranları elde edilmiştir. Çalışmalarında, ön karışımlı yakıt oranı (r p ) ve direkt enjeksiyon zamanlamasının HCCI-DI yanmasına etkilerini incelemişlerdir. Elde etkileri sonuçlarda, HCCI-DI yanma konumunda ön karışımlı homojen n-heptan yakıtı ile ısı yayılımı soğuk alev bölgesi, HCCI yanması ve difüzyon yanması olarak üç aşamalı gerçekleşmiştir. Ön karışımlı yakıt oranının artışı ile negatif sıcaklık katsayı bölgesi kısalarak, maksimum silindir basıncı ile sıcaklığı ve HCCI yanma fazı için maksimum ısı yayılım oranı artış göstermiştir. Ön karışımlı yakıt oranı 0,3 den daha düşük iken NO x emisyonları azalmış, yüksek oranlarda ise artış göstermiştir. Yüksek eşdeğerlik oranları dışında is emisyonlarında önemli derecede değişiklik gözlemlememişlerdir. HCCI-DI yanma şekli ile düşük motor yükünden orta yüklere doğru ön karışımlı yakıtın artışı ile imep değerleri arttığını, yüksek

72 45 yüklerde ve ön karışımlı yakıt oranlarında ise indike termik verimin kötüleştiğini belirtmişlerdir. Eksik yanma ürünlerinden CO emisyon değerleri eşdeğerlik oranına göre belli bir ön karışımlı yakıt oranında tepe yaparak daha sonra azalma eğilimi gösterirken, yanmamış HC emisyonları lineer bir değişimle sürekli olarak artış göstermiştir. Kim ve ark., [62] tek silindirli ve dört zamanlı, direkt enjeksiyonlu bir dizel motoru kullanarak, /min motor hızında ve farklı yüklerde (maks. 30 Nm yüke kadar) ön ısıtma sıcaklığı ( ºC) ile ön karışımlı yakıt oranı değişiminin kısmi-hcci yanması ve egzoz emisyonları üzerine etkilerini incelemişlerdir. Ön karışımlı yakıt sisteminde, silindir hacminden yaklaşık 13 kat büyük olan bir emme manifoldu (yaklaşık 9 L) ve yüksek basınçlı yakıt enjeksiyon sistemi kullanılmıştır. Ön karışımlı yakıt olarak benzin ve dizel yakıtı kullanmışlardır. Elde ettikleri sonuçlarda; Ön karışımlı benzin ile tutuşma başlangıcı tek aşamalı gerçekleştiğini, dizel yakıtı ile ana yanma bölgesinden önce soğuk alev bölgesi gözlemlendiğini, Düşük ön ısıtma sıcaklıklarında çevrimsel farklılıklar nedeniyle, yüksek sıcaklıklarda ise vuruntu oluşumu nedeniyle ön karışımlı yakıt artışının sınırlı kaldığını, Tüm ön ısıtma sıcaklıklarında, ön karışımlı benzin yakıtının artışı ile NO x emisyonları önemli derecede azalma gösterdiğini fakat ön karışımlı dizel yakıtı ile düşük ön karışımları ve yüksek ön ısıtma sıcaklıkları ile azalmanın sınırlı kaldığını, Tüm yüklerde, ön karışımlı benzin yakıtının artışı ile is emisyonlarında azalma gösterirken, dizel yakıtı ile ön karışımlı yakıt oranına bağımlı olmadan yaklaşık olarak sabit kaldığını ve HC ile CO emisyonlarının artış gösterdiğini belirtmişlerdir. He ve ark., [77] yaptıkları çalışmada, iki silindirli bir dizel motorda homojen olarak hazırlanan etanol-hava karışımının pilot dizel yakıtı ile yanmasını ve egzoz

73 46 emisyonlarını incelemişlerdir. Elde ettikleri sonuçlara göre etanol oranının artması ile yanma başlangıcının geciktiğini ve toplam yanma süresinin kısaldığını belirtmişlerdir. Motor yüküne ve etanol oranına bağlı olarak emisyon değişimlerinde farklı sonuçlar elde etmişlerdir. Düşük motor yüklerinde, etanolün duman emisyonlarına etkisi az oranda gerçekleşmiş, fakat etanol miktarının artması ile NO x emisyonlarının azalmasında daha fazla etkili olmuştur. Yüksek motor yüklerinde, artan etanol miktarı ile duman emisyonları etkili bir şekilde azalmıştır. Bununla birlikte, tüm çalışma koşullarında ön karışımlı etanol ile THC ve CO emisyonlarında artış meydana gelmiştir. Oksijenli bir dizel yakıtı olan biyodizel, özellikle partikül madde ve is emisyonlarını azaltırken, NO x emisyonlarını genellikle yakıt özelliklerine, motorun tipine ve test metotlarına bağlı olarak %5-20 oranı arasında arttırmaktadır [78-79]. Cheng ve ark., [76] yaptıkları çalışmada, dört silindirli bir dizel motorunda /min de ve beş farklı yükte atık yağlardan elde edilen biyodizelin kullanımıyla HC, CO ve partikül madde emisyonlarında azalma, NO x emisyonlarında ise artış görüldüğünü teyit etmişlerdir. Çalışmalarının devamında, biyodizel uygulaması ile artan NO x emisyonlarını %10 metanol yakıt karışımı ve %10 fumigasyon yaparak karşılaştırma yapmışlardır. Her iki durumda CO 2, NO x emisyonlarında ve partikül madde çapında azalma görmüşlerdir. Fumigasyon metodunda ise termik verimin biraz daha yüksek olduğunu ve CO ile HC emisyonlarında artış gerçekleştiğini olduğunu belirtmişlerdir. Dizel motorlarda biyodizel kullanılması neticesinde artan NO x emisyonlarının iyileştirilmesi amacıyla Lu ve ark. [36], biyodizel ile çalışan tek silindirli dizel motorda, port tipi yakıt enjeksiyonu ile oluşturulan ön karışımlı etanol yakıtının yanma ve egzoz emisyonlarına etkilerini incelemişlerdir. Genel olarak ön karışımlı etanol oranının artışı ile yanma başlangıcı geciktiği ve ısı yayılımında maksimum değerin arttığını belirtmişlerdir. Düşük yüklerde, maksimum ısı yayılımı hafifçe artış göstermiş, maksimum silindir gaz basıncı ve sıcaklığında azalma görülmüştür. Bu çalışma rejimlerinde, yanmadaki faz farklı belirginleşmiş ve ısı yayılımının merkez noktası hafifçe rötara kaymıştır. Yüksek motor yüklerinde, ısı yayılım miktarındaki

74 47 artış düşük yüklere göre daha fazla gerçekleşmiş ve yanma daha erken krank açı derecesinde tamamlanmıştır. Normal biyodizel ile çalışma durumuna göre, port tipi etanol enjeksiyonu ile CO ve HC emisyonlarında artış görülmüştür. Fakat NO x ile duman emisyonlarında tüm motor yüklerinde %35-85 oranlarına kadar eş zamanlı azalma olduğunu belirtmişlerdir. Hayes ve ark., [75] altı silindirli, turbo şarjlı bir dizel motorda, üç farklı motor yükünde ve farklı saflıktaki etanolün fumigasyonunun etkilerini incelemişlerdir. Saf etanol fumigasyonuna göre, içerisinde su bulunduran etanolün silindir basınç artış oranını ve maksimum basınç değerlerini %20 kadar azalttığını belirtmişlerdir. Fakat bu değerler, dizel çalışmasında elde edilen değerlerden %59 daha yüksek olmuş ve maksimum basınç miktarında da %2,5 kadar azalma gerçekleşmiştir. Diğer yandan HC ve CO emisyonlarının dizel çalışmasına göre birkaç kat daha yüksek olduğunu belirtmişlerdir. NO emisyon seviyesi ise etanol saflığının azalması ile birlikte ve dizel seviyesinin altında azalma eğilimini sürdürmüştür. Odaka ve ark., [74] bir dizel motorunun partikül madde emisyonlarını ve NO x emisyonlarını metanol fumigasyonu ve EGR uygulaması ile optimize etmişlerdir. Çalışmalarında is konsantrasyonu azalırken, enerji oranına göre metanolün oranının artışı ile toplam yakıt tüketiminde iyileşme sağlanmıştır. EGR uygulamasının NO x emisyonlarını azaltıcı etkisinin metanol fumigasyonu ile etkilenmediğini belirtmişlerdir. Elde ettikleri sonuçlarda tam yük çalışma koşullarında eş zamanlı olarak is ve NO x emisyonlarını azalmıştır. Bununla birlikte CO, HC ve aldehit emisyonlarının artış gösterdiğini belirtmişlerdir. Yaho ve ark., [66] dört silindirli bir DI dizel motorunda dizel/metanol yakıtları ile kombine yanma şeklini (CCS) ve egzoz sonrası uygulama olarak oksidasyon katalitik dönüştürücüyü denemişlerdir. Deneysel çalışmalar, farklı iki motor hızında ve farklı beş ayrı motor yükünde yapılmıştır. Elde ettikleri genel sonuçlarda, kombine yanma şekli ile tutuşma gecikmesinin arttığı ve metanolün gizli buharlaşma ısısının yüksek olması nedeniyle de silindir gaz sıcaklığının azaldığını belirtmişlerdir. Metanol yakıtının artışı ve dizel yakıtının azalması sonucunda, difüzyon yanma aşamasında

75 48 yanan dizel yakıtının azalması ile is emisyonlarında ve düşük yanma sıcaklıkları sonucunda da NO x emisyonlarında azalmanın eş olarak gerçekleştiğini belirtmişlerdir. Bununla birlikte, üniform hava/metanol dolgusu ve düşük silimdir gaz sıcaklığı sonucunda artan HC ile CO emisyonlarının, oksidasyon katalizörü uygulaması ile birlikte azaldığını belirtmişlerdir. Jiang ve ark., [73] dört silindirli ve turboşarjlı bir dizel motorunda etanol fumigasyonunu incelemişlerdir. Motor gücünün belli bir yüzdesi alkol yakıt enjeksiyonu ile sağlanılarak motor hızı, motor yükü ve içerisinde farklı oranlarda su bulunduran rafine edilmemiş alkollerin yanma ve emisyonlar üzerine etkilerini araştırmışlardır. Elde ettikleri sonuçları metanol ve su fumigasyonu ile karşılaştırmışlardır. NO x emisyonları fumigasyon metodu ile önemli derecede azaltılabildiği ve içerdiği su oranının yüksek olan alkollerde iyileştirici etkinin daha yüksek olduğunu belirmişlerdir. Wang ve ark., [69] çalışmalarında, tek silindirli, dört zamanlı ve atmosferik bir dizel motorunda, metanol ve dizel yakıtı ile çift yakıt yanma (Dual-fuel combustion) karakteristiklerini incelemişlerdir. Emme portuna 250 mm uzakta konumlandırılmış bir port tipi yakıt enjektörü ile metanol yakıtı emme manifolduna püskürtülmüştür. Elde ettikleri sonuçlarda, metanolün kütlesel oranı arttıkça sıkıştırma zamanı için dolgunun politropik indeks değerinin azaldığını, pistonun AÖN ile ÜÖN konumlarında dolgu sıcaklığının düştüğünü ve dolgunun oksijen konsantrasyonunda azalma meydana geldiğini tespit etmişlerdir. Böylece, aynı yük ve motor hızında dizel yanması ile karşılaştırma yapıldığında, pilot dizel yakıt için tutuşma gecikmesi artış göstermiştir. Dizel yanmasında elde edilen çift tepeli (ön karışım ve difüzyon yanma aşamalı) karakteristik ısı yayılım profili değişerek, tek tepe oluşumu (ön karışımlı yanma) gerçekleşmiştir. Çalışmalarında, ısı yayılımı orta noktasının yüksek motor yüklerinde ÜÖN ya doğru yaklaştığını ve yakıt ekonomisinin iyileştiğini belirtmişlerdir. Metanol yakıtının kütlesel oranı arttıkça, tüm çalışma koşullarında is ve NO x emisyonlarında eş zamanlı olarak azalma sağlandığını, fakat CO ve HC emisyonlarında artış meydana geldiğini belirtmişlerdir.

76 49 Tomita va ark., [72] çalışmalarında, çift yakıt (metan/dizel) ile çalışan dört zamanlı, tek silindirli dizel motoru üzerinde erken dizel yakıt enjeksiyonu ile EGR oranının yanma ve egzoz emisyonları üzerine etkilerini incelemişlerdir. Çalışmalarında, -50 ºKA ile ÜÖN arasında farklı zamanlarda yapılan dizel yakıt enjeksiyonu ile emme portundan içeriye alınan hava-metan karışımı tutuşturulmuştur. EGR benzeşimi için emme dolgusuna nitrojen gazı karıştırmışlardır. Çalışmalarında, erken dizel yakıt enjeksiyon zamanlaması ile is emisyonu görülmemiş ve HC emisyonları azalmıştır. Bu çalışma parametrelerinde, yanma başlangıcı ve maksimum ısı yayılımı çok erken konumlarda gerçekleştiği için yüksek yüklerde (eşdeğerlik oranlarında) düşük termik verim sonucunda motorun çalışma aralığı sınırlı kalmıştır. Bununla birlikte, EGR uygulaması ile stokiyometrik karışımlarda motor çalışabildiğini belirtmişlerdir. Stokiyometrik karışımlarda ÜÖN ile -20 KA arasındaki dizel yakıt enjeksiyon zamanlamalarında is emisyonları oluştuğu görülmüş, avans daha erken alındığında ise is emisyonları oluşumu gerçekleşmemiştir. Orta seviyelerde EGR oranı ile yanma başlangıcı ile ısı yayılımı tepe noktası geciktirilebilmiş, bunun sonucunda da HC ile CO emisyonlarında artış görülmeden, düşük NO x emisyonları ile yüksek termik verim sağlanabilmiştir. Papagiannakis ve Hountalas [7] tek silindirli dizel motorunda doğal gaz yakıtını denemişlerdir. Doğal gazın kendi kendine tutuşma sıcaklığı çok yüksek olduğu için, çalışmalarında sıkıştırma oranında değişikliğe gerek kalmadan pilot dizel yakıt enjeksiyonu ile dolgunun tutuşturulması sağlanmıştır. Böylece, HCCI yanmasında farklı yakıtlarda ve farklı yüklerde karşılaşılan problemlerin üstesinden gelmeyi amaçlamışlardır. Farklı yüklerde ve motor hızlarında yaptıkları çalışmalarda, dizel çalışmasına göre maksimum silindir basınç değerinin daha düşük kaldığını ve motorun dayanımı açısından çalışma limitleri olarak doğal gazın kullanımında problem oluşturmayacağını ifade etmişleridir. Dizel çalışmasına göre yanma süresi, düşük motor yüklerinde daha uzun gerçekleşmiş, yüksek yüklerde ise kısalmıştır. Aynı çalışma koşullarında, özgül yakıt tüketiminin daha düşük olduğunu, yüksek yüklerde ise artarak dizel çalışmasında elde edilen değerlere yaklaştığını tespit etmişlerdir. Eş zamanlı olarak tüm çalışma koşullarında, NO x ve is emisyonlarında azalma sağlanabilmiş, HC ile CO emisyonlarında artış görülmüştür. Doğal gazının

77 50 ekonomik olması sayesinde, özgül yakıt tüketimindeki kötüleşmenin telafi edilebileceğini belirtmişlerdir. Özellikle düşük yüklerde, farklı çalışma parametreleri (pilot dizel yakıt enjeksiyon zamanlaması gibi) ile CO, HC ve özgül yakıt tüketimin iyileştirilebilmesi için mümkün olabileceğini belirtmişlerdir. Simescu ve ark., [68] dört zamanlı, 6 silindirli ve 12 Litre hacimli ağır hizmet tipi dizel kamyon motorunda, kısmi ön karışım dolgulu ve sıkıştırma ile ateşlemeli (PCCI) yanma şeklini incelemişlerdir. Deney motorunda, elektronik kontrollü birim pompa-enjektör sistemi ile 200 Mpa enjeksiyon basıncına kadar, farklı zamanlama ve miktarlarda silindir içerisine direkt dizel yakıt enjeksiyonu yapılabilmektedir. Çalışmalarında, motor üzerine ayrıca port tipi yakıt enjeksiyon sistemini adapte etmişlerdir. AVL 8 mod deney prosedürüne göre, EGR soğutması, direkt enjeksiyon zamanlaması ve direkt enjeksiyona ilave olarak %20 oranına kadar port tipi dizel yakıt enjeksiyonun emisyonlar ile yanma üzerine etkilerini incelemişlerdir. Elde ettikleri sonuçlarda, yüksek yüklerde ve düşük motor hızlarında (3 ve 4. test modu), ön karışımlı dizel yakıtı artışına bağlı olarak ısı yayılımı eğrisi üzerinde düşük sıcaklık oksidasyon aşamasının daha belirgin bir hale geldiğini ve özgül NO x ile partikül madde emisyonlarında artış görüldüğünü belirtmişlerdir. Bu çalışma konumları dışında (düşük ve orta yüklerde), %20 oranında port tipi yakıt enjeksiyonu ve soğutmalı EGR ile özgül NO x emisyonlarında %54 oranında azalma sağlanabilmiştir. Buna karşın özgül HC emisyonlarında 8 kat, CO emisyonlarında 10 kat artış görülmüştür. Özgül yakıt tüketiminde ise %7,7 oranında artış gerçekleşmiştir. Lu ve ark., [80] yaptıkları çalışmada, Fischer-Tropsch denilen yöntemle doğal gazın işlenmesi sonucu ortaya çıkan sentetik dizel yakıtı (GTL) ile port tipi metanol yakıt enjeksiyonunu tek silindirli dizel motorunda birlikte uygulayarak yanma ve emisyonların değişimini incelemişlerdir. Elde ettikleri sonuçlarda, metanolün düşük setan sayısı ve yüksek gizli buharlaşma ısısı nedeniyle, ön karışımlı metanol yakıtının artması ile yanma başlangıcının geciktiği, maksimum silindir gaz basıncının azaldığını, maksimum ısı yayılımı artış göstermiştir. Düşük eşdeğerlik oranlarından orta değerlere doğru, ön karışımlı metanol yakıt oranının artışı ile

78 51 silindir gaz sıcaklığı lineer olarak azaldığını, yüksek eşdeğerlik oranlarında ise ilk olarak azalma gösterdiğini, belli bir ön karışımlı metanol oranından sonra artış gerçekleştiğini belirtmişlerdir. CO ve HC emisyonlarının artış gösterdiğini, sabit ön karışımlı metanol oranı için belli bir imep değerine kadar arttığını ve daha sonra tekrar azaldığını tespit etmişlerdir. NO x emisyonları %85-98 oranlarında, is emisyonlarının da %50-62 oranlarında azalma gösterdiğini belirtmişlerdir. Zaidi ve ark., [81] yaptıkları çalışmada, bir direk enjeksiyonlu dizel motorda kızgın dizel yakıt buharı fumigasyonu ile NO x emisyonlarını azaltmayı amaçlamışlardır. Çalışmalarında, elektrikli buharlaştırıcı ile 350 C sıcaklığında hazırlanan kızgın dizel yakıt buharı ve farklı oranlarda ıslak su buharı ilavesi ile hazırlanan dolguyu emme manifoldunda hava ile karıştırmışlardır. Farklı motor yüklerinde ( Nm) ve farklı motor hızlarında ( /min) %75 buhar/yakıt oranına kadar denemeler yapmışlardır. Elde ettikleri sonuçlarda, %3 oranına kadar kızgın dizel yakıt buharı fumigasyonu ile sıkıştırma zamanı boyunca dolgunun termodinamik özelliklerinde çok fazla değişiklik olmadığını, egzoz emisyonlarından CO, HC ve PM emisyonlarında kötüleşme olmadan NO x emisyonlarının azaltılabildiğini belirlemişlerdir. Kızgın dizel yakıt buharına, ıslak su buharı ilavesi ile yakıt tüketiminde kötüleşme olmadan, tutuşma gecikmesinde ve ön karışımlı yanma aşaması başlangıcında farklılık görülmediğini belirtmişlerdir. Fumigasyonu yapılan kuru doymuş buhar içerisine ilave edilen her %1,5 oranında su miktarı için, NO x emisyonlarında %1 oranında azalmanın gerçekleştiğini belirmişlerdir. Deneylerinde, motor hızının /min den /min e arttırılması ile NO x emisyonlarındaki azalmayla birlikte paralel olarak PM, CO ve HC emisyonlarında %70 oranına kadar iyileşmelerin olduğunu tespit etmişlerdir. Fang ve ark., [82] yaptıkları çalışmada, bir dizel motorda ön karışımlı dolgunun yanmasını incelemişlerdir. Emme manifolduna, düşük setan sayısına ve düşük kaynama noktasına sahip Dimetoksi metan (DMM) yakıtı püskürtmüşlerdir. Sıkıştırma zamanı başlangıcında homojen ön karışımlı dolgu oluşturularak, piston ÜÖN civarında iken dizel yakıt enjeksiyonu ile tutuşturulması amaçlanmıştır. Ön karışımlı yakıt oranı, motor yükü, emme dolgusundaki CO 2 konsantrasyon oranı ve

79 52 nozul delik çapının, yanma ve egzoz emisyonları üzerine etkilerini incelemişlerdir. Elde ettikleri sonuçlarda, tutuşma gecikmesi, ön karışımlı DMM yakıtı oranı arttıkça azalmakta ve CO 2 konsantrasyonunun artışı ile artmaktadır. Port tipi DMM yakıt enjeksiyonunun artışı ile NO x ve is emisyonlarında eş zamanlı olarak iyileşme gerçekleşmiştir. Fakat özellikle düşük ve kısmi yüklerde HC ve CO emisyonları artış göstermiştir. Homojen ön karışımlı dolgu içerisinde CO 2 konsantrasyonunun arttırılması sonucunda NO x emisyonları önemli oranda azalırken, HC ile CO emisyonları kötüleşmiştir. Çınar ve ark., [65] tek silindirli dizel motorunda ön karışımlı Dietil eter (DEE) yakıtı ile silindir içerisine dizel yakıt enjeksiyonunun yanma ve egzoz emisyonları üzerine etkilerini incelemişlerdir. DEE yakıtının enerjisini, motora sürülen toplam yakıt (dizel+dee) enerjisine oranlayarak ön karışımlı yakıt oranını belirlemişlerdir. Çalışmalarında, /min motor hızında ve 19 Nm motor yükünde gerçekleştirmişlerdir. Elde ettikleri sonuçlarda, ön karışımlı DEE yakıtı ile tek aşamalı tutuşma gerçekleşmiş, DEE yakıt miktarının artışı ile ön karışımlı yanma aşamasında maksimum silindir basıncı ve ısı yayılım oranı yükselerek, yanmada faz farklı ortaya çıkmıştır. Azalan dizel yakıt enjeksiyonu sonucunda da difüzyon yanma aşamasında düşük oranda ısı yayılımı gerçekleşmiştir. Dizel çalışması ve %10 ön karışımlı DEE yakıt oranı için çevrimsel farklılıklar oldukça düşük oranda gerçekleşirken, %40 DEE oranında vuruntu oluşumu meydana gelmiştir. NO x ve is emisyonları eş zamanlı olarak %19,4 ve %76 oranlarında azaltılmıştır. Buna karşın CO ve HC emisyonları artış göstermiştir Tezin amacı, kapsamı ve literatüre katkısı Bu tez çalışması kapsamında, HCCI yanma şartlarında karşılaşılan yüksek motor yüklerinde vuruntu oluşumu ve düşük yüklerde düzensiz çalışma problemlerinin kısmi-hcci (HCCI-DI) çalışma konumu ile aşılarak, bir dizel motorda NO x ve duman emisyonlarında eş zamanlı olarak iyileştirme sağlanılması amaçlanmıştır. Farklı ön karışımlı yakıt oranlarının etkilerinin araştırılmasının yanında, HCCI-DI çalışma konumu için literatürde sonuçları detaylı olarak mevcut olmayan ön ısıtma

80 53 sıcaklığı ve EGR uygulamasının vuruntu oluşumu, motorun düzenli çalışma durumu, yanma başlangıcı, yanmadaki faz değişimi ve NO x -duman zıt eğilim karakteristiği üzerine etkileri belirlenmiştir. Tek silindirli, direkt enjeksiyonlu (DI) bir dizel motoruna ön ısıtma, EGR ve port tipi yakıt enjeksiyon sistemi adapte edilerek emme üzerinde değişikliğe gidilmiştir. Yanma başlangıcında tek aşamalı tutuşma göstermesi (düşük sıcaklık oksidasyon- LTO özelliği göstermeyen), yüksek oktan sayısına, düşük kaynama noktası ile yüksek uçuculuğa sahip olması ve ayrıca yenilenebilir yakıt olması nedeniyle, ön karışımlı yakıt olarak etanol seçilmiştir. Motorun HCCI-DI çalışma konumunda, emme zamanı boyunca port tipi yakıt enjeksiyonu ile etanol içeriye alınarak ön karışımlı ve homojen dolgu oluşturulmaktadır. Sıkıştırma zamanı sonunda direkt olarak pilot dizel yakıt enjeksiyonu yapılarak homojen dolgu tutuşturulmaktadır. Deneyler dört farklı motor yüklünde (Tam Yük-16 Nm, %75 Yük-12 Nm, %50 Yük- 8 Nm ve %25 Yük-4 Nm) ve /min sabit motor hızında gerçekleştirilmiştir. Deneysel çalışmaların ilk kısmında, farklı yüklerde sadece ön karışımlı etanol enjeksiyonu arttırılarak deneyler yapılmıştır. Daha sonra EGR oranı (%0-30) ve emme dolgusunun ön ısıtılmasının (20 ve 40 C) motorun düzenli çalışabilme limitlerine, yanma karakteristiğine ve egzoz emisyonlarına etkileri incelenmiştir. Yapılan deneylerin sonucunda, motorun HCCI-DI (kısmi HCCI) konumunda çalıştırılması ile elde edilen bulgular dizel çalışma konumu ile karşılaştırılmıştır.

81 54 3. MATERYAL VE METOT HCCI motorlar konvansiyonel motorlardan farklı ve henüz araştırma safhasında olduğu için, mevcut içten yanmalı motorlar üzerinde değişikliklere gidilerek HCCI çalışma şartları daha çok laboratuar ortamında oluşturulmaktadır. Bu çalışmada, tek silindirli bir dizel motoruna ön ısıtma, EGR ve port tipi yakıt enjeksiyon sistemi adapte edilerek emme üzerinde değişikliğe gidilmiştir. Motor yükleme donanımı olarak Cussons marka P8160 tipi motor deney düzeneği kullanılmıştır. İndikatör sistemi; Cussons marka P4100 model yanma analiz cihazı, AVL marka 3009 model şarj amplifikatörü, AVL marka sensörler ve National Instruments marka veri aktarım kartı ile enkoderden oluşmaktadır. Sistemden elde edilen ham veriler, hazırlanan bilgisayar kodu ile işlenerek motor performansı ve yanma analizi yapılmıştır. Egzoz emisyonlarının ölçümü, Environnement-SA marka EGAS-2M model analitik emisyon ölçüm sistemi ile yapılmıştır. Şekil 3.1 de deney düzeneği şematik olarak görülmektedir. Deneysel çalışmalar Gazi Üniversitesi, Teknoloji Fakültesi, Otomotiv Mühendisliği Bölümü, İçten Yanmalı Motorlar Test Laboratuarı nda yapılmıştır. 1- Deney Motoru 2- DC dinamometre 3- Port tipi yakıt enjeksiyon sistemi ve yakıt hattı 4- ECU, 5-Dizel yakıt enjeksiyon sistemi ve yakıt hattı 6- Hassas Terazi 7- Ön ısıtma 8- Laminer akış metre 9-EGR hattı ve kelebek valfler 10- Silindir basınç sensörü 11- Yanma analiz cihazı 12- Dizel yakıt hat basınç sensörü 13- Hat basınç sensörü amplifikatörü 14- Enkoder 15- Bilgisayar ve veri aktarım kartı 16- Emisyon ölçüm sistemi 17- Emisyon örnek alma sistemi 18- Isıtmalı emisyon örnekleme hattı 19-EGR örnekleme hattı 20- Fonksiyon gazları (N 2, O 2, H 2 /He) ve Span Gazları (C 3 H 8, CO 2,CO, O 2 ) 21- Opazimetre. Şekil 3.1. Deney sisteminin şematik görünümü

82 Deney Motoru ve Donanımları Deney motoru Deneylerde tek silindirli, direkt enjeksiyonlu (DI) bir dizel motoru kullanılmıştır. Motorun HCCI-DI konumunda çalışabilmesi amacıyla üzerinde bazı düzenlemeler yapılmıştır. Bu çalışmada kullanılan dizel motorun teknik özellikleri Çizelge 3.1 de verilmiştir. Çizelge 3.1. Deney motorunun teknik özellikleri Marka Antor 6LD400 Motor tipi DI, Dizel motoru Silindir sayısı 1 Silindir çapı [mm] 86 Kursu [mm] 68 Strok hacmi [cm 3 ] 395 Sıkıştırma oranı 18:1 Maksimum motor devri [1/min] 3600 Maksimum motor gücü [kw] 5,4 (3000 d/d da) Maksimum moment [Nm] 19,6 (2200 d/d da) Yanma odası geometrisi Meksika şapkası Enjektörü delik sayısı ve çapı [mm] 4 x 0,24 Enjektör uç açısı 160 Enjektör püskürtme basıncı [bar] 200 Püskürtme avansı ÜÖN dan 24ºKA önce Emme açılma avansı ÜÖN dan 7,5 ºKA önce Supap zamanlaması Emme kapanma gecikmesi AÖN dan 25,5 ºKA sonra Egzoz açılma avansı AÖN dan 21 ºKA önce Egzoz kapanma gecikmesi ÜÖN2dan 3 ºKA sonra Port tipi yakıt enjeksiyon sistemi Port tipi yakıt enjeksiyon sisteminin motora adapte edilmesi Homojen karışım teşkil yöntemi harici ve dahili olarak ikiye ayrılmaktadır. Port tipi yakıt enjeksiyon sistemi ile dizel motorunda emme manifoldunda karışım oluşturulabilmekte ve emme zamanı boyunca silindire alınmaktadır. Böylece, harici

83 56 yani silindir dışı ön karışımlı homojen dolgu sağlanabilmektedir. Yapılan çalışmada motorun emme manifoldu yeniden tasarlanmış ve üzerine 3 bar basınca sahip düşük basınçlı port tipi yakıt enjeksiyon sistemi adapte edilmiştir. Şekil 3.2 de görüldüğü gibi port tipi yakıt sistemi elektrikli yakıt pompası, yakıt filtresi, enjektör rampası, basınç regülatörü ve enjektörden oluşmaktadır. Yakıt hattı Enjektör Yakıt Basınç Regülatörü ÜÖN Sensörü Yakıt Fitresi Sürücü Devre Bilgisayar 12 V DC güç kaynağı Yakıt Pompası DC 12 V DC güç kaynağı DC Yakıt Tankı Şekil 3.2. Port tipi yakıt enjeksiyon sisteminin şematik görünümü Yapılan ilk denemelerde, port tipi yakıt enjeksiyon sistemi ile ön karışımlı hava-yakıt dolgusunun oluşturulması sırasında, manifold duvarlarında ve emme portu girişinde yakıt filmi oluşumu gözlenmiştir. Yakıt filmi oluşumu, motorun her bir çevrimi için emme dolgusunun değişimine neden olmaktadır. Bu sebeple motorun çalışmasındaki çevrimsel farkların artışında ilave bir etken olarak ortaya çıkmıştır. Manifold içerisindeki yakıt filmi oluşumunun önüne geçebilmek ve daha homojen bir ön karışımlı dolgu oluşumunu sağlayabilmek için motorun manifoldu (ön karışım odası) yaklaşık 3,5 L hacminde imal edilmiştir. Yakıt enjektörü manifoldun 200 mm uzağına yerleştirilmiştir. Resim 3.1 de tasarımı ve imalatı yapılan manilfold ve port tipi yakıt enjeksiyon sistemi ile deney sistemi görülmektedir.

84 57 DC Dinamometre EGR Hattı Emme Havası Ön Isıtıcısı Port tipi Yakıt Enj. Sis Dizel Yakıt Hat Basınç Sensörü Emme Manifoldu (Ön Karışım Odası) Silindir Basınç Sensörü Enkoder Resim 3.1. Ön karışım odası ve port tipi yakıt enjeksiyon sistemi Port tipi yakıt enjektörünün karakteristiğinin belirlenmesi Enjektörden püskürtülen yakıt miktarı, yakıt basıncı ve enjektörün açık kalma süresine bağlı olmaktadır. Yakıt basıncı, yakıt pompası çıkışında veya yakıt hattında sabit bir değerde tutulmaktadır. Enjektörden püskürtülen yakıtın püskürme basıncı, yakıt basıncı ve manifold içinde meydana gelen basınç düşmesinin toplamına eşittir. Yakıt basıncının yakıt deposu içerisinde bulunan pompanın çıkışında düzenlendiği sistemlerde, manifold içerisindeki vakum ölçülerek enjeksiyon süresinin hesabına dahil edilmektedir. Yakıt basıncının yakıt hattında bir regülatör yardımıyla sabitlendiği sistemlerde ise manifold vakumu regülatöre etki ettirildiğinden yakıtın püskürme basıncı sabit tutulmaktadır. Bu çalışmada kullanılan sistemde yakıt basıncının düzenlenmesi, enjektör rampasında bulunan regülatör ile yakıt hattında yapılmaktadır. Bu nedenle püskürtülen yakıt miktarı enjektörün açık kalma süresine bağlı olmaktadır.

85 58 Port tipi yakıt enjeksiyon sistemlerinde genellikle bobin sargılı solenoid tip enjektörler kullanılmaktadır. Şekil 3.3 de görüldüğü gibi enjektör iğnesi kapalı durumda iken, yay baskı yaparak enjektör iğnesini oturma yüzeyinde tutmaktadır. Elektronik kontrol ünitesinden gelen akım, enjektör bobinine uygulanarak endüviyi harekete geçirmektedir. Böylece enjektör iğnesi oturma yüzeyinden ayrılarak enjektör açılmaya başlamaktadır. Bu yüzden bobin kontrollü solenoidlerden kaynaklanan bir enjektör açılma gecikme zamanı oluşmaktadır. Şekil 3.3. Port tipi yakıt enjektörü Enjektörün açılma gecikmesini karakterize edebilmek için, 12 V çalışma geriliminde enjektör 10 ms süreyle 5000 defa kontrol devresi yardımıyla açılmıştır. Püskürtülen yakıtın kütlesi hassas terazi kullanılarak ölçülmüştür. Püskürtülen yakıt kütlesinden yakıt hacmi hesaplanmıştır. Hesaplanan hacim 5000 e bölünerek 10 ms de püskürtülen yakıt hacmi bulunmuştur. Enjektörün 60 saniye süreyle tam açık bırakılması sonucu ölçekli kap yardımıyla enjektörün debisi belirlenmiş ve 1 ms de püskürtülebilecek yakıt hacmi hesaplanmıştır. 10 ms de püskürtülen yakıt hacmi, 1 ms de püskürtülen yakıt hacmine bölünerek enjektörün gerçek açık kalma süresi hesaplanmıştır. Hesaplanan gerçek açık kalma süresi 10 ms pals genişliği süresinden çıkarılarak enjektörün açılma gecikmesi bulunmuştur. Bu yöntemle her bir çevrim için püskürtülecek yakıt miktarından enjektörün açık kalma süresi hesaplanmıştır. Böylece, deneysel çalışmalarda belirlenen enjeksiyon süresine gecikme süresi eklenerek enjektöre uygulanacak toplam pals genişliği bulunmaktadır [83].

86 59 Port tipi yakıt enjeksiyon sistemi sürücü devresi Resim 3.2 de görülen sürücü devre daha önce karbüratörlü bir motorun yakıt enjeksiyonlu hale dönüştürülmesi amacıyla geliştirilmiştir [83]. Sürücü devre üzerinde Microchip firması tarafından üretilen PIC 18F452 mikrodenetleyicisi kullanılmaktadır. Yakıt enjeksiyon süreleri, programlanabilir sürücü devresine yerleştirilen potansiyometreler ile kontrol edilerek sürücü devre için hazırlanan yazılım programından enjektöre uygulanabilmekte ya da deney sırasında anlık olarak manuel ayarlanabilmektedir. Yakıt sisteminin zaman referans bilgisi için bir Hallefekt sensörü kullanılmakta ve volan üzerinde üst ölü nokta (ÜÖN) belirlenmektedir. Yakıt enjeksiyonu, her bir çevrim için emme zamanı ve iş zamanı boyunca toplam iki kez yapılmaktadır. Bu yüzden piston her ÜÖN ya geldiğinde enjektör açıldığı için hesaplanan açık kalma süresi ikiye bölünmektedir. Resim 3.2. Sürücü devre (ECU) [83] Ön karışım odasına püskürtülen yakıt miktarının belirlenmesi Port tipi yakıt enjeksiyon sisteminde tüketilen yakıt miktarı, enjektörün açık kalma süresi boyunca ön karışım odasına püskürtülen yakıt miktarına göre aşağıdaki gibi belirlenmiştir. t enj ρeth v & enj n Etanol yakıt tüketimi ( g / min) = (3.1)

87 60 Burada; t enj Enjektör açık kalma süresi [ms] ρ Eth Etanol yoğunluğu [g/ml] v& enj Enjektör debisi [ml/min] n Motor hızı [1/min] Enjektörün toplam açık kalma süresi, hesaplanan enjektör açık kalma süresi ile açılma gecikmesinin toplamına eşittir. Enjektör açılma gecikmesi deneylerden önce ölçülmüş ve tüm test süresi boyunca aynı koşullarda (12 V DC besleme gerilimi) sabit kalması sağlanmıştır Pilot dizel yakıt enjeksiyon sistemi Pilot dizel yakıt enjeksiyonu için motorun üzerinde bulunan dizel yakıt enjeksiyon sistemi kullanılmıştır. Dizel yakıt enjeksiyon sistemi müstakil PF (jerk) tipi yakıt enjeksiyon pompası, enjektör, rekor ve esnek bağlantı borularından oluşmaktadır. Pompa, motor bloğunda bulunan eksantrik mili ile tahrik edilmekte ve motor gövdesine bir flanş ile bağlanmıştır. Şekil 3.4 de görüldüğü gibi, enjeksiyon pompası çelikten yapılmış kısa bir enjeksiyon hattı vasıtasıyla klasik bir meme/enjektör kütüğü ve enjektör iğnesi düzeneğine bağlıdır. Sistemde yakıt beslemesi yakıtın kendi ağırlığı ile olmakta ve yakıt besleme pompası bulunmamaktadır. Statik enjeksiyon avans ayarı, enjeksiyon pompasının flanşla motor bloğuna bağlandığı kısımda bulunan ayar şimlerinin kalınlıklarının değiştirilmesi ile yapılmaktadır. Ayar şimlerinin kalınlığının azaltılması durumunda, pompa hareketini bir itici vasıtasıyla eksantrik milinden aldığı için statik enjeksiyon avansı rötara alınmaktadır. Şimlerin kalınlığı arttırıldığında da yakıt enjeksiyonu avansa alınmaktadır. Katalog değerine göre avans değeri ÜÖN dan 24 KA önce olarak, CZ-Sincro marka AN88 model avans tabancası ile kontrol edilerek ayarlanmıştır.

88 61 Şekil 3.4. Pilot dizel yakıt enjeksiyon sisteminin şematik görünümü Dizel yakıt tüketiminin ölçülmesi Dizel yakıt tüketimi 0,1 g hassasiyetine sahip maksimum 8 kg yakıt ölçebilen Ohaus marka GT-8000 model dijital terazi ile g/min olarak kütlesel debisi ölçülmüştür Emme havası ısıtma tertibatı Emme havasının ısıtılması amacıyla, emme manifoldundan önce emme hattına PID sıcaklık kontrollü hava ısıtma sistemi yerleştirilmiştir (Şekil 3.5). Elektrikli ısıtıcının gücü, motorun maksimum devri olan /min de emme havasını 0 C den 120 C ye çıkaracak şekilde aşağıdaki gibi belirlenmiştir. Motorun maksimum devri /min olduğuna göre, 1 çevrimin tamamlanma zamanı; t = = = 0, s c n

89 62 Volümetrik verim 1 kabul edilirse, hava akış oranı; V V& h = = 395 = cm 3 / s t c 0, = 0, m / s Buradan, m& = V&. ρ dan 0, kg / s olur. Kayıplar ihmal edilip ısıtıcının gücü hesaplanırsa; hava W e = m&. C. ΔT den W = 0, , = 1,846 kw olarak bulunur. p e Emme manifoldundaki ısı kayıpları ve yakıtın buharlaşması dikkate alınarak bir kayıp faktörü belirlenirse; We = 1, 2. 1,846 = 2, 215 kw (Kayıp faktörü F = 1, 2 olarak alındığında) olarak kayıp hesaplanır. Sonuç olarak, giriş sıcaklığı 0 C olmadığı için yaklaşık 2 kw lık bir elektrikli ısıtıcı yeterli olabilecektir. Isıtıcı tertibatında Farnam marka, Flow Torch 400 model 100 mm giriş çapında ve 0,5 m uzunluğunda bir hava ısıtıcısı kullanılmıştır. Isıtıcının içersinde, düşük basınç kaybında yüksek hava akışına izin verebilecek şekilde imal edilmiş açık spiral sargılı rezistanslar bulunmaktadır. Motor emme havası sıcaklık kontrolü için ENDA marka ETC9420 model PID sıcaklık kontrol ünitesi, ENDA marka 45 A akım geçiren 3 fazlı solid state röle ve port girişimin hemen yanına yerleştirilen K tipi termokupl kullanılmıştır. Şekil 3.5 de kurulan sistemin şematik resmi görülmektedir.

90 PID Dijital Termostat SSR 230V 3 faz Emme Havası Isıtıcısı Termokupl Hava Girişi Hava Çıkışı Şekil 3.5. Emme havası ısıtıcısının şematik görünümü EGR hattı EGR hattında iki adet valf bulunmaktadır. Bu valflerden birisi egzoz manifoldu üzerindeki EGR hattının ayrılma yeri ile egzoz susturucusu arasına yerleştirilmiştir. Bu şekilde egzoz gazı geri basıncı ayarlanabilmekte ve egzoz gazları EGR hattına yönlendirilebilmektedir. EGR oranının ayarlanabilmesi için ikinci valfin montajı, motorun emme hattındaki hava sönümleme tankı ile motor arasına yapılmıştır. Özellikleri test cihazları ve donanım kısmında anlatılan Environnement SA firması tarafından üretilen EGAS-2M model analitik ham egzoz gazı ölçüm sistemi ile EGR ölçümü yapılmıştır. Cihazın EGR örnekleme hattı probu, motorun emme hattı üzerine bağlanarak EGR oranının ölçümü yapılmıştır. Eş. 3.2 de belirtildiği üzere emme hattı ile egzoz hattındaki CO 2 miktarı oranlanarak EGR oranı belirlenmektedir [50, 52, 55, 84-86]. EGR hattı, fotoğraf üzerinde Resim 3.1 de görülmektedir. CO EGR(%) = CO CO 2emme 2ortam CO 2egzoz 2ortam (%) (%) (3.2)

91 Sıcaklık ölçümü Deney sisteminde sıcaklık ölçümleri NiCr-Ni elemanlı K tipi termokupllar ile yapılmıştır. Termokupllar, motor yağ sıcaklığı ölçümü için karter içersine; emme havası giriş sıcaklıkları için emme portunun 20 mm ötesine; egzoz sıcaklığı ölçümü için ise egzoz portunun 65 mm ötesinde yerleştirilmiştir. K tipi termokuplların ölçüm aralığı C ve hassasiyeti ise 1 C dir. Termokupl çıkışları, dinamometre kontrol panelinde bulunan 10 kanallı Newtronic 97 model dijital sıcaklık göstergesine bağlanmıştır Güç kaynağı Port tipi yakıt enjeksiyon sisteminde bulunan elektrikli yakıt pompası, sürücü devre (ECU) ve silindir basınç sensörünün su soğutma sisteminde bulunan elektrikli pompanın güç beslemesi için New Way marka 350 W gücünde trafosuz (switch mode) 12V DC güç kaynağı kullanılmıştır. 3.2.Test Cihazları ve Donanımları Dinamometre Deneyler, Cussons marka P8160 model tek silindirli motor test düzeneğinde yapılmıştır. Motor test düzeneğinde bulunan rejeneratif DC elektrikli dinamometre, maksimum /min de 10 kw güç absorbe edebilmektedir. Rejeneratif DC dinamometrede bulunan tristör sürücü devresinin mikroişlemci ile kontrolü sayesinde kapalı döngü hız kontrolü yapılabilmekte ve ayrıca dinamometre motor olarak çalıştırılabilmektedir. Dinamometre paneline yerleştirilmiş 10 turlu potansiyometre sayesinde motor hızı hassas olarak ayarlanabilmektedir. Straingauge yük hücresi ile dinamometrenin merkez ekseninden 0,25 m mesafede kuvvet ölçülmektedir. Manyetik pick-up sensör ile dinamometre şaft milinde bulunan dişli teker üzerinden motor hızı ölçülmektedir [87].

92 Laminer hava akış ölçüm sistemi Motorun hava tüketiminin ölçülmesinde Merriam marka laminer akış ölçer kullanılmıştır. Laminer akış sistemi Şekil 3.6 da gösterilmiştir. Laminer akış elemanı, kesite göre eleman boyunca çok ince ve uzun hava kanallarından oluşmaktadır. Bu nedenle kanallarda hava akışı laminer olarak gerçekleşmekte ve laminer akış elemanında meydana gelen basınç farkı havanın debisi ile lineer bir şekilde değişmektedir [88, 89]. Çalışmada kullanılan Z50MC2-4F model laminer akış elemanının karakteristiği Şekil 3.7 de gösterilmiştir. Ek-1 de laminer akış ölçüm elemanının kalibrasyon sonuçları görülmektedir. Sistemde bulunan akış bilgisayarı, laminer akış elemanında meydana gelen basınç farkından hava akışını hesaplamakta ve atmosfer basıncı, ortam sıcaklığı ile bağıl nemi ölçerek hesaplanan değer üzerinde aşağıda açıklandığı şekilde düzeltme yaparak gerçek hava akış değerini bulmaktadır. Akış bilgisayarında bulunan RS 232 bağlantısı sayesinde ölçülen hava akış değerleri bilgisayarda görüntülenebilmekte ve kaydedilebilmektedir. Hava debisinin doğru bir şekilde ölçülebilmesi, emme hattında oluşabilecek dalgalanmanın sönümlenebilmesi için 50L hacminde tank kullanılmış ve laminer akış elemanı tankın hava giriş kısmına bağlanmıştır. Şekil 3.6. Laminer elemanlı akış metrenin şematik görünümü

93 66 Hava akışı [L/min] Hava akışı [feet 3 /min] Hava akışı Basınç farkı [inç H 2 O] 0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0 Basınç farkı [kpa] Şekil 3.7. Laminer akış elemanının karakteristiği [88] Hava debisinin hesaplanması Laminer akış elemanında meydana gelen basınç farkına göre hava debisi, aşağıdaki eşitlikte hesaplanmaktadır [88]. V& h = 376, 7339Δ P = 0,55257 P 2 Δ (3.3) Burada; V & h hava debisi [L/min], Δ P laminer akış elemanının giriş çıkışı arasındaki basınç farkıdır [kpa]. Referans ortam koşulları göz önünde bulundurularak, deneyler sırasında farklı ortam sıcaklığı, basıncı ve nem miktarı değerleri ile hava akış miktarında aşağıdaki gibi düzeltme yapılarak hava tüketimi hesaplanmaktadır [88]. P ref T & ö d = V& ö (3.4) PT ö ref V

94 67 Burada, V & ö Ölçülen hava debisi [L/min], P ref P ö T ö T ref Referans basıncı [101,325 kpa], Deneyin gerçekleştirildiği atmosfer basıncı [kpa), Deneyin gerçekleştirildiği ortam sıcaklığı [K], Referans sıcaklıktır [294,26 K) İndikatör sistemi Şekil 3.8 de şematik resmi görülen, indikatör sistemi silindir basınç sensörü, yakıt hat basınç sensörü, şarj amplifikatörleri, enkoder, veri aktarım kartı ve bilgisayardan oluşmaktadır. Yakıt Hat Basınç Sensörü Yakıt Enjeksiyon Hattı Silindir Basınç Sensörü Amplifikatörler Strain Gauge Amp. Veri Aktarım Sistemi (DAQ) Yakıt Hat Basıncı Piezo şarj Amp. Silindir Basıncı Veri Kaydı (PC) Enkoder Z sinyali (ÜÖN) B sinyali [ KA] Optik-Voltaj Konvertörü Zaman Sinyali TDC 0.36 KA Şekil 3.8. İndikatör sisteminin şematik görünümü [90] Sensörler İndikatör sisteminde, AVL marka, 8QP500c model su soğutmalı quartz silindir basınç sensörü ile AVL marka, SL-31D 2000 model Strain-Gauge yakıt hat basınç sensörü kullanılmıştır. Bu sensörlere ait teknik özellikler Çizelge 3.2 de verilmiştir. Ek-2 de hat basınç sensörüne ait kalibrasyon sonuçları görülmektedir.

95 68 Çizelge 3.2. Sensörlerin teknik özellikleri Özellikler AVL 8QP500c Quartz AVL SL-31D 2000 Strain Gauge Silindir Basınç Sensörü Yakıt Hat Basınç Sensörü Ölçüm aralığı (bar) (bar) Hassasiyeti 11,96 (Pc/bar) 4,5 x 10-4 (mv/vxbar) Lineerlik ±0,6 (%) ± 0,5 (%) Doğal frekans 100 (khz) >100 (khz) Silindir basınç sensörünün montaj şekli ve kapak üzerindeki konumu ölçüm sonuçlarını etkileyen önemli hususlardır [91]. Silindir basınç sensörünün doğal frekansı 100 khz olmasına rağmen, bağlantı adaptörlerinin dar ve uzun olan hava kanalındaki silindir içi gazın osilasyonu sonucu doğal frekansı çok daha küçük (~3-6 khz) olabilmektedir [17]. Bu nedenle silindir basınç sensörünün montajının adaptör ile yapılması durumunda ölçüm sinyallerinde gürültü oluştuğu için sensörün doğrudan montajı (flush-mounting) uygun görülmüştür. Kullanılan deney motorundaki gibi piston oyuğunun eksenden kaçık konumda yer alan durumlarda, oyuk içerisinde sıkışan havanın akışı zamana ve mesafeye bağlı olarak değişim göstermekte ve silindir içerisindeki gazlar ile piston oyuğu içerisindeki gazlar farklı frekansta ve şiddette osilasyonlara neden olmaktadır. Bu yüzden Şekil 3.9 da görüldüğü gibi, sensör montaj yeri olarak kısa sıkıştırma boşluk tarafı daha uygun ölçüm sonuçları vermektedir [91]. Silindir Basıncı [bar] Şekil 3.9. Silindir basınç sensörünün piston kenarı ve oyuğu tarafına yerleşiminin ölçüm sonuçlarına etkisi [91]

96 69 Bu doğrultuda, silindir kapağının ön tarafına denk düşen ve dizel yakıt enjektörün hemen arkasında kalan alan, sensörün şok dalgalarından en az etkilemesi ve silindir kapağına kolayca montajının yapılabilmesi için uygun bulunmuştur [90]. Silindir kapağına sensörün montajının yapılabilmesi için freze tezgahında işleme tabi tutulmuştur. Resim 3.3 de görüldüğü gibi belirlenen yerde enjektöre paralel olarak soğutma kanatları frezelenerek sensöre yer açılmıştır. Daha sonra yanma odası şekli ve enjektöre paralel olarak sensöre uygun şekilde delik delinerek kılavuz ile diş açılmıştır. Hazırlanan kapak motora bağlandıktan sonra uygun sıkma torku ile silindir basınç sensörünün direkt olarak montajı yapılmıştır. Sensör Bağlantısı Enjektör Yuvası Sensör Bağlantısı Enjektör Yuvası Resim 3.3. Silindir basınç sensörünün silindir kapağındaki konumu Şekil 3.10 da görülen hat basınç sensörü için katalogunda belirtilen özelliklerde bir bağlantı adaptörü imal edilmiştir. Daha sonra enjektör yakıt hattı rekoru kesilerek imal edilen adaptör üzerine kaynak ile bağlantıları yapılmıştır. Uygun sıkma torku ile sensörün adaptöre montajı yapılmıştır. Şarj amplifikatörleri Silindir basıncının ölçümü için Resim 3.4 de görülen Cussons P4110 model yanma analiz cihazında bulunan piezo elektrik kanalı ve dizel yakıt hat basıncının ölçümü

97 70 için AVL 3009 A04 şarj amplifikatörü kullanılmıştır. Şarj amplifikatörlerinin teknik özellikleri Çizelge 3.3 ve 3.4 de görülmektedir. 15 (Min.) 0.8 A 1 9 M10x1 Şekil Dizel yakıt hat basınç sensörünün adaptör ile montajı Quartz sensörde oluşan elektrik şarjı için yanma analiz cihazında bulunan piezo elektrik kanalında gerekli ayarları yapılarak amplifikatörden maksimum çıkışı 10 bar/v a yükselecek şekilde ayarları yapılmıştır. Böylece sensörün maksimum basınç değeri 150 bar için +10V gerilim değeri elde edilmektedir. AVL SL31D-2000 model yakıt hat basınç sensörü, AVL 3009 A04 şarj amplifikatörü ile +4V uyarım gerilimi ile beslenmektedir.sensör, amplifikatör ve veri aktarım kartı bağlantıları yapıldıktan sonra cihazlar 10 dakika boyunca çalıştırılmıştır. Sistem boşta iken amplifikatörün sıfırlama ayarı yapılmıştır. Daha sonra kalibrasyon faktör ayarları katalog ayarlarına göre yapılmıştır. Son olarak, sistemden en az gürültülü ve net bir sinyal alınabilmesi için şarj amplifikatöründe düşük filtre geçirme sıklığı 100 khz olarak ayarlanmıştır.

98 71 Resim 3.4. Cussons P4110 indikatör cihazı ve AVL 3009 A04 şarj amplifikatörü Çizelge 3.3. Strain-Gauge şarj amplifikatörünün teknik özellikleri Özellikler AVL 3009 çok amaçlı şarj amplifikatörü Kanal sayısı 2 Köprü besleme gerilimi 0,001 V 9,999 V Sabit akım beslemesi 0,001 ma 9,999V Amplifikatör faktörü x1 x5000 Lineerlik < ± 0,01% Frekans aralığı khz Çıkış voltaj aralığı -10 V V Çizelge 3.4. Piezo şarj amplifikatörünün teknik özellikleri [92] Özellikler Cussons P4110 model yanma analiz cihazı Piezo kanalı teknik özellikleri Transducer giriş resistansı > ohm (uzun zaman sabitesi durumunda) ohm (kısa zaman sabitesi durumunda) Amplifikatör kazanç faktörü mv/pc Ölçüm aralığı ayarları bar/v Span ayarı X1- X11 ± %1 Filtre (-3 db de alçak geçirgen filtre) 4 khz-180 khz e kadar ± %2 Maksimum şarj kayması (uzun zaman sabitesinde) < 0,2 pc/s Lineerlik < %0,05 Çıkış voltaj aralığı Maksimum +11 V Filtreleme (düşük bant geçirgende 3 db) 4 KHz- 180 KHz

99 72 Enkoder Krank açısı konumu, Çizelge 3.5 de teknik özellikleri görülen Koyo marka TRD J1000-RZ model artırımlı (incremental) enkoder ile belirlenmiştir. Enkoderin bir turunda 1000 pals üretilmektedir. Enkoderden alınan Z sinyali ÜÖN yı ve B sinyalleri ise krank açısını belirtmektedir. Yapılacak analizler açısından, enkoderin krank miline doğru bir şekilde eşlenmesi çok önem arz etmektedir. Krank açısında 1-2 derecelik sapma olması durumunda imep değerinde %5, ısı yayılımı analizinde %7-8 kadar sapmalara neden olabilmektedir [17, 89, 91]. Enkoder motor çıkış miline elastik bağlantı kaplini ile bağlanmıştır. Yukarıda anlatılan nedenlerden dolayı motorun ÜÖN sı bir komparatör ile piston üzerinden hassas olarak belirlenmiştir. Daha sonra enkoder ile veri aktarım kartı bağlantıları yapılarak Z çıkış sinyalinden +5V alınmaya başlanıldığı anda kaplin üzerindeki cıvatalar motorun miline sabitlenmiştir. Böylece, motor ile doğru bir şekilde eşleme yapılarak enkoderin Z sinyali ile motorun ÜÖN sı üst üste çakıştırılmıştır. Çizelge 3.5. Enkoderin teknik özellikleri Gövde ve mil çapı 50 ve 8 mm Ölçüm prensibi Optik Besleme şekli 5 V DC Çıkış Line Driver Tur başına pals sayısı 1000 Çıkış Sinyal formatı İndeks sinyali ile çeyrek evrede Çift Kare Dalga Çıkış sinyalindeki pitch hatası ±0,0036 Frekans 200 khz Faz kayması 25±%12,5 Çıkış sinyali artış ve düşüş zamanı 1μs (kablo uzunluğu 1 m için) Maksimum çalışma Hızı /min Çalışma sıcaklığı -10 ~ +70 C

100 73 Veri Aktarım kartı Oluşturulan indikatör sisteminde, teknik özellikleri Çizelge 3.6 da görülen National Instruments USB 6259 veri toplama kartı kullanılarak analog basınç sinyalleri, ÜÖN ve krank açısı sinyalleri dijital olarak ortama kayıtları yapılmıştır. İndikatör sistemi elemanları ve bağlantıları Resim 3.5 de görülmektedir. Veri aktarım şekli sürekli konumda ve 100 khz sıklığında ayarlanmıştır. Zaman sayacı olarak enkoderin Z ve B sinyalleri kullanılmıştır. Şekil 3.11 de görüldüğü üzere, ölçümler triger modunda Z sinyali ile başlamakta ve enkoderin B sinyallerine göre motorun her bir turu için 1000 adet değer alınmaktadır. Böylece şarj amplifikatörlerinden elde edilen analog sinyallerin dijital ortama kayıtları 0,36 KA çözünürlüğünde yapılmıştır. Resim 3.5. Sensörlerin bağlantısı

101 74 Çizelge 3.6. Veri aktarım kartının teknik özellikleri Özellikler Örnekleme hızı Kanal sayısı Çözünürlük National Instruments 6259 USB 1,25 ms/s giriş 2,86 Ms/s çıkış 32 adet giriş 4 adet analog çıkış 48 adet dijital giriş/çıkış 16 bit giriş/çıkış çözünürlüğü 32 bit 2 sayıcı/zamanlayıcı Şekil Silindir basıncı ölçüm prensibi Egzoz gazı örnekleme ve emisyon analiz cihazları Egzoz gazlarından THC, NO x, O 2, CO 2, CO emisyon ölçümleri, Environnement SA firması tarafından üretilen EGAS-2M model analitik ham egzoz gazı ölçüm sistemi ile yapılmıştır. Egzoz gaz analiz sistemi ile egzoz gaz örnekleme kısmı şematik diyagram olarak Şekil 3.12 de görülmektedir. Sistemin 19 rack kabininde farklı

102 75 prensiplere göre ölçüm yapan aşağıda belirtilen üç adet analizör bulunmaktadır; Bu analizörler sırasıyla; Isıtmalı alev iyonizasyon (HFID-Heated Flame Ionization Detector) prensibine göre THC (toplam hidrokarbon) ölçümü yapan GRAPHITE 52M, Isıtmalı kimyasal ışıma (HCLD-Heated Chemical Luminescence Detector) prensibine göre NO x -NO ölçümü yapan TOPAZE 32M, Saçınımsız kızılötesi ışıma (NDIR-Non Dispersive Infrared) prensibine göre CO-CO 2 ile paramanyetik prensibine göre O 2 ölçümü yapan MIR 2M model analiz cihazlarıdır. INOX Filitre 2 Mikron Mobil Gaz Örnekleme Arabası (MICA 2M) Analizör Kabini (19" rack kabin) Isıtmalı Örnekleme Hattı 3m EGR Örnekleme Hattı Isıtmalı Örnekleme Pompası MVC Elekt. Kutu Vakum Pompası EGR Pompası Politüp (+RS232) Graphite 52M Isıtmalı (THC) Topaze 32M Isıtmalı (NO/NO x ) MIR 2M Soğutmalı (CO/CO 2 /O 2 ) CO 2 EGR SAM 32M Swich Konvertör RS/RJ45 UPS Soğutma Grubu Şekil Egzoz gaz ölçüm sisteminin şematik görünümü Analizörlerin çalışma aralıkları ve teknik özellikleri Çizelge 3.7 de görülmektedir. Çizelgede de görüldüğü üzere, HCCI çalışmasında NO x ölçümü için gerekli olan ölçüm aralığı ve hassasiyeti oldukça düşüktür. Gaz örnekleme sistemi; ısıtmalı egzoz gaz hattı, ısıtmalı pompa, filtreler, geri hava üfleme ve hattın kontrolünün yapılabilmesi için gerekli selenoid valflerden oluşmaktadır. Örnek alma probu egzoz portunun 150 mm uzağına yerleştirilmiştir. Paslanmaz çelikten yapılmış örnek alma probu üzerinde 2µ kalınlığında INOX filtre bulunmaktadır. Egzoz gazı hatta pompa ile çekilip selonoid valfler aracılığı ile analizörlere gönderilmektedir. Örnek alma hattındaki gaz basıncı, analizörlerin katalog değerlerinde belirtilen sabit referans

103 76 basınca göre dengelenmektedir. Böylece analizörlerin basınca karşı hassasiyeti giderilmektedir. Ölçümlerin hassasiyetini artırmak için örnek alma sisteminde bulunan gazın debisi, her bir analizör için gerekli olan ortalama debiye göre ayarlanmakta ve sürekli sabit tutulmaktadır. THC ve NO x ölçümleri için egzoz gaz örneği ısıtmalı prob ile alınmakta ve hat 191 C de sabit ısıtılmaktadır. Böylece hattaki numune gazın içeriğindeki su buharı ve ağır hidrokarbonların yoğunlaşmasına engel olunmaktadır. CO-CO 2 -O 2 ölçümleri için ısıtmalı örnekleme hattından alınan egzoz gazı analizöre yönlendirilmeden önce kompresör tipi soğutucu ile +3 C ye soğutulmakta ve yoğuşan su buharının tahliyesi yapılmaktadır. Böylece CO-CO 2 -O 2 ölçümleri için egzoz gazı soğutulmuş kuru bazda egzoz gaz numunesi ile yapılmaktadır. Ayrıca EGR ölçümü için MIR 2M analiz cihazında ikinci bir CO 2 örnekleme hattı bulunmaktadır. Deneylerden önce, tüm egzoz gaz örnekleme hattı ve analizörler nitrojen gazı ile temizlenmiştir. Daha sonra, Ek-3 de özellikleri verilen span gazları kullanılarak analizörlerin kalibrasyonları yapılmış ve kontrol edilmiştir. Kalibrasyon sonuçları Ek-4 de görülmektedir. Deneyler esnasında ve her bir ölçüm sonrasında, gaz örnekleme sistemi ile analizörlerin içinde kalan egzoz gaz emisyonları analizörlerde sıfır değeri görülünceye kadar sistem tarafından hava ile temizlenmektedir. Çizelge 3.7. Egzoz gaz ölçüm sisteminin teknik özellikleri [85] Model GRAPHITE 52M TOPAZE 32M MIR 2M Ölçülen gazlar THC (Islak) NO-NO x (Islak) CO-CO 2 -O 2 (kuru) Ölçüm Prensibi HFID HCLD NDIR-Paramanyetik Lineerlik* < %1 < %1 < %1 Ölçüm Aralığı *Tam skalanın %10-90 arasında ** (0-10 ppm için) 0-10/30000 ppm 0-10/10000 ppm 0-500/10000ppm (CO) 0-1/20 % (CO 2 ) 0-5/25 % (O 2 ) En düşük ölçüm** 0.05 ppm 0.1 ppm <2% (Tam Skala için) Tepki Süresi (T90 s) <1.5 s <2 s <2 s Duman ölçümü, AVL 4000 DiSmoke model kısmi akışlı opazimetre kullanılarak yapılmıştır. Cihazın teknik özellikleri Çizelge 3.8 de verilmiştir.

104 77 Çizelge 3.8. Duman ölçüm cihazının teknik özellikleri Model AVL DiSmoke 4000 Duman ölçüm cihazı Ölçüm Prensibi Kısmi akışlı Duman Ölçer Opazite % ölçüm aralığı Doğruluk %0.1 K Değeri 0-99,99 m -1 0,01 m Ölçüm Verilerinin Değerlendirilmesi Silindir basınç verilerinin ön değerlendirilmesi Veri aktarım kartının VI-logger (NI-DAQ mx ) programı ile indikatör sisteminden alınan ölçümler, ASCII formatında ham veri olarak bilgisayara kayıt edilmektedir. Elde edilen bu ham verileri deneylerden sonra işleyerek yapılacak analizler için hazır hale getiren ve daha sonra detaylı yanma analizinin yapılmasında kullanılan program ve alt programlar MATLAB ile hazırlanmıştır. Ölçülen silindir basınç sinyallerinin analiz işlemleri için hazır hale getirilmesi Piezo elektrik sensörlerin lineerliğinin oldukça yüksek olmasına rağmen, Şekil 3.13 de görüldüğü gibi testler sırasında ölçülen ham verilerde zamana bağlı olarak bir takım farklılıklar gerçekleşebilmekte ve oluşan bu farklılıkların ortadan kaldırarak işlenebilir hale getirilmesi gerekmektedir. Bu düzeltmeleri yaparken dikkat edilmesi gereken temel olarak üç durum ortaya çıkmakta ve bunlar sırasıyla; ölçüm sırasında oluşan sinyal kayması (charge drift), ölçülen sinyallerin referans basınca göre ayarı ve ölçümlerde ÜÖN nın hassas olarak belirlenmesidir. Silindir içerisinde ani sıcaklık değişimlerine bağlı termal stresin artması durumunda, sensör ile amplifikatör bağlantı hattı üzerinde oluşabilecek gürültü ya da hat üzerinde kalan elektrik yükü ile basınç sensöründen gelen yük üst üste çakıştığı durumlarda zamana bağlı olarak sinyallerde kaymaya (charge drift) neden olabilmektedir [89, 90, 93]. Bahsedilen bu gürültülerin kaynakları arasında elektriksel bağlantılar ile kabloların yalıtımı gibi faktörlerin de etkisi bulunmaktadır. Bu sebeple sistemin

105 78 elektriksel bağlantılarında, yüksek izolasyon direncine sahip (>10 10 Mohm/cm) ve çevredeki manyetik etkilerden etkilenmeyen (gürültü seviyesi 10 pc olan) özel yalıtımlı kablolar ve bağlantı elemanları kullanılmaktadır [92]. Kullanım sırasında kabloların yağ, nem ve kirden uzak tutulması gerekmektedir. Ayrıca cihaz üzerinde şarj giriş yükünün ve yapılan ayar kalibrasyonunun sonucunda amplifikatör çıkış geriliminin durumunu belirten uyarı LED leri bulunmaktadır. Hattaki yük miktarı ±100 mv u geçtiğinde bu LED ler uyarı vermekte ve amplifikatörün özel topraklama devresi ile operatör tarafından manuel olarak deşarj edilmektedir [89, 92]. 5 Silindir basıncı [Volt] Verilerde kayma (Charge Drift) Veri Sayısı x 1000 Silindir basıncı [Volt] 0,3 0,2 0,1 0,0-0,1 Silindir basıncı [Volt] 0,6 0,4 0,2 0,0-0, Veri Sayısı x Veri Sayısı x 1000 Şekil Ham silindir basıncı değerlerinde zamana bağlı olarak oluşan kayma Piezo şarj amplifikatörünün ayarlarında bulunan uzun ve kısa zaman sabiti seçenekleri ile amplifikatör giriş empedansları değiştirilebilmektedir [89]. Amplifikatör kısa zaman sabiti (short time constant) ile çalıştırıldığında, şarj giriş karakteristiği AC kuplaj özelliği göstermektedir. Bu durumda şarj giriş voltajındaki

106 79 kayma (input offset) amplifikatör tarafından sürekli olarak kompanze edilmektedir ve belli bir limit değerinde sınırlanabilmektedir. Fakat kısa zaman sabitesi yüksek geçirgen filtre gibi davranmakta ve düşük frekanstaki sinyalleri elimine etmektedir [94]. Bu seçenek diferansiyel basınç ölçümü için daha uygun olmaktadır [92]. Yapılan çalışmalarda uzun zaman sabiti (long time constant) seçeneği kullanılmıştır. Bu durumda amplifikatör şarj giriş karakteristiği DC kuplaj özelliği göstermektedir. Böylece düşük frekanstaki sinyaller geçirilmekte fakat bu seçenekte zamana bağlı olarak sinyallerde kayma (drift) meydana gelmektedir [89, 92, 94]. Bu ölçüm konumu quasi-statik basınç ölçümleri için olduğu kadar dinamik basınç ölçümleri içinde kullanılabilmektedir [92, 94]. Şekil 3.14 de görüldüğü üzere, her bir çevrim için 2000 adet basınç verisi alınmaktadır. Şeklin alt tarafında tam bir çevrim için oluşan kayma görülmektedir. Bu fark, 2000 adet noktada alınan basınç değerlerinin her birinin kaymasının üst üste gelmesi ile oluşan kümülatif değerdir. Her bir düğüm noktasının ağırlığına göre oranlama yapılarak ilk değerden çıkarılması ile her bir çevrim için kayma miktarında düzeltme yapılmaktadır. Genişleme zamanı sonunda silindir basınç değerinin sıfırdan sapması (span değeri) Şekil 3.14 de en alttaki şeklin solunda görülmektedir. Bu çalışmada piston AÖN da iken silindir içi mutlak basınç değeri yaklaşık olarak atmosferik değere eşitlenmiştir. Daha sonra 50 adet ardışık çevrimin düzeltmeleri yapılmış ve analizler için ortalaması alınmıştır. Enkoderin motora eşlenmesinde dikkat edilen hususlara rağmen, çok küçük krank açısı çözünürlüğünde ölçüm alındığı için ÜÖN da tam olarak eşleme yapılması mümkün olamamakta ve yazılımsal olarak da kontrol edilmesi gerekmektedir. Bunun için test motoru önce çalıştırılarak ısıtılmış ve daha sonra dizel yakıt enjeksiyonu iptal edilerek dinamometre motor olarak çalıştırılarak dinamik ÜÖN belirlenmiştir [64]. Bu durumda elde edilen basınç eğrisinin türevine bakıldığında, ÜÖN da sıfır olması gerekirken kaçıklığın olduğu Şekil 3.15 de görülmektedir.

107 80 Silindir Basıncı [Volt] AÖN Silindir Basıncı [Volt] Ölü nokta [Volt] ÜÖN AÖN 2000 Data 0,03 Silindir Basıncı [Volt] 0,00-0,03-0,06-0,09-0,12-0,15-0,18 Sıfırdan Sapma Kayma Miktarı Şekil Ham verilerde oluşan kayma ve sıfırdan sapma 1,5 1,0 dp/dθ [bar/ KA] 0,5 0,0-0,5-1,0-1,5 Sadece Hava ÜÖN daki Kaçıklık ÜÖN Krank Açısı [ KA] Şekil Dinamik ÜÖN nın belirlenmesi Maksimum silindir basıncı ve basınç artış oranının belirlenmesi Yapılan analizde, ortalaması alınan 50 adet ardışık çevrimden elde edilen silindir basıncı verilerinin maksimum değeri ile krank açı konumu, basınç artış oranı ile yeri

108 81 belirlenmektedir. İçten yanmalı motorlarda aşırı vuruntunun 10 bar/ KA değerine ulaşıldığında meydana geldiği belirtilmektedir. [4-6, 14, 37, 55, 60, 62]. Yapılan analiz programı ile krank açısına karşılık gelen basınç artış oranı tespit edilebilmekte ve vuruntu miktarının belirlenebilmesi mümkün olabilmektedir Politropik indeksin belirlenmesi Sıkıştırma işlemi boyunca silindir içi dolgunun politropik indeks değişiminin incelenmesi ile ön karışımlı yakıt oranının değişiminin silindir içi dolgunun termodinamik özellikleri üzerine etkisi belirlenebilmektedir. Bunun dışında politropik indeks değişimi sıkıştırma ve genişleme zamanı boyunca sabit kalmakta ve yanma işlemi boyunca değişmektedir. Yanma başlangıcı ve bitiş konumları da politropik indeks değişimleri ile belirlenebilmektedir. Politropik sıkıştırma ve genişleme aşağıdaki gibi ifade edilmektedir. n PV c c (3.5) Bu ifadenin Eş. 3.6 daki gibi diferansiyeli alınarak politropik indeksin değişimi bulunabilir. nc 1 nc npv c dv V dp VdP + = 0 n c = (3.6) PdV Pilot dizel yakıt enjeksiyonu ve tutuşma zamanlamasının belirlenmesi Silindir basınç verileri ile birlikte, dizel yakıt hat basıncındaki değişimlerde kayıt edilmektedir. Bu verilerinde silindir basınç değerlerindeki gibi aynı ardışık çevrim sayısı için ortalaması alınmaktadır. Bu ölçümlerde kullanılan sensör, Strengeyç (strain gauge) tipindedir ve bu sensöre göre uygun AVL marka 3009 model şarj amplifikatörü kullanılmaktadır. Yukarıda anlatıldığı gibi, Piezo elektrik tipinde ve ölçüm donanımında karşılaşıldığı gibi kayma meydana gelmemekte, sadece sensörün

109 82 doğal verdiği hata değerinde (lineerlik ve sıcaklığa bağlı değişim gibi.) kaymalar olabilmektedir. Bu hatalar oldukça küçük miktarda tutulmakta ve sonucu etkilemektedir. Şekil 3.16 da görüldüğü üzere hat basıncı enjeksiyon açılma değerine ulaştığı anda dizel yakıt enjeksiyonu başlamış olmaktadır. Bu periyodun başlangıcı krank açısı olarak belirlenebilmektedir. Tutuşma zamanı için ise ısı yayılım oranının pozitife geçtiği kısım olarak ya da silindir basınç verilerinin 2. türevinin sıfır olduğu nokta olarak tanımlanabilmektedir. Dizel Yakıt Hat Basıncı [bar] Statik Enjeksiyon Zamanı Enjektör Açılma Basıncı Yakıt Enjeksiyon süresi Silindiriçi Basınc değeri Yakıt Enjeksiyon sonu ÜÖN Krank Açısı [ KA] Dinamik Enjeksiyon Zamanı Şekil Pilot dizel yakıtı için statik ve dinamik enjeksiyon zamanlarının belirlenmesi İndike ortalama efektif basıncın hesaplanılması imep değeri, silindir sayısına, hacmine ve motor hızına bağlı olmadığından, motor veriminin belirlenmesinde temel bir parametredir [84]. Aşağıda belirtildiği gibi, elde edilen kapalı indikatör diyagramının altındaki alandan çevrim boyunca pistona yapılan iş Eş. 3.7 kullanılarak bulunmaktadır [53, 84, 89, 93]. Hesaplanan iş kurs hacmine bölünerek (Eş. 3.8) kurs boyunca etkidiği düşünülen sabit basınç değeri (imep) bulunmaktadır. Şekil 3.17 de açık ve kapalı indikatör diyagramlarına yapılan iş görülmektedir. Wc = PdV (3.7)

110 83 imep W V c =, V d (Kurs hacmi) (3.8) d Motor performans parametrelerinin belirlenmesi İndike ortalama basınç değeri kullanılarak motor performans parametrelerinden özgül yakıt tüketimi ve termik veriminin indike değerleri aşağıdaki gibi hesaplanmıştır [37, 55, 84]. Şekil Kapalı ve açık indikatör diyagramı ve çevrim boyunca yapılan iş imep Vd ηt ( ΙΤΕ ) = ( m& Q ) + ( m& Q Diz LHV Eth LHV ) Diz Eth (3.9) ( m + ) ( ) = & & Diz meth bi ISFC imep n V i d (3.10) Burada; imep & Diz & Eth indike ortalama efektif basınç, m ve m dizel ve etanolün kütlesel debisi, QLHV Diz ve Q LHV Eth dizel ve etanol için alt ısıl değeri, V d n kurs hacmi, motor hızı

111 84 i=0,5 4 zamanlı motor için her bir devirdeki iş yapan çevrim sayısıdır Çevrimsel farklılıkların analizi Belirli sayıda ardışık çevrimin aralarındaki farklılıkların incelenmesi ile motorun düzenli çalışıp çalışmadığı belirlenebilmektedir. Çevrimsel farklılıklar ile motorun tekleme ya da çiğ atma sınırları belirlenebilmektedir. İndike efektif basıncın çevrimsel farklılıklara göre değişiminin incelenmesi ile motorun performans kararlılığı, maksimum silindir basıncının değişimlerinin incelenmesi ile yanmanın kararlılığı belirlenebilmektedir. Böylece motorun çalışma şekli ile ilgili yukarıda bahsedilen durumlara karar verilebilmektedir. Çevrimsel farklılıkların ifade edilmesinde varyans katsayısı (COV-Coefficient of Variation) yaygın olarak kullanılmaktadır. Ardışık alınan çevrim verilerinin standart sapma değeri bulunmakta ve ortalama değere bölünüp 100 ile çarpılarak aşağıda ifade edildiği gibi varyans katsayısı, hesaplanmaktadır [19, 35, 37, 53, 55, 59, 62, 93]. İndike ortalama efektif basınç için varyans katsayısının belirlenmesi: COV imep σ imep = 100 (3.11) ort( imep) Maksimum silindir basıncı için varyans katsayısının belirlenmesi: σ P COV maks P = 100 (3.12) maks ort( P maks ) Standart sapma ise aşağıdaki gibi hesaplanmaktadır. σ = { ( x 2 x ) n } (3.13)

112 85 Burada; x değerler (imep ya da P maks ) x çevrim sayısı kadar olan değerlerin ortalaması n çevrim sayısı. Ortalama değerde aşağıdaki gibi hesaplanmaktadır: x x = (3.14) n Isı yayılım analizi Şekil 3.18 de görüldüğü gibi bazı kabuller yapılarak, tek bölgeli bir yanma modeli ile Termodinamiğin 1. Kanunu, yanma odasına uygulanarak, yanma süresi boyunca yanan yakıtın kimyasal enerjisinin hangi orada açığa çıktığı (rate of heat release analysis) aşağıdaki gibi belirlenebilmektedir [14]. Açık sistemler için Termodinamiğin 1. Kanunu zamana bağlı diferansiyel formu Eş de görülmektedir. Şekil Tek bölgeli yanma modeli

113 86 dq dw du + = dt dt dt mh i i (Termodinamiğin 1. Kanunu) (3.15) i Burada; dq dt dw dt Sistem sınırlarına doğru birim zamanda transfer olan ısı, Krank-biyel mekanizması ile sistem sınırlarının değişimi ile yapılan iştir, m Sistem sınırlarında giren ve çıkan kütle miktarını temsil etmektedir, h i Sistem sınırları içerisine giren ve çıkan kütlenin entalpi değeridir, U Sistem sınırları içerisinde kalan dolgunun (yakıt, hava ve egzoz gazları) iç enerjisidir. Sistem sınırları boyunca yapılan iş dw dt Termodinamiğin 1. kanunu aşağıdaki gibi olur. = P dv olarak denklemde yerine konulursa dt dq dv du P + = dt dt dt mh i i (3.16) i Aşağıdaki problemler, bu eşitliğin içten yanmalı motorlarda yanma işleminde uygulanmasını zorlaştırmaktadır. Yakıt silindir içersine port tipi yakıt enjeksiyonu ile ve/veya direkt dizel yakıt enjeksiyonu ile birlikte alınmaktadır. Sıvı yakıt silindir içerisine girmekte, buharlaşma ve karışma sonucunda yakıt/hava karışımını oluşturmaktadır. Fakat bu olaylar meydana gelirken sürecin her anında yakıt-hava karışımı üniform bir şekilde oluşmamaktadır. Bu işlem tam olarak yarı kararlı bir süreç değildir. Bir önceki çevrimden kalan yanmış gazların oranı tam olarak bilinememektedir. Isı transferindeki tahminlerde bazı düzeltme faktörlerine rağmen hassasiyeti tam olarak tanımlanamamaktadır. Silindir cidar bölgelerinde (piston segmanları ile piston ve silindir duvarları arasında kalan hacimde) bulunan gazlar soğuyarak sıcaklıkları silindir cidar sıcaklığına yaklaşmaktadır. Böylece yoğunlukları artarak ısı transfer oranını artırmaktadır. Bu bahsedilen hacim içerisinde dikkate

114 87 alınabilecek dolgu bulunmakta ve yanma odasının diğer bölgelerinde farklı olmaktadır. Bahsedilen bu durumlar için aşağıda sıralanan kabuller yapılmıştır: Tek bölgeli modelde, silindir hacmindeki ortalama değerlere göre ısı yayılımı tanımlanmaktadır. Silindir içerisindeki dolgunun termodinamik ve kimyasal olarak dengede olduğu kabul edilmiştir. Silindir içerisindeki dolgu yani yakıt buharı ve yanma ürünlerinin ideal gaz özellikleri gösterdiği kabul edilmiştir. Piston, segman ve silindir duvarlarından kartere olan dolgu kaçakları ihmal edilmiştir. Silindir içerisindeki dolgu, Eş da görüldüğü gibi açık sistem için yazılmıştır. Emme supabı kapanma zamanı ile egzoz supabı açılma başlangıcına kadar olan zaman aralığında yanma odasına Termodinamiğin 1. kanununa göre tek bölgeli yanma modeli uygulandığında, yalnızca içeriye püskürtülen yakıt ile kartere sızan gazlar sistem sınırlarından geçebilmekte ve Eş deki diferansiyel form elde edilmektedir. Bu durumda, piston, segman ve silindir duvarlarındaki sızıntılar ihmal edildiği takdirde eşitlik aşağıdaki gibi olur. dq P dv + m& du fhf = (3.17) dt dt dt Eş kullanılarak yanma analizi yapılmaktadır. Analizde silindir içi dolgunun yanma sürecinde her an için uniform bir sıcaklığa sahip olduğu kabul edilmektedir. Eğer U ve h f silindir içersindeki dolgunun iç enerji değişimlerine ve içeriye alınan yakıtın entalpisine bağlı olarak alınırsa, dq dt yakıtın yanmasından dolayı açığa çıkan ısı ile sistemden dışarıya olan ısı transferinin farkına dönüşmektedir. alındığında eşitlik aşağıdaki şekle dönüşür. h f, s 0 olarak

115 88 dq dv du P = (3.18) dt dt dt Net ısı yayılım oranı dqnet dt, toplam ısı yayılımı dq gr dt ile silindir duvarlarına ısı dqht transfer oranının ile farkı olup, piston üzerine yapılan iş ile silindir içerisindeki dt dolgunun iç enerji değişiminin oranına eşittir. dq dq net gr dqht dv du s = = P + (3.19) dt dt dt dt dt İç enerji değişimi du dt s dtg = mcv dir. (3.20) dt Silindir içerisindeki dolgu ideal gaz olarak kabul edilirse, eşitlik aşağıdaki gibi olur: dqnet dv dtg = P + mcv (3.21) dt dt dt İdeal gaz kanunundan PV = mrt de üniversal gaz sabiti değişmez olarak kabul g edilerek diferansiyel formu yazılırsa; dp dv dt g PV dm V + P = mr + (3.22) dt dt dt m dθ dm olur. Kartere olan dolgu kaçakları ihmal edilebilir boyutlarda olduğu için 0 dθ kabul edilebilir ve Eş de yerine koyulursa Eş deki gibi olur. Yeniden d zenleme ile Eş elde edilir. dq net cv dv cv dp = 1 P V dt + R + dt R dt (3.23)

116 89 dqnet dv cv dv dp P = + P + V dt dt R dt dt (3.24) R = c c Eş de yerine koyulur ve tekrar düzenlenirse, p v dq c net p dv dp dp = P + V V dt R dt dt dt olur. (3.25) Yukarıdaki net ısı yayılım oranı eşitliğinde ısı transferi ilave edilerek zamana bağlı değişim yerine krank mili açısına göre ifade edilirse, dqgr cp dv dp dp dqht = P + V V + dθ R dθ dθ dθ dθ olur. (3.26) Burada; dq gr dθ dq ht dθ P dp dθ V dv dθ toplam ısı yayılım oranı, silindir duvarlarına ısı transfer oranı, silindir basınç değeri (ölçülen silindir basıncı), silindir basıncının krank açısına göre türevi, silindir hacmi, silindir hacminin krank açısına göre türevi dir. Isı transferi alt modeli Silindirdeki dolgunun sıcaklığı emme zamanında silindir duvarlarından daha düşük olduğu için ısı akısı negatif değere düşmekte ve ısı transferi duvardan dolguya doğru gerçekleşmektedir. Yanma sırasında, özellikle maksimum sıcaklık ve basıncın oluştuğu konumlarda ısı akısı en yüksek değerlerine ulaşmaktadır. Böylece, yanma

117 90 odası duvarlarına olan ısı transferi ile ortalama gaz sıcaklığı, silindir basıncı ve piston tarafından yapılan iş azalmaktadır. Bu yüzden termik verim ve motor gücü ısı transferinden etkilenmektedir [14]. Emme supabı kapanışı ile egzoz subap açılışı arasında geçen süre boyunca, ısı yayılımı analizi ile silindir içerisindeki olgular incelenirken ısı transferinin göz önünde bulundurulması gerekli olmaktadır. Newton un soğuma yasasına göre içten yanmalı motorlar için ısı transferi Eş 3.28 deki gibidir. dqht 1 h A ( T g T w ) d θ = 6 n (3.28) Vi () A = Dpis 2 pis A π + A (3.29) pis Burada; A Krank açısına bağlı anlık yanma odası yüzey alanı [m 2 ], n Motor hızı [1/min], D Silindir çapı [m], h Anlık ısı taşınım katsayısı [W/m 2 K], T g T w Silindir içi ortalama gaz sıcaklığı [K], Yanma odası duvar sıcaklığı [K] dır. Buradaki anlık ısı transferi taşınım katsayısı için Woschini tarafından Eş da ifade edildiği gibi içten yanmalı motorlar için bir korelasyon ortaya koyulmuş ve yaygın bir şekilde kabul görmüştür [84, 95]. Ort. piston Yanma işleminin etkisi hızının } etkisi ,2 0,53 0,8 Vh Tr h = 130 D Tg P cc 1 m + c2 ( P P ) m (3.30) pr V r w 0,8

118 91 Burada; P T g Silindir gaz basıncı [kpa], Silindir içi ortalama gaz sıcaklığı [K], c1 c 2 Sabit katsayı, c m s Ortalama piston hızı [m/s] Piston yolu [m), V h Kurs hacmi [m 3 ], c = m 2 sn 60 P r T r Referans sıcaklığa göre silindir içi dolgunun basınç [kpa], Referans sıcaklığa göre silindir içi dolgunun sıcaklığı [K], V r Referans sıcaklığa göre silindir içi dolgu için hacim [m 3 ], P m w Dinamometrenin motor olarak döndürülmesi ile elde edilen basınç [kpa], Ortalama gaz hızı [m/s]. Ortalama gaz hızı ifadesinde kullanılan c 1 ve c 2 katsayıları, motorların tiplerine göre ve çevrimlerin farklı fazları için değiştirilerek kullanılmaktadır [14, 84, 95]. Hohenberg yaptığı çalışmalarda, Woschni nin korelasyonunu incelemiş ve düşük motor yüklerinde ya da dinamometrenin motor olarak döndürülmesi ile elde edilen ısı transferi değerlerinin düşük olduğunu belirlemiştir [96]. Çalışmalarındaki bu bulgular doğrultusunda, Woschni nin geliştirdiği korelasyonunu değiştirerek aşağıda Eş de gösterildiği gibi, direkt enjeksiyonlu dizel motorlara özel olarak uyarlamıştır. Woschini korelasyonunda karakteristik uzunluk olarak silindir çapı (D) kullanılmaktadır. Hohenberg korelasyonunda ise anlık olarak yanma odası hacmine bağlı olarak değişen küre hacminin yarıçapına göre karakteristik uzunluk belirlemiştir. Küre hacmindeki ( π 3 r ) yarıçapın üs katsayısına göre anlık hacim (V) için korelasyondaki üs katsayısı daha küçük bir değere (-0,06) indirgenmiştir. Böylelikle farklı geometrideki (strok/çap oranında) çeşitli motorlar üzerinde uygulanması ile daha gerçekçi sonuçlar elde edebilmiştir. Korelasyonda ortalama gaz hızı (w) ifadesi, ortalama piston hızı (c m ) 1,4 sabiti ile desteklenmiş ve T 0,163 ile

119 92 çarpılarak ifade edilmiştir (Eş. 3.31). Böylece, Eş 3.32 de görüldüğü üzere silindir ortalama gaz sıcaklığı teriminin üssü 0,55 yerine 0,4 olmuştur [95]. 0,06 0,8 0, h = 130 V P T g T ( cm + 1, 4) w 0.8 (3.31) 0,06 0,8 0,4 h = 130 V P T g cm + 1, w 0,8 (3.32) Yanma başlangıcından önce Hohenberg korelasyonunda ısı transferi diğer korelasyonlara göre biraz daha yüksek olmakta, fakat tepe değeri daha düşük olmaktadır. Literatüre bakıldığında, tüm motor test koşullarında ısı yayılım oranı eğrisinde en iyi eşleşme Hohenberg ile sağlanabilmektedir [96]. Hohenberg korelasyonu, özellikle direkt enjeksiyonlu dizel motorları için geliştirildiği için dizel motorları ile yapılan özel çalışmalarda daha uygun sonuçlar vermektedir. Isı transferinin uygunluğu kontrol edilmeli ve hesaplamalar sonucu gerekirse kalibrasyonu yapılmalıdır. Hesaplanan net ısı yayılımı ile ısı transferi miktarı arasındaki oran düşük motor yüklerinde %8 dolaylarında, yüksek motor yüklerinde ve hızlarında %30 oranına kadar olmalıdır. Yapılan kontrollerde bu oranlar sağlanmaktadır [95]. Silindir hacim değişiminin tanımlanması Isı yayılımı ifadelerindeki V, anlık krank açısı değişimine bağlı olan silindir içersindeki hacimdir. Şekil 3.19 da görülen krank-biyel mekanizmasından hacmin değişimi Eş teki gibi analitik bir denklemle ifade edilmektedir [14]. Isı yayılım oranı eşitliğinde görüldüğü gibi, hacmin krank miline göre türevinin alınması gerekmektedir nolu eşitlik analitik bir denklem olduğu için krank miline göre türevi alındığında Eş elde edilir. Krank mili açısı değişimine göre hacim ve hacmin türevinin değişimi Şekil 3.19 da görülmektedir.

120 V = Vc + Apisr ( 1 cosθ ) + sin θ 2 λ λ (3.33) dv 1+ λcosθ = Apisr sinθ dθ λ sin θ (3.34) Bu eşitlikte; Yanma odası hacmi, V c r Krank yarıçapı, silindir kursunun yarısına eşittir s r =, 2 A pis Piston tepesi alanı π D pis 4 2, λ Krank yarıçapının piston kolu uzunluğuna oranıdır r L. V [cm 3 ] 400 4x x x x x x v -3x10-6 dv -4x Krank Açısı [ KA] Şekil Krank biyel mekanizması görünümü ile silindir içi hacim ve hacmin türevinin krank açısına bağlı değişimi dv/dθ [cm 3 / KA]

121 94 Denklemin uygulanması Silindir basınç verilerinin analizi ile yanma başlangıcı belirlenebilmektedir. Şekil 3.20 de görüldüğü üzere silindir basınç verilerinin krank açısına göre sayısal olarak işlenmesi ile elde edilen türevi görülmektedir. Tutuşma noktası, dinamik enjeksiyon zamanlamasından sonra silindir basıncının türevinin ani olarak negatif değerden pozitif değere doğru değişim anına denk gelmektedir. Bu değer minimum nokta olmaktadır. Böylece tutuşma noktası, silindir basıncının ikinci mertebe türevine göre de belirlenebilir ve bu nokta krank açısına göre sıfır noktasıdır. Tutuşma noktası ile dinamik enjeksiyon noktası arasındaki fark tutuşma gecikmesini vermektedir. Yanma sonu ise ısı yayılımı eğrisinin genişleme zamanı boyunca azalarak yatay ekseni kestiği nokta olarak belirlenmektedir. Anlık ısı yayılım oranının Eş de görüldüğü gibi yanma başlangıcından itibaren integrali alındığında toplam ısı yayılımı elde edilmektedir [14]. tson dq gr d θ = m QLHV η f yanma (3.35) t dθ bas Silindir Basıncı [bar] Silindir Basıncı [bar] 1. Türev [bar/ KA] Türev [bar/ KA 2 ] 60 1, , ,50 0, , ,25 10 Yanma Başlangıcı -0,50 0-0, Krank Açısı [ KA] d 2 P/dθ 2 [bar/ KA 2 ] dp/dθ [bar/ KA] Şekil Silindir basıncı, silindir basıncının türevi ve silindir basıncının ikinci mertebe türevine göre yanma başlangıcının belirlenmesi

122 95 Elde edilen toplam ısı yayılımı ile tüketilen yakıtların alt ısıl değerlerinin eşit olması gerekmektedir. Fakat içeriye sürülmüş olan yakıtın kimyasal enerjisi eksik yanmadan dolayı tamamen ortaya çıkmamaktadır [14]. Bu yüzden motorun çalışma rejimine ve yanma şekline bağlı olarak egzoz gazı içerisinde değişken miktarlarda eksik yanma ürünleri (CO, H 2, HC, İs) bulunabilmektedir. Bu çalışmada, motorun HCCI-DI çalışma konumunda silindir gaz sıcaklarının klasik dizel yanmasına göre daha düşük olması nedeniyle, ön karışımlı etanol oranının artması ile birlikte CO ve THC emisyonları artış göstermektedir. Dolayısıyla Eş de yanma veriminin ( η yanma ) etkisinin göz önünde bulundurulması gerekmektedir. Şekil 3.21(a) da tam yük dizel çalışmasında elde edilen ısı yayılımı eğrisi görülmektedir. Şekilden de görüleceği gibi, yanma başlangıcı ısı yayılımı başlangıcının negatif değerden pozitif değere doğru değişim gösterdiği an olarak tespit edilebilir. Yanma sonu ise ısı yayılımının azalarak sıfır noktasında gidip gelmeye başladığı nokta olarak belirlenebilir. Şekil 3.21(b) de görüldüğü üzere, ısı yayılımının yüzdesini yani aynı zamanda yanan yakıt kütle yüzdesini veren bir eğri gösterilmiştir. Bu eğri ısı yayılımı oranı eğrisinin integrali alınarak elde edilen kümülatif ısı yayılımı eğrisinin normalize edilmiş halidir. Şekilde de görüldüğü gibi yanan yakıt oranını yanma başlangıcından sonra hemen artışa geçmekte ve yanma periyodunun yarısına yakın bir zamanda maksimum değerine ulaşmaktadır. Daha sonrasında ise yanmanın sona ermesi ile azalarak yanan yakıt oranı 1 değerine ulaşmaktadır. Şekil 3.21(c) de ise yanma faz süreleri görülmektedir. Eğrinin üzerinde karakteristik olan üç parametrenin özellikleri yorumlanarak yanma işleminin farklı aşamaları hakkında bilgiye sahip olunabilmektedir. Bu parametrelerden ilki yanma süresinde ilk alev oluşum zamanını belirten aralık olarak (θ 2 ) açısıdır. Bu açı aralığında tutuşma sağlanıp yakıt dolgusunun %10 luk bir kısmının yanması için geçen süre olarak tanımlanmaktadır. Bu oran bazen %5 veya daha az miktarda için de tanımlanabilmektedir. İkinci parametre ise hızlı yanma periyodu olarak tanımlanmakta ve genellikle yanan yakıt oranının % 10 ile % 90 arasında geçen zaman olarak (θ 4 -θ 2 ) krank açı derecesi ile belirlenmektedir.

123 96 Üçüncüsü ise bütün yanma periyodu için geçen zaman olarak yanma başlangıcı ile yanma sonu zaman aralıklarının toplamı olan (θ 5 -θ 1 ) açı aralığıdır. Yanma işleminde ilk zaman aralığında (θ 2 -θ 1 ) alev cephesinin gelişimi yakıt-hava karışımının durumu ve kompozisyonuna bağlı olarak gerçekleşmektedir. Isı Yayılım Oranı [kj/ KA] Yanma Başlangıcı Yanma Süresi Yanma Sonu (a) Kümülatif Isı Yayılımı [%] x100 1,0 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0,0 ÜÖN Krank Açısı [ KA] θ 2 θ 4 (%10-%90 Küm. Isı Yay.) (b) θ 4 (%90 Küm. Isı Yay.) θ 3 (%50 Küm. Isı Yay.) θ 2 (%10 Küm. Isı Yay.) θ 1 (%0 Küm. Isı Yay.) Yanma Başlangıcı ÜÖN Krank Açısı [ KA] θ 2 -θ 3 (%10-%50 Kümülatif ısı yayılımı) θ 3 θ 4 (%50-%90 Kümülatif ısı yayılımı) (c) θ 2 θ 3 θ 4 ÜÖN Krank Açısı [ KA] Şekil (a) Isı yayılım oranı (b) Kümülatif ısı yayılımı (c) Yanma faz süreleri

124 97 HCCI motorlarda yanma alev cephesi gelişimi olmadan yanma odasının birçok yerinde eş zamanlı başlaması nedeniyle bu aşama daha hızlı olmaktadır. Yanma odası içerisinde alev oluştuktan sonra ise dolgunun büyük bir kısmı hızlı yanma zamanında yanarak alev cephesi silindir duvarlarına doğru ilerlemektedir. Son olarak, geriye kalan dolgu (yaklaşık olarak yanan yakıt yüzdesinin %90 ından sonrası) yanarak yanma işlemi tamamlanmaktadır. Bu aşamadaki yanan yakıtın miktarı tam olarak belirlenememektedir. Çünkü yanma ile oluşan ısı yayılım miktarı ile büyük bir çoğunluğunun yanma odası duvarlarına aktarılan ısı transfer miktarının oluşturduğu enerji transfer işlemleri miktarlarının karşılaştırılabilir boyutlarda olmaktadır. Bu yüzden yapılan bu çalışmada yanma başlangıcı, ısı yayılımı orta noktası (%50) ve yanma süresi olarak %10-%90 arasındaki krank açı zamanı kullanılmıştır. Yanma veriminin belirlenmesi Yanma süresi boyunca oluşan enerji kayıplarının göz önüne alınması ile yanma verimi Eş da görüldüğü gibi hesaplanmaktadır [10, 14, 37]. Yanma süresi boyunca oluşan enerji kayıpları sırasıyla; NO ve NO 2 nin oluşumu, CO nun CO 2 ye ve yanmamış HC ların CO 2 ile H 2 O ya dönüşümünde eksik oksidasyonundan kaynaklı enerji kayıplarından oluşmaktadır. t t η yanma = yson ybas dq gr d θ dθ m Q LHV f (3.36) Burada; η yanma Yanma verimi [%], t ybas ve t yson m f Yanma başlangıcı ve yanma sonu [ KA], Silindir içerisine sürülen yakıt [kg], Q LHV Yakit Yakıtın alt ısıl değeri [kj/kg].

125 98 Yanma veriminin hesaplanma yönteminde ikinci bir yöntem ise kütlesel egzoz gaz konsantrasyonundan yola çıkılarak emisyonların oluşum entalpileri ile yapılmaktadır. HCCI-DI ya da HCCI yanmasında düşük silindir gaz sıcaklıkları sonucunda THC ve CO emisyonları normal dizel çalışmasına göre fazla olduğundan bu yöntem tercih edilmemiştir. Silindir içi dolgunun özellikleri Silindir içerisindeki dolgunun molar konsantrasyonu, port tipi yakıt enjeksiyonu, direkt dizel yakıt enjeksiyonu ve yanma sonucu ürünlerin ortaya çıkması ile birlikte sıkıştırma ve yanma zamanı boyunca krank açısına bağılı olarak anlık değişim göstermektedir. Sıkıştırma ve genişleme kısmında kimyasal reaksiyonların olmadığı ve dolgunun kompozisyonu değişmediği için anlatılan bu kısımda yanma aşamasındaki durumlar değerlendirilmektedir. Silindir içerisine direkt enjeksiyonu yapılan pilot dizel yakıtı krank açısına göre anlık olarak Eş ye göre hesaplanmaktadır [14]. Şekil 3.22 de Silindir basıncı, yakıt hat basıncı ve dizel yakıt enjeksiyon oranı görülmektedir. Silindir Basıncı [bar] Dizel Enj. [mg/ KA] ,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0,0 Pilot Dizel Yakıt Enj. Oranı Krank Açısı [ KA] Şekil Silindir basıncı, yakıt hat basıncı ve dizel yakıt enjeksiyon oranı Yakıt Hat Basıncı [bar]

126 99 dm 2 ( ) 1 Diz CD AN ρdiz Phat P dθ = 6n (3.37) Burada; C D Enjektör boşaltma katsayısı, A N Enjektör delik alanı [m 2 ], ρ Diz Yakıt yoğunluğu [kg/m 3 ], P Silindir gaz basıncı [kpa], P hat Yakıt hat basıncı [kpa]. Yapılan analizde, yanan yakıt değişimi kullanılarak tam yanma ürünlerine (CO 2, H 2 O, N 2, O 2 ) göre silindir içi molar konsantrasyonunun değişimi belirlenmiştir. Yanma işleminde kısmi yanma ve ayrışma reaksiyonları göz ardı edilmiştir. Deneysel verilerden hesaplanan ısı yayılımındaki belirsizliklerin doğrultusunda, ayrışma reaksiyonlarının sonucu çok fazla etkilemeyeceği literatürden görülebilmektedir [14, 89]. Temel olarak, yakıt ile havanın stokiyometrik yanma denklemleri aşağıda görülmektedir. y 1 n C H OH n C H n x n O N 4 2 ( ) + ( ) + + ( ) Eth 2 5 Diz x y Diz Eth 2 2 Ön karışımlı Pilot Dizel Yakıt Etanol Enjeksiyonu b1 CO2 + b2 H2O+ b3 O2 + b4 N (3.38) 2 b1 = 2 neth + x ndiz (3.39) y b2 = 6 neth + n 2 Diz (3.40) b 1 = b3 b1 neth (3.41)

127 100 b 1 = (3.42) 2 b b1 neth Egzoz gazlarının resirkülasyonu ile önceki çevrimlerin artık gazlarının motora tekrar gönderilmesi işleminde ERG oranı kütlesel olarak ele alınmıştır. Önceki çevrimlerin artık gaz yüzdeleri stokiyometrik yanma denklemlerinden elde edilmiştir. Stokiyometrik yanma ürünlerinin (i=1-4 için, CO 2, H 2 O, O 2 ve N 2 ) kütlesel yüzdeleri Eş de görülen denklemden elde edilmiştir. y i = b i 4 i= 1 MA b i i MA i (3.43) Egzoz gazlarının yoğunluğu, egzoz gaz kompozisyonundaki bileşenlerin kütlesel yüzdeleri dikkate alınarak hesaplanmıştır. Stokiyometrik yanma ürünlerinin her birinin yoğunluğu ideal gaz denklemi yardımıyla belirlenmiştir. Egzoz gazlarının yoğunluğunun belirlenmesinde kullanılan denklem Eş de görülmektedir. ρ 4 = y ρ (3.44) EGR i i i= 1 Deneysel çalışmalarda ön karışım odasındaki CO 2 konsantrasyonuna göre EGR oranı belirlenmiştir. Isı yayılımı analizinde ise emme dolgusundaki hacimsel debinin değişimine göre EGR oranı belirlenmiştir. Buradan da kütlesel egzoz gaz resirkülasyonunun oranı (R EGR ); aynı motor devri için, EGR li ( m ) ve EGR siz ( m& o ) olarak ölçülen hava debisi ile ilişkili olarak Eş de görülen denklemden elde edilmiştir [35, 84]. & EGR EGR oranı ve stokiyometrik yanma sonucunda elde edilen artık gaz kütlelerinin değerleri kullanılarak, silindir içerisine alınan artık egzoz gazlarının kütleleri ile mol değerleri ise sırasıyla Eş ve Eş denklemleri yardımıyla elde edilir.

128 101 R EGR ρ & EGR m = 1 ρ & hava m EGR o (3.45) 4 M = b R (3.46) EGRi i EGR i= 1 N EGRi = M 4 i= 1 EGRi MA i (3.47) Eş da son hali görülen, genel ısı yayılımı denkleminde özgül ısı kapasitesinin anlık olarak hesaplanması gerekmektedir, fakat silindir içi ortalama gaz sıcaklığına göre değişim gösterdiği için önce silindir içi ortalama gaz sıcaklığının bulunması gerekli olmaktadır. Dolgunun termodinamik olarak mükemmel gaz kabul edilmesi ile yanma odasındaki dolgunun özellikleri, yanan yakıt hesabında bir önceki adım için belirli olan gaz kompozisyonuna (n mix ) göre belirlenmektedir. Böylece silindir gaz sıcaklığı ( T g ) aşağıdaki gibi genel gaz denkleminden elde edilmektedir. T g = PV n R (3.48) mix U Özgül ısı kapasiteleri, silindir içi ortalama gaz sıcaklığına bağlı olarak aşağıdaki Eş daki gibi 4. dereceden polinominal olarak Termodinamik veri tabanından faydalanılarak ifade edilebilmektedir [97]. C R P a1 a2tg at 3 g a4tg at 5 = g (3.49) Silindir içi molar değişimler ( n i ) göz önünde bulundurularak, ortalama gaz sıcaklığına bağlı silindir içi dolgunun ortalama özgül ısı değerleri CP R mix dolgu

129 102 kompozisyonuna bağlı olarak aşağıdaki Eş deki gibi belirlenmektedir. Daha sonra Eş da ısı yayılımı denkleminde kullanılmaktadır. CP n C = R n R mix i P (3.50) mix Filtreleme Silindir basıncının ölçümleri esnasında silindir basınç sensöründen sürekli olarak analog sinyaller alınmaktadır ve ölçülen bu değerler dijital formata çevrilmektedir. Sinyaller belli krank açı derece aralıklarında alındığı için silindir basıncının sayısal olarak türevi alındığında elde edilen sonuçlar gürültülü çıkabilmektedir. Sayısal olarak basıncın türevinde yüksek dereceden sonlu farkların kullanımı ile elde edilen türevde ve ısı yayılımında daha uygun sonuçlar alınabilmektedir. Silindir basınç sinyalleri Taylor serisine göre aşağıdaki gibi ifade edilir ve 4. dereceye göre fonksiyonu açılarak silindir basınç sinyallerinin nümerik olarak türevinde kullanılabilir [84]. Burada p fonksiyonları silindir basınç sinyallerini ve i alt indisleri ise belli krank mili aralıklarında ki düğüm noktalarıdır. p p p p p i+ 2 i+ 1 i i 1 ' 2 '' 2 3 ''' 3 4 '''' 4 2pd i θ 2 pd i θ 2 p idθ 2 p idθ = pi ! 2! 3! 4! ' '' 2 ''' 3 '''' 4 pd i θ pd i θ pi dθ pi dθ = pi ! 2! 3! 4! = p i 2 i ' '' 2 ''' 3 '''' 4 pd i θ pd i θ pd i θ pi dθ = pi ! 2! 3! 4! ' 2 '' 2 3 ''' 3 4 '''' 4 2pd i θ 2 pd i θ 2 pi dθ 2 pi dθ = pi ! 2! 3! 4! (3.51) Eş deki Taylor serisine göre açılmış denklemler kullanılarak fonksiyonun 1. mertebe türevi dört adet düğüm noktasına göre Eş deki gibi olur. Bununla birlikte silindir basıncının türevinde gürültü mevcut olmakta ve Şekil 3.23 de görüldüğü gibi elde edilen ısı yayılımı grafiğinde de gürültüye neden olmaktadır.

130 103 ( p p + p p ) ' 8 8 p i = 12dθ i 2 i 1 i+ 1 i+ 2 (3.52) Silindir basıncının ölçümü alınırken, sensörden sürekli olarak analog sinyaller alınmakta ve ölçülen bu değerler belli krank açı çözünürlüğünde dijital formata çevrilmektedir. Isı yayılımı analizinde silindir basınç verileri ile yapılan sayısal işlemler sonucunda gürültü ortaya çıkmaktadır. Bu gürültüleri azaltabilmek için aşağıdaki gibi bir filtreleme algoritması kullanılarak verilerin filtrelenmesi gerekmektedir [84]. p i 1 pi ( x 1) + 2 pi ( x 2) + 3 pi ( x 3) xpi +... = 2 x...3pi+ ( x 3) + 2 pi+ ( x 2) + pi+ ( x 1) (3.53) Bu algoritma kullanılırken, indislerdeki parantez içeriğinin negatif olmamasına dikkat edilir. Filtreleme algoritması, alınan sayısal türevdeki gürültüyü yok etmek için sadece türev verilerinde ya da her bir düğüm noktasındaki basınç değerleri için uygulanabilmektedir. Filtrelemede fazla tekrar yapıldığında, özellikle ısı yayılımının ön karışımlı yanma bölgesinde sonuçlarda önemli derecelerde kayıplar ortaya çıkabilmektedir. Bu yüzden bu çalışmada filtreleme iki kez tekrarlanarak ısı yayılım oranı eğrisi elde edilmiştir. Isı Yayılım Oranı [kj/ KA] Orjinal Filtreli ÜÖN Krank Açısı [ KA] Şekil Isı yayılım oranı analizinin görüntüsü

131 Molar Oksijen Konsantrasyonunun Belirlenmesi Harici homojen karışım teşkili yöntemlerinde, emme havası ile yakıtın karıştırılması sonucunda dolgunun oksijen konsantrasyonu değişmektedir. Oksijen konsantrasyonunun değişimi, pilot dizel yakıt enjeksiyonu için tutuşma gecikmesini etkileyen paramatrelerden birisidir. Molar oksijen konsantrasyonu ( O ) ve oksijen konsantrasyon oranı ( O ) aşağıdaki gibi ifade edilmektedir [69, 70]. K O = nhava 4,76( n + n + n ) Hava Eth EGR (3.54) Burada; n Hava Emme havası, n Eth Ön karışımlı etanol n EGR EGR den gelen egzoz gazının mol miktarlarıdır. Oksijen konsantrasyon oranı ise motorun HCCI-DI konumunda çalıştırılması durumundaki molar oksijen miktarının dizel çalışma konumundaki miktara oranı olarak aşağıdaki gibi hesaplanmaktadır. O K O O HCCI DI = (3.55) Dizel 3.4. Deneysel Prosedür Deneylerde kullanılan yakıtlar Literatür kısmında da bahsedildiği üzere, yüksek setan sayısına sahip yakıtların ön karışımlı yakıt olarak seçilmesi durumunda, yanma başlangıcından önce düşük sıcaklık oksidasyon (LTO) safhası oluşumu gerçekleşmektedir. Bu çalışmada, pilot dizel yakıt enjeksiyonu ile yanma başlangıcının doğrudan kontrol edilebilmesi

132 105 hedeflendiği için, tek aşamalı tutuşma özelliği gösteren oktan sayısı yüksek yakıtların ön karışımlı yakıt olarak kullanımı uygun bulunmuştur. Ayrıca, harici homojen karışım teşkilinde kaynama eğrisi daha düşük ve geniş aralıkta olan yakıtların kullanımı daha uygun olmaktadır. Bu çalışmada ön karışımlı yakıt olarak yüksek oktan sayısına sahip, uçuculuğu yüksek ve kaynama noktası düşük olan etanol seçilmiştir. Bu özelliklere ilave olarak, etanolün yenilenebilir bir yakıt olması nedeniyle, CO 2 nin tekrar fotosentez çevrimine katılımını sağlayarak sera gazları üzerine olumlu etkisi bulunmaktadır. İçeriğindeki oksijen ve düşük C/H oranı neticesinde, duman emisyonları üzerinde avantaj sağlamaktadır. Deneylerde kullanılan No.2 dizel yakıtı ve etanolün çeşitli özellikleri Çizelge 3.9 de verilmiştir. Çizelge 3.9. No.2 dizel ve etanol ün özellikleri No.2 Dizel Etanol Yoğunluk [15 ºC de g/cm 3 ] 0,8254 0,8113 Alt ısıl değeri [MJ/kg] 42,6 24,21 Setan indeksi 57,91 5 Vizkozite [40 ºC de mm 2 /s] 3,196 1,2235 Stokiyometrik hava/yakıt oranı 14,6 6,45 Parlama Noktası [ C] 75,5 13 Soğuk Filtre Tıkanma Noktası [ C] Kendi kendine tutuşma sıcaklığı [ºC] Distilasyon [ºC] İlk Kaynama Noktası: %10 - %50 - %90 Son Kaynama Noktası: 162,5 219,3-270,3-338,5 359,7 Geri Kazanım: %97, Geri Kazanım: %99,2 Kalıntı: %1,5 Kayıp: %1,4 Oksijen [% ağırlık] 0 50 Hidrojen [% ağırlık] 14 12,5 Karbon [% ağırlık] 86 37,5 Kükürt [ppm] 2,5 -

133 Deneysel prosedür Motorun HCCI-DI çalışma konumunda yapılan tüm deneyler /min sabit motor hızında gerçekleştirilmiştir. Bu devir deney motorunun maksimum tork devrine karşılık gelmektedir. HCCI-DI konumundaki deneyler dört farklı motor yüklünde (Tam Yük-16 Nm, %75 Yük-12 Nm, %50 Yük-8 Nm ve %25 Yük-4 Nm) gerçekleştirilmiştir. Deneysel çalışmalarda ön karışımlı yakıt olarak etanol kullanılmıştır. Deneylerde motorun normal dizel çalışmasında dizel yakıtı ile verdiği tork miktarının azaltılıp emme manifolduna püskürtülen ön karışım yakıt miktarı ile tamamlanarak yapılmıştır. Dizel yakıtı kısılarak tork %10 aralıklarla azaltılmış, azalan torku tamamlamak üzere manifolttan ön karışım yakıtı sevk edilerek belirlenen tork değerine ulaşılarak deneyler yapılmıştır Deneysel ölçümlerdeki doğruluk ve hesaplamalardaki belirsizlik Kullanılan ölçüm cihazlarının doğrulukları ve ölçülen değerler kullanılarak yapılan hesaplamalardaki belirsizlikler Çizelge 3.10 da verilmiştir. Belirsizlikler Eş ile hesaplanmıştır. Ölçümlerde her bir değişkenin doğruluğu cihazların teknik özelliklerinde belirtilmektedir. Bununla birlikte çok sayıda değişken ile hesaplama yapılan sonuçlarda kümülatif bir belirsizlik ortaya çıkmaktadır. Deneysel hesaplamalardaki belirsizlik Kline ve McClintock [84, 98] yaklaşımı ile yapılmıştır. Örnek olarak P sonucunun n değişkene bağlı olduğu durumda ( P= P x, x, x,., x n ) ve her birinin değişkenin doğruluğu δ x1, δx2, δx3,., δxn olursa, toplam belirsizlik miktarı aşağıdaki gibi hesaplanmaktadır. P 2 P 2 P 2 P 2 δp= ( δx1) + ( δx2) + ( δx3) ( δxn ) x1 x2 x3 xn 1 2 (3.56) P sonucu, basit her bir değişkene bağlı olarak aşağıdaki gibi ifade edilirse;

134 107 P= x x x (3.57) n1 n2 n Burada n, n, n,., n n değişken için kısmi türevleri alınır ise; değerleri belirsizlikteki kuvvet değerleridir ve her bir P x P P = n, den = n... P x x x (3.58) Eş da yerine koyulunca toplam belirsizlik aşağıdaki gibi elde edilmiş olur. Buna göre yapılan çalışmada ölçülen değerlerdeki doğruluk ve belirsizlik değerleri Çizelge 3.10 da verilmiştir. δ P δx1 2 δx2 2 δx3 2 δxn 2 U = = ( n1 ) + ( n2 ) + ( n3 ) ( nn ) P x1 x2 x3 xn 1 2 (3.57) Çizelge Deneysel çalışmalardaki doğruluk ve belirsizlik değerleri Doğruluk Belirsizlik Dizel yakıt debisi [g/min] ± % 0,72 g Zaman [s] ± % 0,5 Etanol debisi [g/min] ± % 0,5 Sıcaklık [ C] ± 1 ( C) Silindir Basıncı [bar] ± 0,6 bar Optik Enkoder [ ] ± % 0,0001 Motor Hızı [1/min] ± % 1 Düzeltilmiş emme hava akışı [L/min] ± % 1,2 Yük [N] ± % 0,25 Tork [Nm] ± % 0,25 İndike termik verim [%] ± % 1,16 İndike özgül yakıt tük [g/kw-h] ± % 1,26 İs seviyesi (k) [m -1 ] ± 0,001 (m -1 ) CO [% hacim] ± 0,01 (% hacim) THC [ppm] ± 1 ppm NO x [ppm] ± 1 ppm

135 SONUÇLAR VE TARTIŞMA 4.1. HCCI-DI Çalışma Konumunda Çevrimsel Farklılıkların Değişimi Yapılan ilk deneylerde, port tipi ikinci bir yakıt enjeksiyon sistemi ve pilot yakıt enjeksiyonundan hariç motor üzerinde herhangi bir değişikliğe gidilmeden, dört farklı motor yükünde HCCI-DI konumunda çalışma sınırları belirlenmiştir. Daha sonra farklı ön ısıtma sıcaklıklarında (20 ve 40 C) ve EGR oranlarında (%0, %10, %20 ve %30 aralığında) deneyler tekrarlanarak bu parametrelerin çalışma sınırlarına etkileri belirlenmiştir. Deneysel çalışmalarda, motorun normal dizel çalışma konumunda iken dizel yakıtı ile verdiği tork miktarı azaltılıp, emme manifolduna püskürtülen etanol miktarı artırılarak tork değeri eski konumuna getirilmiştir. Bu çalışmada, deneylerden elde edilen silindir basınç verilerinin 50 adet ardışık çevrim için istatiksel analizleri yapılarak COV imep değerleri elde edilmiş ve bu değerlerin değişimine göre motorun tekleme yapmadan düzgün çalışma koşulları belirlenmiştir. Motorda aşırı vuruntu sınırı basınç artış oranı ile tanımlanmış ve sınır değeri 10 bar/ KA olarak belirlenmiştir [4-6, 14, 37, 55, 60, 62]. Bu sınırın üzerindeki ön karışımlı etanol miktarı üzerine çıkılmamıştır. Yüksek yüklerde motorun vuruntu sınırlarına, düşük yüklerde düzensiz çalışma sınırına yani tekleme yapana kadar ön karışımlı etanol miktarı arttırılmıştır. Literatürde karşılaşılan HCCI uygulamalarında, çevrimsel farkların artışı sonucunda motorun düzensiz çalışma limiti %10 COV imep değeri ile belirtilmektedir [8, 14, 37, 55, 60, 86]. Buna karşın, HCCI-DI çalışma konumunda genel olarak COV imep değerleri bu değerlere ulaşmamaktadır. Bu nedenle bu çalışmada, düzensiz çalışma durumu için standart dizel çalışma konumu ve HCCI-DI çalışma konumunda elde edilen eğrilerin ani olarak değişim gösterdiği durumlar sınır değerler olarak kabul edilmiştir [34, 62, 42]. Deney sonuçları ile elde edilen parametreler göz önünde bulundurularak motorun çalışma sınırları belirlenmiştir. Örnek olarak Şekil 4.1 de düşük motor yükünde ön karışımlı etanol ile meydana gelen çalışma kararsızlığı ve Şekil 4.2 de ise yüksek motor yükünde vuruntu

136 109 oluşumu görülmektedir. Şekil 4.1-a ve Şekil 4.1-b de üst üste bindirilmiş ardışık 50 adet çevrimin silindir basınç değerleri görülmektedir. Şekil 4.1-c de ise 50 adet ardışık çevrimin imep değerlerinin değişimi görülmektedir. Şekillerden görüldüğü üzere, motorun HCCI-DI çalışma konumunda artan ön karışımlı etanol ile düşük yükte düzensiz çalışma ve yüksek motor yüklerinde de vuruntu oluşumu meydana gelmektedir. Silindir Basıncı [bar] Silindir Basıncı [bar] imep [bar] Nm - Dizel COV imep = %1.2 8 Nm - %80 Etanol COV imep = % Krank Açısı [ KA] 8,0 7,5 7,0 6,5 8 Nm Dizel (ort. imep 4.53 bar) %80 Etanol (ort. imep 4.68 bar) 6,0 5,5 5,0 4,5 4,0 3,5 3,0 2,5 2, Çevrim Sayısı Şekil 4.1. Çevrimsel farklılıklar a b c

137 110 HCCI yanmasında, genel olarak düşük motor yüklerinde aşırı fakir karışım ile yanma eksik gerçekleşebilmekte ve motorda tekleme oluşmaktadır. Tekleme gerçekleştiğinde eksik yanma ürünleri ile yanmamış yakıt silindir içersinde kalabilmekte ve bir sonraki çevrimde yeni hava/yakıt karışımı birlikte daha düzgün yanma oluşabilmektedir [59, 60]. Bu yüzden ardışık imep değerlerinde değişimler meydana gelmekte ve motor düzensiz çalışmaktadır. Şekil 4.2 de ise vuruntu oluşumu görülmektedir. Klasik dizel yanması ile karşılaştırıldığında, ön karışımlı etanol miktarı ile silindir basınç artış oranının oldukça yüksek olduğu Şekil 4.2-b den görülmektedir. Vuruntu oluşumu ile birlikte basınç eğrisinde salınımlar artmaktadır. Düşük yüklere göre yüksek motor yüklerinde daha fazla yakıt aynı anda yanmaya katılmakta ve birim krank açısı için ısı yayılım oranı daha yüksek olduğundan bu durum vuruntu oluşumuna neden olmaktadır. Silindir Basıncı [bar] Silindir Basıncı [bar] 90 a Nm - Dizel -2-4 b Vuruntu Nm - %50 Etanol Krank Açısı [ KA] Şekil 4.2. Vuruntu oluşumu dp/dθ [bar/ KA] dp/dθ [bar/ KA]

138 111 Yapılan ilk testlerde elde edilen sonuçlara göre; tam yük koşullarında ve yüksek ön karışımlı etanol miktarında motorda oluşan vuruntu nedeniyle HCCI-DI çalışma bölgesi sınırlı kalmaktadır. Düşük yüklerde de çevrimsel farklılıkların yüksek oluşu nedeniyle motorun HCCI-DI çalışma konumunda COV imep değerlerinin artış gösterdiği tespit edilmiştir. Tam yük çalışma durumunda, tork değişim oranı en fazla %50 değerine kadar arttırılabilmiştir (Şekil 4.3-a). Fakat bu çalışma rejiminde duyulabilir derecede yüksek vuruntu oluşumu nedeniyle, ön karışımlı etanol oranı daha fazla arttırılmamıştır. Aşırı vuruntu oluşumunda 10 bar/ KA sınır değeri göz önünde bulundurulduğunda, tam yük çalışma durumunda iken tork değişim oranının %30 ile sınırlı kalınması gerekli olmaktadır. Emme zamanı esnasında, ön karışımlı etanol yakıtının buharlaşması sonucunda hazırlanan dolgu soğumaktadır. Bu durumda artan motor yükü ile birlikte yüksek etanol miktarlarında yanma başlangıcı gecikmekte ve pilot yakıt enjeksiyonu için tutuşma gecikmesi artmaktadır. Böylece, tutuşma gecikmesi süresi boyunca silindir içerisinde biriken pilot dizel yakıtı ile ısı yayılımı ani olarak artmakta ve yanma hızlı bir şekilde gerçekleşmektedir [36, 66, 69, 74]. Basınç artış grafiği incelendiğinde, düşük motor yükü (4 Nm) dışında, motor HCCI- DI çalışma konumunda iken basınç artış oranı genellikle 8 ila 10 bar/ KA aralığında değişmekte ve motor hafif vuruntulu şekilde çalışabilmektedir. Motorun bu çalışma rejimlerinde ön karışımlı etanol miktarı arttırılmaya devam edildiğinde, belli bir ön karışımlı etanol oranından sonra silindir basıncı artış oranında azalma eğilimi görülmektedir. Yanma başlangıcını aşırı gecikmesine bağlı olarak yanmada oluşan faz farkının aşırı derecede artması sonucu bu durum ortaya çıkmaktadır. Şekil 4.3-b de ön ısıtma sıcaklığının kontrolü ile basınç artış oranlarında genel olarak bir miktar azalma görülmektedir. Özellikle kısmi ve orta yüklerde (8-12 Nm) ön ısıtma uygulaması ile ön karışımlı etanol miktarının arttırılması sonucunda ise, basınç artış oranında çok fazla değişim görülmemekte ve belli bir ön karışımlı etanol oranından sonra azalma eğilimi ortadan kalkmaktadır. Bu durumun temel nedeni; ön ısıtma sıcaklığının kontrolü ile yanma başlangıcındaki gecikmenin önüne geçilerek faz farkında artışın ortadan kalkmasıdır.

139 112 dp/dθ [bar/ KA] dp/dθ [bar/ KA] dp/dθ [bar/ KA] a EGR: Yok Ön Isıtma: Yok b EGR: Yok Ön Isıtma: C c EGR: %10-30 Ön Isıtma: Yok Tork Değişim Oranı [%] 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR: %10 EGR: %20 EGR: %30 Şekil 4.3. Motor yükü, ön karışımlı etanol miktarı, EGR oranı ve Emme havası sıcaklığına bağlı olarak vuruntu sınırlarının değişimi Şekil 4.3-c de görüldüğü üzere EGR uygulaması basınç artış oranını azaltarak vuruntu eğilimini hafifletmekte ve yüksek yüklerde motorun çalışma sınırlarını genişletmektedir. EGR uygulaması ile tam yük çalışma durumunda %50 tork değişim oranına kadar çalışma sınırı genişletebilmiştir. EGR oranının artışı sonucunda, sıcak egzoz gazları ile ön karışımlı dolgunun sıcaklığı artmaktadır. Resirkülasyonu yapılan yanmış gazlar silindir içi dolguyu seyreltici bir etki göstermekte ve içerisindeki inert gazlarla hazırlanan dolgunun ısı kapasitesi artmaktadır. EGR oranının artışı, yanma

140 113 sıcaklığının azalmasına ve hızlı ısı yayılımının kontrol edilmesinde yararlı olmaktadır [23, 74, 77, 86]. Böylece çevrim başına enjeksiyonu yapılan yakıt miktarının artırılabilmesine ve vuruntu limitinin genişletilebilmesine olanak vermektedir. Diğer taraftan, düşük yüklerde EGR oranının artışı dolguyu aşırı bir şekilde seyrettiğinden dolayı imep değişimlerindeki düzensizliği arttırmaktadır [23, 59, 86]. Şekil 4.4-a da görüldüğü gibi, kısmi motor yüklerinde %90 tork değişimine kadar motor HCCI-DI konumunda çalıştırılabilmiştir. Kısmi motor yüklerinde (8 ve 12 Nm) % 60 tork değişiğim oranından sonra, COV imep değerleri yükselerek motorda düzensiz çalışma eğilimi artış göstermektedir. Düşük motor yükünde (4 Nm yük) ise dolgunun daha fakir olması sonucunda, diğer çalışma koşullarına göre çevrimsel farklılıklar genel olarak daha yüksek olmaktadır. Motorun düzensiz çalışması nedeniyle, 4 Nm motor yükünde %70 tork değişim oranından daha yüksek ön karışımlı etanol oranlarına çıkılmamıştır. Bu sonuçlardan da görüldüğü üzere, kısmi motor yüklerinde %60 oranlarındaki tork değişimlerine kadar HCCI-DI çalışma konumunda motor düzgün çalışabilmektedir. Literatürde de genişçe bahsedildiği üzere, HCCI yanma konumunun kısmi yüklerde daha iyi sonuç verdiği HCCI-DI çalışma sonuçlarından da anlaşılmaktadır [63]. Şekil 4.3-b ve 4.4-b de emme dolgusunun ön ısıtılması durumunda, vuruntu eğilimi genel olarak azalma göstermesine rağmen, tüm yüklerde çevrimsel farklılıkların artışına sebep olmaktadır [34, 74, 99]. 4 Nm yükte ön ısıtma uygulaması ile %60- %70 tork değişimi oranında COV imep değerleri %10 değerine ulaşmaktadır. Şekil 4.4- c de görüldüğü üzere, genel olarak kısmi ve tam motor yüklerinde EGR uygulaması ile çevrimsel farklılıklarda azalma görülmektedir [59]. Düşük motor yükünde (4 Nm) ise EGR uygulaması ile çevrimsel farklılıklar genel olarak diğer koşullara göre daha yüksek gözükmekte ve motorun düzensiz çalışmasına yol açmıştır. Kısmi motor yüklerinde (8 ve 12 Nm yük) %60 tork değişiğim oranı sınırlaması EGR uygulaması ile 12 Nm yükte %80 tork değişime kadar genişletilebilmiştir.

141 114 COV imep [%] COV imep [%] COV imep [%] EGR: Yok Ön Isıtma: Yok EGR: Yok Ön Isıtma: C EGR: %10-30 Ön Isıtma: Yok Tork Değişim Oranı [%] a b c 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR: %10 EGR: %20 EGR: %30 Şekil 4.4. Motor yükü, ön karışımlı etanol miktarı, EGR oranı ve emme havasın ön ısıtma sıcaklığına bağlı olarak çevrimsel farkların değişimi

142 HCCI-DI Yanma Karakteristikleri Ön karışımlı etanol oranının HCCI-DI motorda yanma üzerine etkileri HCCI-DI çalışma konumunda yapılan deneyler de, dört farklı motor yükünde (Tam Yük-16 Nm, %75 Yük-12 Nm, %50 Yük-8 Nm ve %25 Yük-4 Nm), farklı ön karışımlı etanol yakıt oranlarında krank açısına göre silindir basıncı, ısı yayılım oranı ve silindir gaz sıcaklıklarının değişimleri sırasıyla Şekil 4.6, Şekil 4.7, Şekil 4.8 ve Şekil 4.9 da görülmektedir. Şekil 4.5 de de standart dizel ve HCCI-DI çalışma konumu için tam yükte %50 tork değişiminde elde edilen ısı yayılım oranı eğrileri görülmektedir. Özellikle Şekil 4.6 da yüksek motor yükünde dizel yanmasına ait olan ısı yayılım oranı eğrisine dikkat edildiğinde, Şekil 4.5 in sol tarafında bulunan klasik dizel yanmasına ait karakteristik eğriye benzer olduğu görülmektedir. Bu ısı yayılım oranı eğrisi üzerinde çift Wiebe fonksiyon karakteristiğine göre belirgin bir ön karışımlı yanma fazı ve ardından gelişen difüzyon yanma faz aşamasına sahip olduğu görülmektedir [66]. Motorun HCCI-DI konumunda çalıştırılması sonucunda elde edilen ısı yayılım oranı eğrilerine bakıldığında (Şekil 4.6 ve Şekil 4.7), artan ön karışımlı etanol dolgusu ile yukarıda bahsedilen klasik dizel yanmasında elde edilen karakteristik eğrinin değiştiği görülmektedir. Şekil 4.5 in sağ tarafında görüldüğü üzere, HCCI-DI yanma işleminde ön karışımlı faz aşamasında yanma oranı daha hızlı gerçekleşerek eğri üzerinde daha çok belirgin olmakta ve maksimum ısı yayılım oranı artmaktadır. İkinci aşama olan difüzyon yanma fazı ise giderek miktarı azalan pilot dizel yakıt enjeksiyonu sonucunda etkin bir şekilde azalmaktadır. Motorun HCCI-DI çalışma konumunda, emme zamanı boyunca port tipi yakıt enjeksiyonu ile etanol içeriye alınarak ön karışımlı ve homojen dolgu silindir içerisinde oluşturulmaktadır. Hazırlanan bu dolgu üzerine, sıkıştırma zamanı sonunda direkt olarak pilot dizel yakıt enjeksiyonu ile karışım tutuşturulmaktadır. İlk olarak pilot dizel yakıtı kendi kendine tutuşmakta ve sonrasında ön karışımlı homojen dolgu ile pilot dizel yakıtının birlikte yanması gerçekleşmektedir. Daha

143 116 sonra, difüzyon yanma aşamasında geriye kalan pilot dizel yakıtı yanmaktadır. Ön karışımlı yanma aşamasında, etanol-hava karışımının tutuşabilirlik sınırlarına yakın olduğu durumlarda ise, homojen dolgunun tamamı eş zamanlı olarak pilot dizel yakıt enjeksiyonu etrafında oluşan alev cephesinin gelişimi sırasında kendi kendine yanabilmektedir. Yanmanın bu aşamadaki gelişimi HCCI motorlardaki yanma şekline benzer bir biçimde gerçekleşmektedir. Geriye kalan pilot dizel yakıtının difüzyon safhasında yanması ile de sıkıştırma ile ateşlemeli motorlarda oluşan difüzyon yanmanın özelliklerini göstermektedir. Böylece HCCI-DI yanma şekli, ön karışımlı etanol dolgusuna ve motor yüküne bağlı olarak, her iki çeşit yanmanın karakteristik özelliklerini barındırabilen kombine bir yanma şekli olmaktadır. Şekil 4.5. Dizel ve HCCI-DI çalışma konumu için karakteristik ısı yayılım oranı eğrileri Literatür kısmında da bahsedildiği gibi etanolün özelliğinden dolayı, Şekil 4.6, Şekil 4.7, Şekil 4.8 ve Şekil 4.9 da ısı yayılım oranı eğrileri üzerinde yanma başlangıçlarında soğuk alev bölgesi görülmemekte ve pilot dizel yakıt enjeksiyonu ile hazırlanan dolgunun tek aşamalı tutuşması gerçekleşmektedir. Genel olarak, ön karışımlı etanol dolgusunun artışı ile yanma başlangıçlarında gecikme meydana gelmekte ve bunun sonucunda yanmada faz farkı oluşmaktadır. Bu durum, özellikle orta ve düşük motor yüklerinde daha belirgin bir şekilde gerçekleşmektedir. Kümülatif ısı yayılım eğrilerinin başlangıç noktalarının (θ 1 ) değişimi Şekil 4.10 da görülmektedir. Motor yükü azaldıkça ve ön karışımlı etanol dolgusunun artışı ile orantılı olarak yanma başlangıçları daha geç krank açılarında başlamaktadır.

144 117 Silindir Gaz Sıcaklığı [K] Nm 2000 EGR=%0 Ön Isıtma Yok 1800 Silindir Basıncı [bar] Etanol Artışı Etanol Artışı Etanol Artışı Krank Açısı [ KA] 0,12 0,11 0,10 0,09 0,08 0,07 0,06 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 0,00 Isı Yayılım Oranı [kj/ KA] Dizel Şekil Nm de basınç, ısı yayılım oranı ve ortalama gaz sıcaklığının değişimi Silindir Gaz Sıcaklığı [K] Silindir Basıncı [bar] Nm EGR= %0 Ön Isıtma: Yok Etanol Artışı Etanol Artışı Etanol Artışı Krank Açısı [ KA] 0,12 0,11 0,10 0,09 0,08 0,07 0,06 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 0,00 Isı Yayılım Oranı [kj/ KA] Dizel Şekil Nm de basınç, ısı yayılım oranı ve ortalama gaz sıcaklığının değişimi

145 118 Silindir Gaz Sıcaklığı [K] Silindir Basıncı [bar] Nm EGR= %0 Ön Isıtma: Yok Etanol Artışı Etanol Artışı Etanol Artışı 0,12 0,11 0,10 0,09 0,08 0,07 0,06 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 0,00 Isı Yayılım Oranı [kj/ KA] Dizel Krank Açısı [ KA] Şekil Nm de basınç, ısı yayılım oranı ve ortalama gaz sıcaklığının değişimi Silindir Gaz Sıcaklığı [K] Silindir Basıncı [bar] Nm EGR=%0 Ön Isıtma: yok Etanol Artışı Etanol Artışı Etanol Artışı Krank Açısı [ KA] 0,12 0,11 0,10 0,09 0,08 0,07 0,06 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 0,00 Isı Yayılım Oranı [kj/ KA] Dizel Şekil Nm de basınç, ısı yayılım oranı ve ortalama gaz sıcaklığının değişimi

146 119 Tutuşma Başlangıcı [ KA] ÜÖN Yanma Başlangıcı θ 1 EGR= %0 Ön Isıtma: Yok 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Tork Değişim Oranı [%] Şekil Ön karışımlı etanol oranına göre tutuşma başlangıcının değişimi Şekil 4.11 de pilot dizel yakıt miktarına ve ön karışımlı etanol oranına bağlı olarak oluşan tutuşma gecikmesinin değişimi görülmektedir. Deneyler sabit motor hızında (2200 1/min) yapıldığı için pilot dizel yakıt enjeksiyonunun dinamik avansı çok değişim göstermemektedir. Buna bağlı olarak Şekil 4.10 daki yanma başlangıcında ortaya çıkan eğilim, pilot dizel yakıtının tutuşma gecikmesi için de benzer şekilde olmaktadır. Sonuçlardan görüldüğü üzere, ön karışımlı etanol dolgusunun artışına ve pilot dizel yakıt miktarının azalmasına bağlı olarak tutuşma gecikmesi artmaktadır. Bununla birlikte, motor yükünün tutuşma gecikmesi üzerinde etkisi az olmaktadır. Tutuşma gecikmesi daha çok dolgu sıcaklığı, pilot dizel yakıt buharı ve oksijen konsantrasyonuna bağlı olarak değişim göstermektedir [14, 69, 70]. Bu yüzden, harici homojen karışım teşkil yöntemi ile değişkenlik gösteren dolgu sıcaklığı ile oksijen konsantrasyonu yanma başlangıcı ve tutuşma gecikmesi üzerinde önemli bir etkiye sahip olmaktadır. Ön karışımlı etanol dolgusunun artışı ile birlikte, sıkıştırma zamanı boyunca silindir basınç değerleri ve sıkıştırma zamanı sonunda silindir gaz sıcaklık değerleri Şekil 4.6, Şekil 4.7 ve Şekil 4.8 den görüldüğü üzere azalmaktadır. Bu durumda pilot dizel yakıtının püskürtüldüğü andaki dolgu sıcaklığı tutuşma gecikmesini etkileyen en önemli parametredir. Hesaplanan silindir gaz sıcaklığı profiline göre, dinamik enjeksiyon zamanı için dolgu sıcaklığı motor yükü arttıkça artmaktadır. Fakat dizel motor çalışma konumuna göre daha düşük olmakta ve bu durum tutuşma gecikmesinin artışına neden olmaktadır.

147 120 Tutuşma Gecikmesi [ KA] Tutuşma Gecikmesi [ KA] EGR= %0 Ön Isıtma: Yok 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Pilot Dizel Yakıt Miktarı [g/min] 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR= %0 Ön Isıtma: Yok Tork Değişim Oranı [%] Şekil Tutuşma gecikmesinin pilot dizel yakıt enjeksiyon miktarı ve ön karışımlı etanol oranına göre değişimi Etanolün manifold içerisinde hava ile karışması esnasında ve daha sonra sıkıştırma işlemi boyunca gizli buharlaşma ısısı dolgu sıcaklığının azalmasına neden olmaktadır. Deneysel çalışmalar sırasında artan ön karışımlı etanol miktarı ile emme havası sıcaklığı 26 C den yaklaşık 3 C ye kadar azalma göstermiştir. Emme manifoldunda hazırlanan ön karışımlı homojen dolgunun özgül ısı kapasitesinin yüksek olması neticesinde, sıkıştırma zamanı boyunca silindir basıncı değerlerinin daha az olmasına neden olmaktadır. Şekil 4.12 de sıkıştırma zamanı için farklı motor yüklerinde ön karışımlı etanol oranına göre politropik indeksin değişimi görülmektedir. Havanın adyabatik indeks değeri 1,4 ile karşılaştırıldığında, sıkıştırma süresi boyunca politropik indeks değerinin yaklaşık olarak 1,3 civarlarında olduğu belirtilmektedir [89]. Şekilde görüldüğü üzere, politropik indeks motor yüküne bağlı olmadan ön karışımlı etanol oranının artışı ile birlikte lineer bir şekilde azalmaktadır

148 121 [69, 70]. Politropik indeksin değişiminden de sıkıştırma zamanı boyunca silindir gaz sıcaklığının ve silindir basınç değerlerinin azalma durumu görülebilmektedir. Politropik İndeks (n c ) 1,30 1,28 1,26 1,24 1,22 1,20 1,18 1,16 1,14 1,12 1,10 EGR= %0 Ön Isıtma: Yok Sıkıştırma zamanı için politropik indeksin değişimi (n c ) 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Tork Değişim Oranı [%] Şekil Sıkıştırma zamanı boyunca ön karışımlı etanol oranına bağlı olarak politropik indeksin değişimi Tutuşma gecikmesini etkileyen parametrelerden bir diğeri ise oksijen konsantrasyonunun değişimidir. Deneyler emme dolgusunda herhangi bir kısılma olmadan sabit motor hızında yapıldığı için volümetrik verim çok fazla değişim göstermemiştir. Volümetrik verimde motor yükü ve ön karışımlı etanol oranına bağlı olarak maksimum %3,4 oranında bir değişim gerçekleşmiştir. Volümetrik verimdeki az oranda gerçekleşen bu değişim, emme havası sıcaklık kontrolü yapılmayan deneylerde artış olarak görülmüştür. Bu durumun nedeni, dolgu sıcaklığının azalması ile birlikte yoğunluğunun artış göstermesidir [37, 67]. Bununla birlikte, volümetrik verimin değişimine bakılarak emme havası dolgusunun çok fazla değişim göstermediği görülmekte ve yaklaşık olarak aynı hava miktarı için etanol enjeksiyonu ile hazırlanan ön karışımlı homojen dolgunun molar oksijen konsantrasyonu giderek azalma göstermektedir. Bu durumda tutuşma gecikmesini arttıran bir etkiye sahiptir [69]. Şekil 4.13 de farklı yüklerde ön karışımlı etanol oranına bağlı olarak oksijen konsantrasyonunun değişimi görülmektedir. Şekilden de görüleceği gibi ön karışımlı etanol dolgu miktarının artışı ile oksijen konsantrasyon oranında azalma gerçekleşmektedir. Aynı ön karışımlı etanol oranı için şekil incelendiğinde, yüksek

149 122 motor yüklerinde daha fazla miktarda etanol yakıt enjeksiyonu yapıldığı için oksijen konsantrasyon oranı daha düşük olmaktadır [69]. Sonuç olarak O K motor yükünün artması ile azalmaktadır. 0,99 0,98 0,97 0,96 0,95 0,94 Oksijen Konsantrasyon Oranı1,00 EGR= %0 Ön Isıtma: Yok 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Tork Değişim Oranı [%] Şekil Ön karışımlı etanol oranına göre oksijen konsantrasyon oranının değişimi Yukarıda bahsedildiği gibi artan ön karışımlı etanol dolgusu ile sıkıştırma zamanı sonunda silindir gaz sıcaklığı ve oksijen konsantrasyonu azalmaktadır. Bunun sonucunda yanma başlangıcındaki gecikme artmaktadır. Bu durumda, ön karışımlı homojen dolgu üzerine direkt enjeksiyonu yapılan pilot dizel yakıtının tutuşması da daha geç krank açı derecelerinde gerçekleşmekte ve pilot dizel yakıtı için tutuşma gecikmesi artmaktadır. Ön karışımlı etanol miktarı ile artan tutuşma gecikmesi boyunca pilot dizel yakıt enjeksiyonu devam etmektedir. Dizel yakıtının bir kısmı ön karışımlı homojen dolgu ile karışarak buharlaşmaktadır. Önce pilot dizel yakıtının kendi kendine tutuşması gerçekleşmekte ve daha sonrasında ise ön karışımlı etanolhava karışımı tutuşarak hızla yanmaktadır. Bununla birlikte etanolün laminer alev hızının daha fazla olması nedeniyle homojen dolgunun alev gelişimi için geçen süre daha kısalmaktadır [69]. Ön karışımlı homojen dolgunun eş zamanlı olarak tüm silindir içerisinde hızla yanması sonucunda, maksimum silindir basınç değeri ve ön karışımlı yanma aşamasında ısı yayılım oranının artmasına neden olmaktadır. Böylece yanma oranı ön karışımlı yanma safhasında artarak yanma daha kısa zamanda gerçekleşmekte ve etanol artış miktarına bağlı olarak azalan pilot dizel yakıt enjeksiyonu sonucunda da difüzyon yanma oranı azalmaktadır.

150 123 Farklı motor yüklerinde ön karışımlı etanol dolgusuna göre Şekil 4.14 te maksimum ısı yayılım oranı ve krank açı konumunun değişimi, Şekil 4.15 de de maksimum silindir gaz basıncı ve krank açı konumunun değişimi görülmektedir. Genel olarak dizel yanması için motor yükü arttıkça tutuşma gecikmesi azalmakta ve yanma daha erken krank açı konumlarında başlamaktadır (Bkz Şekil 4.6). Böylece ön karışımlı yanma fazındaki yanma oranı azalmakta ve dizel yanması için motor yükü arttıkça maksimum ısı yayılım miktarında azalma eğilimi görülmektedir. Şekil 4.6 ve Şekil 4.7 de yüksek motor yüklerinde HCCI-DI çalışma konumu için ön karışımlı etanol oranının artışı ile yanmadaki gecikmenin artmaya devam ettiği görülmektedir. Yukarıda açıklanan etkilere göre de maksimum ısı yayılım oranı (Şekil 4.14) ve maksimum silindir basıncı (Şekil 4.15) büyük ölçüde artış göstermektedir. Şekil 4.16 da tam yük için silindir basınç artış oranının krank miline bağlı olarak değişimi görülmektedir. Bahsedilen bu etkilerin doğrultusunda, tam yük çalışma konumunda vuruntu eğilimi artmaktadır. A] Maks. Isı Yayılım Oranı [J/ K Maksimum Isı Yayılım Oranı EGR= %0 Ön Isıtma: Yok 3 Maksimum Isı Yayılım Oranı Konumu Nm Nm -4 8 Nm -5 4 Nm Tork Değişim Oranı [%] Krank Açısı [ KA] Şekil Maksimum ısı yayılım oranı ve krank açı konumunun ön karışımlı etanol oranına göre değişimi

151 124 ar] Maks. Silindir Basıncı [b EGR= %0 Ön Isıtma: Yok Maksimum Silindir Basıncı Maksimum Silindir Basınç Konumu 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm 7,5 Krank Açısı [ KA] 6,0 4,5 3,0 1, ,0 Tork Değişim Oranı [%] Şekil Maksimum silindir gaz basıncı ve krank açı konumunun ön karışımlı etanol oranına göre değişimi dp/dθ [bar/ KA] Vuruntu Sınırı 16 Nm EGR= %0 Ön Isıtma: yok Etanol Artışı Dizel Krank Açısı [ KA] Şekil Nm motor yükünde ön karışımlı etanol oranına göre basınç artış oranının değişimi Orta yüklerde (8-12 Nm), yanma başlangıcındaki gecikme artmaya devam etmektedir. Maksimum ısı yayılım miktarı, belli bir ön karışımlı etanol oranına kadar artış göstermekte ve daha sonra azalmaktadır (Bkz Şekil 4.7, Şekil 4.8 ve Şekil 4.14).

152 125 Bu durumda tutuşma gecikmesinin fazla oranda artması sonucu yanma başlangıcı daha da geç krank açı konumunda gerçekleşmekte ve oluşan bu faz farkı nedeniyle yanma işlemi genişleme zamanında gerçekleşerek tamamlanmaktadır. Böylece genişleme zamanında hacim artmakta ve basınç değeri ile silindir gaz sıcaklığı azalmaya başlamaktadır (Bkz Şekil 4.7, Şekil 4.8). Sonuç olarak maksimum basınç artış oranı (Bkz Şekil 4.3, Şekil 4.16) da azalmaya başlamakta ve daha geç krank açı konumlarında gerçekleşmektedir. Düşük motor yüklerinde ise ön karışımlı etanol dolgusunun artışı ile maksimum ısı yayılım oranı değerlerindeki artış daha yavaş olmakla birlikte, krank açısı olarak daha geç konumda gerçekleşmektedir (Bkz Şekil 4.8 ve Şekil 4.9). Sonuç olarak, tutuşma gecikmesi, hızlı yanma oranı ve yanmanın aşırı faz farkından dolayı genişleme zamanına kayma durumu maksimum ısı yayılım oranı ve maksimum basınç artış oranı üzerinde ortak bir etkiye sahip olduğu görülmektedir. Şekil 4.6, Şekil 4.7, Şekil 4.8 Şekil 4.9 da silindir gaz sıcaklıklarının değişimi görülmektedir. Şekil 4.17 de ise maksimum gaz sıcaklık değerlerinin değişimi görülmektedir. Şekillerden de görüldüğü üzere, tam yük dışında diğer motor yüklerinde ön karışımlı etanol oranının arttırılması ile silindir gaz sıcaklıklarında azalma gerçekleşmektedir. Daha önce de bahsedildiği üzere, etanolün emme manifoldu içerisinde hava ile karışması esnasında ve sıkıştırma zamanı boyunca buharlaşması sonucunda sıkıştırma zamanı sonu sıcaklıklarının azalmasına neden olmaktadır. Diğer taraftan etanolün gizli buharlaşma ısısı dizel yakıtına göre yaklaşık olarak 3 kat daha fazla fakat ısıl değeri ise yaklaşık olarak yarısı kadardır. Aynı kütle için düşünüldüğünde, etanolün yanması ile açığa çıkan ısı enerjisi dizel yakıtına göre daha az iken, etanolün buharlaşabilmesi için dizele göre daha fazla ısı enerjisine ihtiyaç duyulmaktadır [66]. Bu durumda silindir gaz sıcaklıkları azalmaktadır. Fakat tam yük çalışma şartlarında Şekil 4.6 da ve Şekil 4.7 de görüldüğü üzere, artan ön karışımlı etanol miktarı ile maksimum silindir gaz sıcaklıklarında artış görülmektedir. Yanmada oluşan faz farkı neticesinde, yanma oranında meydana gelen artış bu sonucu açıklamaktadır. Daha önce de bahsedildiği gibi, artan ön karışımlı etanol dolgusu ile yanma başlangıcında oluşan faz farkı nedeniyle

153 126 maksimum ısı yayılım oranı artmakta ve böylece maksimum silindir basıncı ile maksimum gaz sıcaklığı artmaktadır (Bkz Şekil 4.6 ve Şekil 4.7). Orta ve düşük motor yüklerinde ise bu değeler aynı seviyelerde kalmakta veya azalma eğilimi göstermektedir (Bkz Şekil 4.8 ve Şekil 4.9). Yanmadaki faz farkının çok fazla olduğu durumlarda ise yanma genişleme zamanında tamamlanarak maksimum silindir basınç değerleri azalmaktadır (Şekil 4.15). Bu durumda daha ileride detaylı olarak bahsedileceği gibi toplam yanma süresi de fazla değişmemektedir. Böylece etanolün buharlaşma ısısı ve dizel yakıtı ile arasındaki ısıl değer farkının etkisi maksimum ortalama gaz sıcaklığının azalmasına neden olmaktadır. Maks. Silindir Gaz Sı caklığı [ K ] EGR= %0 Ön Isıtma: Yok 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Tork Değişim Oranı [%] Şekil Motor yükü ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum silindir gaz sıcaklığının değişimi Şekil 4.18, Şekil 4.19, Şekil 4.20 ve Şekil 4.21 de dört farklı motor yükünde ön karışımlı etanol oranlarının değişimine göre kümülatif ısı yayılımı eğrileri ile yanma başlangıcı (θ 1 ), %50 ısı yayılım noktası (θ 3 ) ve %90 ısı yayılımı (θ 4 ) noktasını gösteren yatay çizgi grafikleri görülmektedir. Şekil 4.22 de de tek grafik içerisinde tüm motor yükleri ve ön karışımlı etanol oranına göre değişen ısı yayılımı orta noktası ve %10-%90 ısı yayılımı için geçen süreler eğri olarak görülmektedir. Şekillerden de görüldüğü üzere, artan ön karışımlı etanol yakıtı ile tüm motor yüklerinde yanma başlangıcı gecikerek faz farkı oluşmaktadır (Bkz Şekil 4.10). Yukarıda daha önce açıklaması yapılan etkilerin doğrultusunda, ön karışımlı yanma aşamasında artan yanma oranı ile gerçekleşen hızlı yanma sonucunda, Şekil 4.22 de

154 127 görüldüğü üzere kümülatif ısı yayılımının orta noktası (θ 3 ) giderek ÜÖN ya doğru kaymaktadır. Bu durum kümülatif ısı yayılım eğrilerine bakıldığında da görülebilmektedir. Yanma başlangıcında artan gecikmeye rağmen, yanmanın başlamasından çok kısa bir süre sonra ısı yayılımı oranı dizel yanmasından daha fazla ve hızlı gerçekleşmektedir. Şekil 4.18 ve Şekil 4.19 da %10-%50 ısı yayılımı arasında gerçekleşen krank açısı (mavi kısım) göreceli olarak ön karışımlı yanma aşaması olarak düşünülürse, ön karışımlı etanol yakıtının artması ile yanma süresi için geçen süre azalmakta fakat motor yükü arttıkça artmaktadır. Bu durumda, yüksek motor yüklerinde ısı yayılımının orta noktası daha erken krank açısı konumuna doğru yönelmekte ve bu durum indike özgül yakıt tüketimini iyileştirmektedir. Orta ve düşük motor yüklerinde, ön karışımlı etanol oranının belli bir değerinden sonra yanmanın faz farkının artarak genişleme zamanına kayması sonucunda, ısı yayılımı orta noktası daha geç krank açısı konumuna doğru yönelmektedir. Bu durum motor performans parametrelerini (imep, indike termik verim gibi) olumsuz etkilemektedir. Kümülatif ısı yayılımının %10 ile %90 arasında geçen krank açısına bakılacak olunursa; artan etanol dolgusu ile özellikle orta ve yüksek motor yüklerinde toplam yanma süresinin etkili bir şekilde azaldığı görülmektedir (Şekil 4.18 de ve Şekil 4.19 da). Düşük motor yüklerinde ön karışımlı etanol oranı, yanmanın bitişi üzerine (θ 4 ısı yayılımının %90 olduğu krank açı konumu) az bir etkisi bulunmaktadır (Şekil 4.21). Yüksek motor yüklerinde ön karışımlı etanol oranının artışı ile yanma oranı, ön karışımlı yanma fazında artmakta ve difüzyon yanma aşamasında da azalmaktadır. Bu nedenle, ön karışımlı etanol oranı yanmanın bitiş noktası üzerinde önemli bir etkiye sahiptir. Motorun sadece dizel yakıtı ile çalışması durumunda, yüksek motor yüklerinde difüzyon yanma aşaması için geçen süre çok daha uzun sürmektedir. Sonuç olarak ön karışımlı etanol dolgusunun artışı ile püskürtülen pilot dizel yakıtı giderek azalmakta ve difüzyon yanma aşaması da daha az oranda gerçekleşmektedir. Böylece toplam yanma süresi de giderek kısalmakta ve ön karışım yanma aşamasında açığa çıkan ısı oranı artmaktadır.

155 128 Kümülatif Isı Yayılımı x 100 [ %] Tork Değişim Oranı [%] 1,0 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 16 Nm EGR: %0 Ön Isıtma: Yok Dizel ,2 0,1 0, Krank Açısı [ KA] Nm θ 2 θ 3 θ Krank Açısı [ KA] Şekil Nm yük için kümülatif ısı yayılımı ve yanma süresinin değişimi 100 [%] Kümülatif Isı Yayılımı x Tork Değişim Oranı [%] 1,0 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0, Nm EGR=%0 Ön Isıtma: Yok Dizel Krank Açısı [ KA] 12 Nm θ 2 θ 3 θ Krank Açısı [ KA] Şekil Nm yük için kümülatif ısı yayılımı ve yanma süresinin değişimi

156 129 Kümülatif Isı Yayılımı x100 [%] Tork Değişim Oranı [%] 1,0 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0, Nm EGR=%0 Ön Isıtma: Yok Dizel Krank Açısı [ KA] 8 Nm θ 2 θ 3 θ Krank Açısı [ KA] Şekil Nm yük için kümülatif ısı yayılımı ve yanma süresinin değişimi Kümülatif Isı Yayılımı x100 [%] Tork Değişim Oranı [%] 1,0 0,9 0,8 Dizel 0,7 10 0,6 20 0,5 4 Nm 30 0,4 EGR=%0 40 0,3 Ön Isıtma: Yok 50 0,2 0, , Krank Açısı [ KA] Nm θ 30 2 θ 3 θ Krank Açısı [ KA] Şekil Nm yük için kümülatif ısı yayılımı ve yanma süresinin değişimi

157 130 Yanma Süresi [ KA] Isı Yayılımı Orta Noktası θ 3 (%50 Kümülatif Isı Yayılımı) EGR= %0 Ön Isıtma: Yok Yanma Süresi θ 2 θ 4 (%10-90 Kümülatif Isı yayılımı) 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Tork Değişim Oranı [%] Isı Yayılımı Orta Noktası [ KA] Şekil Isı yayılımı orta noktası ve yanma süresinin motor yükü ile ön karışımlı etanol oranına göre değişimi Daha önce açıklanan durumların üzerine, ön karışımlı dolgunun homojenliği ve pilot dizel yakıtının miktarı yanmadaki faz farkına ve yanma oranı üzerinde önemli etkisi bulunmaktadır. Bunların sonucunda ön karışımlı yanma aşaması ya da difüzyon yanma aşamasının şiddeti ve yanma süreleri değişmekte, böylece ileride egzoz emisyonlarının değişimleri kısmında detaylı olarak bahsedildiği gibi silindir dolgusu içerisindeki emisyonların oluşumu anlık olarak etkilenmektedir. Bu yüzden ön karışımlı etanol miktarı tüm yanma karakteristiği üzerine önemli etkisi bulunmaktadır.

158 Ön ısıtmanın HCCI-DI motorda yanma üzerine etkileri Ön ısıtma uygulamasının HCCI-DI yanma karakteristiği üzerine etkilerinin belirlenebilmesi için, dört farklı motor yükünde ve farklı ön karışımlı etanol oranlarında yapılan deneyler, 20 C ile 40 C ön ısıtma sıcaklıklarında tekrarlanmıştır. Bir önceki kısımda bahsedildiği gibi, özellikle motor yükü azaldıkça ve yüksek ön karışımlı etanol oranlarında, yanma başlangıcındaki gecikmede artış görülmektedir. Bunun sonucunda yanmada oluşan faz farkı da artmaktadır. Bu nedenle, ön ısıtma sıcaklığının yanma üzerindeki etkisine genel örnek olarak Şekil 4.23 de kısmi motor yükündeki sonuçlar verilmiştir. Şekil 4.23 de 8 Nm yükte dizel ve HCCI-DI çalışma konumunda %60 tork değişimi için farklı ön ısıtma sıcaklıklarına göre silindir basıncı ve ısı yayılım oranı eğrilerinin değişimi görülmektedir. Şeklin sağ tarafında ise her bir durum için yanma başlangıcı (θ 1 ) ve %90 kümülatif ısı yayılımı oranı krank açı konumuna (θ 4 ) göre çizilen gri renkli alan görülmektedir. Isı yayılımı orta noktasını (θ 3 ) kırmızı renkle gösterilen çizgi ile görülmektedir. Şekilde ısı yayılımı başlangıçlarına dikkat edildiğinde, ön ısıtma uygulaması olmadan HCCI-DI çalışma konumunda yanma başlangıcı, standart dizel çalışma durumuna göre oldukça geç krank açı konumlarında gerçekleşmektedir. Şekilde yanma başlangıcındaki gecikmenin ön ısıtma sıcaklığının arttırılması ile birlikte bir miktar ortadan kalktığı görülmektedir. Buna bağlı olarak ön karışımlı yanma fazı aşamasında maksimum ısı yayılım oranı azalmakta ve ısı yayılımı orta noktasının ÜÖN ya doğru yaklaştığı görülmektedir. Yanma başlangıcındaki gecikmedeki azalma sıkıştırma sonu silindir içi gaz basıncına bakıldığında da belirgin bir şekilde görülmektedir. Bununla birlikte, ön ısıtma uygulaması ile maksimum silindir gaz basıncı değeri artış göstermektedir. Şekil 4.23 de görüldüğü üzere, ön ısıtma sıcaklığının arttırılması ve maksimum silindir basıncının artması sonucunda da silindir gaz sıcaklıkları artmaktadır.

159 Isı Yayılım Oranı [kj/ KA] Silindir Gaz Basıncı [bar] ,07 Silindir Gaz Sıcaklığı [K] ,06 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 0,00 8 Nm %60 Etanol EGR= %0 Dizel Ön Isıtma: Yok Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C Krank Açısı [ KA] Faz Farkının Değişimi θ 1 θ 3 θ 4 ÜÖN Dizel EGR= %0 Ön Isıtma: Yok EGR= %0 Ön Isıtma: Yok EGR= %0 Ön Isıtma: 20 C EGR= %0 Ön Isıtma: 40 C Şekil Nm yükte ön ısıtma sıcaklığının silindir basıncı ve ısı yayılımı oranına etkisi Ön ısıtma uygulaması ile kümülatif ısı yayılımı eğrilerinin başlangıç noktaları (θ 1 ) ve tutuşma gecikmesinin değişimi Şekil 4.24 de görülmektedir. Genel olarak yanma başlangıcındaki eğilimlerin benzeri tutuşma gecikmesi eğrilerinde de görülmektedir. Ön ısıtma uygulaması olmadan, ön karışımlı etanol dolgusunun artışı ile orantılı olarak motor yükü azaldıkça, yanma başlangıçları daha geç krank açı konumlarında başlamaktadır. Ön ısıtma sıcaklığının arttırılması ile yanma başlangıçlarındaki

160 133 gecikmenin azaldığı ve artan ön karışımlı etanol oranının artışına göre fazla değişim göstermediği elde edilen sonuçlardan görülmektedir. Tutuşma Başlangıcı [ KA] Yanma Başlangıcı - θ Tork Değişim Oranı [%] Tutuşma Gecikmesi [ KA] 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C Şekil Ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre yanma başlangıcı ve tutuşma gecikmesinin değişimi Benzer şekilde, ön ısıtma uygulaması ile artan ön karışımlı etanol oranına göre tüm motor yüklerinde tutuşma gecikmesinin değişiminde çok farklılık görülmemektedir. Buradan da görüldüğü üzere, dinamik yakıt enjeksiyon avansının önemli derecede değişim göstermediği ve pilot dizel yakıtı için gerçekleşen tutuşma gecikmesinin daha çok yanma başlangıcından etkilendiği anlaşılmaktadır. Daha önceki kısımda da bahsedildiği gibi, tutuşma gecikmesi daha çok dolgu sıcaklığı, pilot dizel yakıt buharı ve oksijen konsantrasyonuna bağlı olarak değişim göstermektedir [14, 69, 70]. Ön ısıtma uygulaması ile volümetrik verimin değişimi maksimum 4 Nm yükte iken yaklaşık %12 kadar olmakta ve Şekil 4.25 de görüldüğü gibi oksijen konsantrasyonunun da ön ısıtmasız uygulamaya göre çok fazla değişim göstermediği

161 134 anlaşılmaktadır. Elde edilen bu sonuçlar üzerinde en önemli etkenin dolgunun sıcaklığı olduğu görülmektedir. Ön karışımlı etanol dolgusunun artışı ile birlikte Şekil 4.23 de görüldüğü üzere, ön ısıtma uygulaması ile sıkıştırma zamanı sonunda silindir gaz sıcaklık değerleri artmaktadır. 0,99 0,98 0,97 0,96 0,95 0,94 Oksijen Konsantrasyon Oranı1,00 EGR= %0 Ön Isıtma: Değişken Tork Değişim Oranı [%] 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C Şekil Ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre oksijen konsantrasyonunun değişimi Ön ısıtma uygulaması ile pilot dizel yakıt enjeksiyonu için tutuşma gecikmesinin fazla değişmediği göz önünde bulundurulduğunda, tutuşma gecikmesi boyunca silindir içerisinde biriken dizel yakıt miktarında dolaylı olarak azalma beklenmektedir. Yanmanın daha erken başlaması ve bu durumun etkisi sonucunda, maksimum ısı yayılım oranı ön karışımlı yanma safhasında azalmaktadır. Farklı motor yüklerinde, ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum ısı yayılım oranı ve krank açı konumunun değişimi Şekil 4.26 da, maksimum silindir gaz basıncı ve krank açı konumunun değişimi de Şekil 4.27 de görülmektedir. Maksimum ısı yayılım miktarı ön ısıtma uygulaması olmadan belli bir ön karışımlı etanol oranına kadar artış göstermekte ve daha sonra azalmaktadır. Yanma başlangıcında gecikmeye bağlı olarak oluşan faz farkının artışı neticesinde, ön karışımlı etanol oranının belli bir değerinden sonra yanma genişleme zamanına doğru kaymaktadır. Bu yüzden maksimum ısı yayılımının krank açı konumu giderek

162 135 Maks. Isı Yay. Oranı [J/ KA] Maksimum Isı Yayımı Oranı Maksimum Isı Yayılım Oranı Konumu Tork Değişim Oranı [%] Krank Açısı [ KA] 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C Şekil Ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum ısı yayılım oranı ve krank açı konumunun değişimi Maks. Silindir Basıncı [bar]90 Maksimum Silindir Gaz Basıncı 7,5 6,0 4,5 3,0 1,5 Krank Açısı [ KA] 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C Tork Değişim Oranı [%] Şekil Ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum silindir basıncı ve krank açı konumunun değişimi 0,0

163 136 ÜÖN ya yaklaşmaktadır. Bu durum dolgunun ön ısıtılması ile birlikte değişmekte ve Şekil 4.26 da görüldüğü üzere maksimum ısı yayılımının konumu çok fazla değişim göstermemektedir. Özellikle orta yüklerde (8 ve 12 Nm) ön ısıtma sıcaklığının arttırılması sonucunda, ön karışımlı etanol oranının artışı ile maksimum ısı yayılım oranında sürekli olarak artış görülmektedir. Böylece maksimum silindir basıncı da ön karışımlı etanol oranının artışı ile birlikte sürekli olarak artış göstermektedir (Şekil 4.27). Maksimum silindir basıncının krank açı konumu ön ısıtma sıcaklığının arttırılması ile ÜÖN ya daha yakın olmakta ve ön karışımlı etanol miktarına göre çok fazla değişim göstermediği görülmektedir. Farklı motor yüklerinde, ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre ısı yayılımının orta noktası (θ 3 ) ve %10-%90 ısı yayılımı için geçen yanma süreleri Şekil 4.28 de görülmektedir. Bir önceki kısımda açıklandığı üzere, ön karışımlı etanol oranının artışı ile ısı yayılımı orta noktası ÜÖN ya doğru yaklaşmaktadır. Orta ve düşük motor yüklerinde, ön karışımlı etanol oranının belli bir değerinden sonra ısı yayılımı orta noktası ÜÖN dan daha geç krank açı konumuna doğru yönelmektedir. Ön ısıtma uygulaması ile yanma başlangıcındaki gecikmenin azalması neticesinde, artan ön karışımlı etanol oranına göre ön karışımlı yanma aşamasında yanma oranının artması sonucunda, ısı yayılımı orta noktası sürekli ÜÖN ya doğru yaklaşmaktadır. Ön ısıtma uygulaması ile yanma süresi (θ 2 -θ 4 ) çok fazla değişim göstermemekle birlikte, yaklaşık olarak ön ısıtmasız durumlardaki artan ön karışımlı etanol oranına bağlı olarak gerçekleşen gecikme değerleri kadar uzadığı görülmektedir. Yüksek motor yüklerinde, artan ön karışımlı etanol oranına göre yanma başlangıcındaki gecikmenin kısmi ve düşük yüklere göre daha fazla olması nedeniyle, ön ısıtma uygulaması ile yanma süresinde görülen farklılık daha belirgin olmaktadır. Şekil 4.29 da farklı motor yüklerinde, ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum silindir gaz sıcaklıklarının değişimi görülmektedir. Şekillerden de görüldüğü üzere, tüm motor yüklerinde ön ısıtma sıcaklığının arttırılması ile maksimum silindir gaz sıcaklıklarında artış görülmektedir. Ön ısıtma

164 137 sıcaklığının arttırılması ve yanmadaki gecikmeye bağlı olarak faz farkının azalması neticesinde maksimum silindir basıncının artması ile silindir gaz sıcaklıkları artmaktadır. Isı Yayılımı Orta Noktası [ KA] Isı Yayılımı Orta Noktası θ 3 (%50 Kümülatif Isı Yayılımı) Yanma Süresi θ 2 -θ 4 (%10-90 Kümülatif Isı Yayılımı) Tork Değişim Oranı [%] Yanma Süresi [ KA] 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C Şekil Ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre ısı yayılımı orta noktası ve yanma süresinin değişimi Maks. Silindir Gaz Sıcaklığı [K] Tork Değişim Oranı [%] 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C Şekil Ön ısıtma sıcaklığına ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum silindir gaz sıcaklığının değişimi

165 EGR oranının HCCI-DI motorda yanma üzerine etkileri HCCI-DI yanma karakteristiği üzerine EGR uygulamasının etkilerinin belirlenebilmesi için dört farklı motor yükünde ve farklı ön karışımlı etanol oranlarında yapılan deneyler, %10, 20 ve 30 EGR oranlarında tekrarlanmıştır. Motor yükü azaldıkça ve yüksek ön karışımlı etanol oranlarında, yanma başlangıcındaki gecikmede artış görülmektedir. Bunun sonucunda yanmada faz farkı oluşmaktadır. Bu nedenle, EGR uygulamasının yanma üzerindeki etkisine genel örnek olarak yüksek ve orta motor yüklerinde, vuruntu oluşumuna ya da maksimum ısı yayılım oranına neden olan ön karışımlı etanol oranı için elde edilen sonuçlarının verilmesi uygun olacaktır. Şekil 4.30 da 12 Nm yükte dizel ve HCCI-DI çalışma konumunda %60 tork değişimi için farklı EGR oranlarında silindir basıncı ve ısı yayılım oranı eğrilerinin değişimi görülmektedir. Şeklin sağ tarafında ise her bir durum için, yanma başlangıcı (θ 1 ) ve %90 kümülatif ısı yayılımı oranı krank açı konumuna (θ 4 ) göre çizilen gri renkli alan görülmektedir. Isı yayılımı orta noktasını (θ 3 ) kırmızı renkle gösterilen çizgi ile görülmektedir. Şekil 4.30 da ısı yayılımı başlangıçlarına dikkat edildiğinde, EGR uygulaması olmadan HCCI-DI çalışma konumunda yanma başlangıcı, standart dizel çalışma durumuna göre oldukça geç krank açısı konumlarında gerçekleşmektedir. EGR oranının arttırılması ile yanma başlangıcındaki gecikmenin daha da arttığı şekilden görülmektedir. Buna bağlı olarak %10 EGR oranında ön karışımlı yanma fazı aşamasında maksimum ısı yayılım oranı hafifçe artmakta ve ısı yayılımı orta noktası hafifçe ÜÖN dan uzaklaşmıştır. EGR oranın %20 ile %30 oranına çıkarılması ile yanma başlangıcında gecikme daha da artmaktadır. Bu durumda da ısı yayılımı orta noktasının değişiminden de görüldüğü üzere, yanmada faz farkı etkili bir şekilde artarak ÜÖN dan uzaklaştığı görülmektedir. Böylece, yanma genişleme fazına doğru kaydıkça maksimum ısı yayılım oranı da azalmaktadır. Silindir gaz basıncının değişimi incelendiğinde de yanma başlangıcındaki gecikmenin artışı belirgin bir şekilde görülmektedir. Bununla birlikte, EGR uygulaması ile maksimum silindir gaz basıncı değeri faz farkının oluşumundan dolayı azalma göstermektedir.

166 139 Silindir Gaz Sıcaklığı [K] Isı Yayılımı Oranı [kj/ KA] Silindir Basıncı [bar] , 0,07 0,06 0,05 0,04 0,03 0,02 0,01 0,00 12 Nm %60 Etanol Ön Isıtma= Yok Dizel EGR: Yok EGR: %10 EGR: %20 EGR: % Krank Açısı [ KA] Faz Farkının Değişimi θ 1 θ 3 θ 4 ÜÖN Dizel EGR= %0 Ön Isıtma: Yok %60 Etanol EGR= %0 Ön Isıtma: Yok %60 Etanol EGR= %10 Ön Isıtma: Yok %60 Etanol EGR= %20 Ön Isıtma: Yok %60 Etanol EGR= %30 Ön Isıtma: Yok Şekil Nm yükte EGR oranının silindir basıncı ve ısı yayılımı oranına etkisi Şekil 4.30 da görüldüğü üzere, EGR oranının arttırılması ve maksimum silindir basıncının azalması sonucunda silindir gaz sıcaklıkları da azalmaktadır. Bunun temel nedenlerinden en önemli ikisi; hazırlanan ön karışımlı dolgunun egzoz gazı resirkülasyonu ile (özellikle egzoz gazı içeriğinden CO 2 ve H 2 O) dolgunun özgül ısı kapasitesinin artması ve dolgunun seyreltilerek oksijen içeriğinin giderek azalmasıdır [51, 52, 54-56]. EGR uygulamasının termal etkisi sonucunda da silindir gaz sıcaklığı azalmaktadır. Bununla birlikte, EGR uygulamasının seyreltici etkisi yanma oranının

167 140 yavaşlamasına neden olmaktadır. Böylece yanma başlangıcında gecikme artmakta ve yanma oranının artan EGR oranı ile de yavaşlaması durumunda ortaya çıkan faz farkı sonucunda yanma genişleme zamanında tamamlanmaktadır. Bu durum yanmadaki faz farkını arttırmaktadır. Yanma süresinin bir miktar artışına neden olmaktadır. Şekil 4.31 de EGR uygulaması ile kümülatif ısı yayılımı eğrilerinin başlangıç noktaları (θ 1 ) ve tutuşma gecikmesinin değişimi görülmektedir. EGR uygulaması ile yanma başlangıcı ve tutuşma gecikmesinde elde edilen sonuçlardaki eğrilerin benzer eğilimlere sahip olduğu görülmektedir. EGR uygulaması olmadan, ön karışımlı etanol dolgusunun artışı ile orantılı olarak motor yükü azaldıkça, yanma başlangıçları daha geç krank açı konumlarında başlamaktadır. Ön ısıtma uygulamasından farklı olarak, tüm motor yüklerinde EGR uygulaması ile birlikte ön karışımlı etanol oranının arttırılması sonucunda tutuşma gecikmesinde artış görülmektedir. Tutuşma Başlangıcı [ KA] Yanma Başlangıcı - θ Tork Değişim Oranı [%] Tutuşma Gecikmesi [ KA] 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR: %10 EGR: %20 EGR: %30 Şekil EGR oranı ve ön karışımlı etanol oranına göre yanma başlangıcı ve tutuşma gecikmesinin değişimi

168 141 Daha önce de bahsedildiği gibi tutuşma gecikmesi daha çok dolgu sıcaklığı, pilot dizel yakıt buharı ve oksijen konsantrasyonuna bağlı olarak değişim göstermektedir [14, 69]. EGR uygulaması ile ön karışımlı etanol oranının artması sonucunda, özellikle yüksek motor yüklerinde oksijen konsantrasyon oranında azalmanın daha fazla olduğu Şekil 4.32 de görülmektedir. EGR oranının artışı ile artan yakıt tüketimi sonucunda, aynı tork değişim oranı için ön karışımlı etanol miktarının daha fazla olması bu sonucu açıklamaktadır. Oksijen konsantrasyon oranının değişiminde başlangıç değer olarak EGR uygulaması yapılan standart dizel çalışmasındaki durum referans alındığından, oksijen konsantrasyonunun değişimine de dikkat edilmesi gerekli olmaktadır. Oksijen Konsantrasyon Oranı 1,00 0,98 0,96 0,94 0,92 0,90 0, Oksijen Konsantrasyonu [%] 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR: %10 EGR: %20 EGR: % Tork Değişim Oranı [%] Şekil EGR oranı ve ön karışımlı etanol oranına göre oksijen konsantrasyon oranı ve oksijen konsantrasyonunun değişimi Şekil 4.32 de %30 EGR oranı ve yüksek ön karışımlı etanol oranlarında oksijen oranı yaklaşık %21 gibi değerlerden %14,43 değerine kadar azaldığı görülmektedir. Şekilde görüldüğü üzere, aynı EGR oranlarında bazı durumlar için oksijen

169 142 konsantrasyonları birbirlerine yakın değerlerde olmakla birlikte farklılıklar görülebilmektedir. Her bir çalışma konumu için ön karışımlı etanol miktarı farklı olmakta ve buna bağlı olarak da egzoz emisyonu içerisinde yanma ürünleri değişmektedir. Deneysel çalışmalarda ön karışım odasındaki CO 2 konsantrasyonuna göre EGR oranı belirlenmiştir. Hesaplanan değerlerde ise emme dolgusundaki hacim değişimine göre EGR oranı belirlenmiştir. Bu durum oksijen konsantrasyonundaki farklılıkları açıklamaktadır. Bununla birlikte, EGR uygulaması ile ön karışımlı etanol dolgusunun artışı ile sıkıştırma zamanı sonunda silindir gaz sıcaklık değerleri Şekil 4.30 dan görüldüğü üzere azalmaktadır. Elde edilen bu sonuçlardan görüleceği gibi, EGR uygulaması söz konusu olduğunda yanma başlangıcı üzerinde en önemli parametrelerin oksijen oranı ve dolgunun sıcaklığı olduğu görülmektedir [52, 55]. EGR uygulaması ile pilot dizel yakıt enjeksiyonu için tutuşma gecikmesinin arttığı göz önünde bulundurulduğunda, tutuşma gecikmesi boyunca silindir içerisinde biriken dizel yakıt miktarında artış olmaktadır. Yanmanın daha geç başlaması ve bu durumun etkisi sonucunda, ön karışımlı yanma safhasında ısı yayılım oranının artış göstermesi beklenmektedir. Fakat ön karışımlı yanma fazında EGR uygulaması ile azalan oksijen konsantrasyonu sonucunda, yanma oranının daha yavaş bir şekilde gerçekleşmesine bağlı olarak maksimum ısı yayılımı miktarı çok fazla değişim göstermemektedir. Farklı motor yüklerinde, EGR oranına ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum ısı yayılım oranı ve krank açı konumunun değişimi Şekil 4.33 de, maksimum silindir gaz basıncı ve krank açı konumunun değişimi de Şekil 4.34 de görülmektedir. Tam yük çalışma konumu dışındaki yüklerde, maksimum ısı yayılım miktarı EGR uygulaması olmadan belli bir ön karışımlı etanol oranına kadar artış göstermekte ve daha sonra azalmaktadır. Yanma başlangıcında gecikmeye bağlı olarak oluşan faz farkının artışı neticesinde, ön karışımlı etanol oranının belli bir değerinden sonra yanma genişleme zamanına doğru kaymaktadır. Bu yüzden maksimum ısı yayılımının krank açı konumu giderek ÜÖN ya yaklaşmaktadır. Genel olarak EGR uygulaması ile maksimum ısı yayılım miktarında belirgin bir farklılık gerçekleşmemekte fakat krank açı konumlarında değişim görülmektedir.

170 143 Maks. Isı Yay. Oranı [j/ KA] 100 Maksimum 90 Isı Yayımı Oranı Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR: %10 EGR: %20 EGR: %30 6 Maksimum Isı Yayılım Oranı Konumu Krank Açısı [ KA] Tork Değişim Oranı [%] Şekil EGR oranı ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum ısı yayılım oranı ve krank açı konumunun değişimi Maks. Silindir Basıncı [bar] Maksimum Silindir Gaz Basıncı Maksimum Silindir Gaz Basıncı Konumu 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR: %10 EGR: %20 EGR: %30 Krank Açısı [ KA] Tork Değişim Oranı [%] Şekil EGR oranı ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum silindir basıncı ve krank açı konumunun değişimi

171 144 Bununla birlikte, EGR uygulaması ile standart dizel çalışma konumunda maksimum ısı yayılımı oranında artış gerçekleşmektedir. Şekil 4.33 de krank açı konumunun değişimi incelendiğinde, EGR oranının arttırılması ile maksimum ısı yayılımı daha geç krank açı konumlarında oluşmakta ve daha düşük ön karışımlı etanol oranlarında ÜÖN ya yaklaştığı sonuçlardan görülmektedir. Ön karışımlı etanol oranının belli bir değerinden (kısmi yükler için %60 tork değişim oranı) sonra da ÜÖN yı geçmektedir. Böylece ısı yayılımında faz farkı oluşumu sonucunda, EGR oranının arttırılması ile maksimum silindir basıncının krank açı konumu ÜÖN dan daha geç konumlarda olmakta ve ön karışımlı etanol miktarına göre de ÜÖN dan daha fazla uzaklaşmaktadır. Bu durumda EGR uygulaması ve ön karışımlı etanol oranının artışı ile birlikte maksimum silindir basıncında azalma gerçekleşmektedir (Şekil 4.34). Farklı motor yüklerinde, EGR oranına ve ön karışımlı etanol oranına göre ısı yayılımının orta noktası (θ 3 ) ve %10-%90 ısı yayılımı için geçen yanma süreleri Şekil 4.35 de görülmektedir. Bir önceki kısımda açıklandığı üzere, ön karışımlı etanol oranının artışı ile ısı yayılımı orta noktası ÜÖN ya doğru yaklaşmaktadır. Orta ve düşük motor yüklerinde, ön karışımlı etanol oranının belli bir değerinden sonra ısı yayılımı orta noktası ÜÖN dan daha geç krank açı konumuna doğru yönelmektedir. Ön karışımlı etanol oranının arttırılması sonucunda yanma başlangıcında oluşan gecikme EGR uygulaması ile birlikte daha fazla artış göstermekte ve ön karışımlı yanma fazında yanma oranının daha yavaş bir şekilde gerçekleşmesine neden olmaktadır. EGR uygulaması ile yanma sürelerinde (θ 2 -θ 4 ) çok fazla değişim görülmemekle birlikte, yaklaşık olarak artan ön karışımlı etanol oranına bağlı olarak gerçekleşen gecikme değerleri kadar uzadığı görülmektedir. Yüksek motor yüklerinde, artan ön karışımlı etanol oranına göre yanma başlangıcındaki gecikmenin kısmi ve düşük yüklere göre daha fazla olması nedeniyle, EGR uygulaması ile yanma süresinde görülen farklılık daha belirgin olmaktadır.

172 145 Isı Yayılımı Orta Noktası [ KA] 14 Isı Yayılımı Orta Noktası θ 3 12 (%50 Kümülatif Isı Yayılımı) Yanma Süresi θ 2 -θ 4 (%10-90 Kümülatif Isı Yayılımı) Tork Değişim Oranı [%] Yanma Süresi [ KA] 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR: %10 EGR: %20 EGR: %30 Şekil EGR oranına ve ön karışımlı etanol oranına göre ısı yayılımı orta noktası ve yanma süresinin değişimi Şekil 4.36 da farklı motor yüklerinde, EGR oranı ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum silindir gaz sıcaklıklarının değişimi görülmektedir. Tüm motor yüklerinde EGR oranının arttırılması ile maksimum silindir gaz sıcaklıklarında azalma görülmektedir. EGR uygulaması ile dolgunun özgül ısı kapasitesinin artması ve dolgunun oksijen konsantrasyonu azalmaktadır. Bunların sonucunda yanma başlangıcı daha önce de bahsedildiği gibi gecikmekte ve yanma oranının yavaşlayarak maksimum ısı yayılım oranı azalmaktadır. Oluşan faz farkının artması neticesinde maksimum silindir basıncı ile birlikte silindir gaz sıcaklıkları da azalmaktadır.

173 146 Maks. Silindir Gaz Sıcaklığı [K] Tork Değişim Oranı [%] 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR: %10 EGR: %20 EGR: %30 Şekil EGR oranına ve ön karışımlı etanol oranına göre maksimum silindir gaz sıcaklığının değişimi 4.3. İndike Termik Verim ve İndike Özgül Yakıt Tüketiminin Değişimi HCCI-DI yanma konumundaki motor performansı göstergesi olarak Şekil 4.37 de indike termik verimin, Şekil 4.38 de de indike özgül yakıt tüketiminin değişimi görülmektedir. Sonuçlardan görüldüğü üzere, tam yükte ve HCCI-DI yanma konumunda iken ön karışımlı etanol miktarının arttırılması ile indike termik verimde artış görülmektedir. Bu durum, ısı yayılımı orta noktasının (θ 3 ) ÜÖN ya yaklaşması sonucunda ortaya çıkmaktadır. Şekil 4.22 de ısı yayılımı orta noktası (θ 3 ) ve Şekil 4.15 de maksimum silindir gaz basıncı ile krank açı konumunun değişiminden görülmektedir. Motorda vuruntu sınırı %30 tork değişim oranından sonra aşılmakta ve bu durumda indike termik verim %9,8 oranında artmaktadır. %50 tork değişim oranında indike termik verimde %10,3 oranında artış gerçekleşmiştir. Orta ve kısmi yüklerde ise %90 tork değişim oranına kadar ön karışımlı etanol miktarı arttırılarak motor HCCI-DI yanma konumunda çalıştırılmıştır. Eğrilerden de görüldüğü üzere, belli bir ön karışımlı etanol miktarına kadar (yaklaşık %60-70 tork değişim oranı) indike termik verimde %9,3 oranında kadar artış, indike özgül yakıt tüketiminde de %4,5 oranına kadar iyileşme görülebilmektedir. Özellikle orta ve kısmi yüklerde, ön karışımlı etanol yakıtının daha fazla arttırılması ile yanmadaki gecikmeye bağlı olarak oluşan faz farkının etkileri üstün gelmekte ve ısı yayılımı orta noktasında gecikme meydana gelmektedir. Böylece, indike özgül

174 147 İndike Termik Verim ITE [%] İndike Termik Verim ITE [%] İndike Termik Verim ITE [%] EGR: %10-30 Ön Isıtma: Yok EGR: Yok Ön Isıtma: C Vuruntu Oluşumu 50 EGR: %10-30 c 48 Ön Isıtma: Yok Tork Değişim Oranı [%] a b 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR: %10 EGR: %20 EGR: %30 Şekil Ön karışımlı etanol oranı, EGR oranı ve ön ısıtmanın indike termik verimime etkisi yakıt tüketimi artış göstermekte ve indike termik verim kötüleşmektedir. Şekil 4.4. de COV imep in değişiminden de görüldüğü üzere, motorun düzensiz çalışma eğilimi artış gösterdiği tork değişim oranlarında indike özgül yakıt tüketiminde büyük oranda artış meydana gelmektedir. Bu çalışma koşullarında motor düzensiz çalışarak tekleme ve kısmi olarak yanma sonucu yüksek HC emisyonlarından da anlaşılabilmektedir.

175 148 Ön ısıtma sıcaklığının arttırılması durumunda ise ön ısıtmasız çalışma konumuna göre indike termik verimin biraz daha yüksek, indike özgül yakıt tüketiminin daha düşük olduğu görülmektedir. %60-70 tork değişim oranlarından sonra da indike termik verimde azalma eğiliminin, indike özgül yakıt tüketiminde de artış eğiliminin daha yavaş gerçekleştiği görülmektedir. EGR uygulaması sonucunda, normal değerlere göre indike termik verim biraz daha azalmakta (Şekil 4.37-a) ve indike özgül yakıt tüketimi bir miktar daha artış görülmektedir (Şekil 4.38-b). İndike Ölgül Yakıt Tüketimi ISFC [g/kw-h] İndike Ölgül Yakıt Tüketimi ISFC [g/kw-h] İndike Ölgül Yakıt Tüketimi ISFC [g/kw-h] EGR: Yok Ön Isıtma: Yok 420 EGR: Yok b 400 Ön Isıtma: C EGR: Yok: %10-30 c Ön Isıtma: Yok Tork Değişim Oranı [%] a 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR: %10 EGR: %20 EGR: %30 Şekil Ön karışımlı etanol oranı, EGR oranı ve ön ısıtmanın indike özgül yakıt tüketimine etkisi

176 Egzoz Emisyonlarının Değişimi NO x -is emisyonlarının değişimi Farklı motor yüklerinde ön karışımlı etanol miktarı, ön ısıtma sıcaklığı (20 ve 40 C) ve EGR oranına (%0-30) göre NO x emisyonlarının değişimi Şekil 4.39-a da, duman emisyonlarının değişimi ise Şekil 4.40 da görülmektedir. Elde edilen sonuçlardan, motorun HCCI-DI çalışma konumunda iken NO x -duman zıt eğilim karakteristiğinin değiştiği görülmektedir [34-36, 66, 69, 74, 80]. Özellikle kısmi ve düşük yüklerde her iki emisyonda eş zamanlı azalma sağlanabilmektedir. Şekil 4.41-a da görüldüğü üzere, kısmi motor yükünde (8 Nm) artan etanol miktarı ile birlikte NO x ve duman emisyonlarında eş zamanlı olarak yaklaşık %26 ve %87 oranlarına kadar azalma gerçekleşmiştir. Fakat yüksek motor yükünde (16 Nm) ön karışımlı etanol miktarının artışı ile NO x emisyonları artış eğilimi göstermekte (Şekil 4.39-a ve Şekil 4.41-b), duman-no x emisyonlarında eş zamanlı azalma sağlanamamaktadır [74, 36, 69]. Klasik bir dizel yanmasında NO x oluşumu ağırlıklı olarak ön karışımlı yanma aşamasında oluşan alevin fakir kısımlarında, is oluşumu ise difüzyon yanma periyodunun yakıtça zengin olan bölgelerinde oluşmaktadır [13, 14, 20, 100]. Temel olarak NO x oluşumu sıcaklık, lokal oksijen konsantrasyonu ve reaksiyonlar sırasında geçen zamana bağlı olarak değişim göstermektedir [13, 14]. Daha önceki kısımlarda detaylı olarak bahsedildiği üzere, HCCI-DI yanma konumunda ısı yayılımı daha çok ön karışımlı aşamada ve daha hızlı gerçekleşmektedir. Pilot dizel enjeksiyonu sonucunda difüzyon yanma aşamasındaki ısı yayılımı daha az ve kısa süreli gerçekleşmektedir. Böylece genel olarak toplam yanma süresi kısalmaktadır. Ön karışımlı yakıtın arttırılması ile silindir içerisindeki homojen dolgunun yakıt eşdeğerlik oranı artmaktadır. Dizel yakıta göre etanolün buharlaşma sıcaklığı daha yüksek ve ısıl değeri ise düşüktür. Böylece silindir içi sıcaklıklar, klasik dizel yanmasındaki stokiyometrik bölgelere göre daha düşük olabilmektedir. Bununla birlikte Şekil 4.39-a dan da görüldüğü üzere, yüksek motor yükünde ön karışımlı etanol ile NO x emisyonları artmaktadır.

177 150 NO x [ppm] NO x [ppm] a b c EGR: Yok Ön Isıtma: Yok EGR: Yok Ön Isıtma: C EGR: %10-30 Ön Isıtma: Yok 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C NO x [ppm] Tork Değişim Oranı [%] 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR Oranı: %10 EGR Oranı: %20 EGR Oranı: %30 Şekil Ön karışımlı etanol oranı, EGR oranı ve ön ısıtmanın NO x emisyonlarına etkisi Yanmada ortaya çıkan ısı yayılımının daha kısa bir zamanda gerçekleşmesine rağmen, ön karışımlı yanma fazı aşamasındaki ısı yayılımının aşırı artması sonucunda maksimum gaz sıcaklıkları artmaktadır [69, 77]. Yukarıda bahsedildiği gibi ön karışımlı etanol yakıtının artışı ile yanmaya katılan dizel yakıtı azalmakta ve ısı açığa çıkışı daha çok ön karışımlı yanma safhasında gerçekleşmektedir [36, 63 77, 100]. Artan tutuşma gecikmesi süresi boyunca silindir içerisine püskürtülen dizel yakıtı homojen etanol-hava karışımı ile karışıp buharlaşarak silindir içerisinde yakıt olarak zengin bölgelerin varlığını azaltmakta ve ön karışım yanma aşamasında öncü

178 151 is moleküllerinin oluşumuna engel olmaktadır [36, 63, 69, 77]. Etanolün moleküler yapısında oksijen bulundurması ve C/H oranı dizel yakıta göre daha düşük olması sayesinde duman emisyonlarının azalmasında olumlu etkiye sahiptir [36, 63, 69, 77]. Duman [K Faktör m -1 ] EGR: Yok Ön Isıtma: Yok a 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Duman [K Faktör m -1 ] Duman [K Faktör m -1 ] 12 EGR: Yok Ön Isıtma: C b EGR: %10-30 Ön Isıtma: Yok Tork Değişim Oranı [%] c 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR Oranı: %10 EGR Oranı: %20 EGR Oranı: %30 Şekil Ön karışımlı etanol oranı, EGR oranı ve ön ısıtmanın duman emisyonlarına etkisi Şekil 4.39-c de ve Şekil 4.40-c de tüm motor yüklerinde EGR uygulaması ile NO x emisyonlarında azalma ve duman emisyonlarında artış meydana geldiği görülmektedir [34, 74]. EGR uygulaması ile dolgunun özgül ısı kapasitesinin artması

179 152 ve dolgunun seyreltilmesi sonucunda, ön karışımlı yanma fazında hızlı ısı yayılımı kontrol edilmekte ve bunun sonucunda yanma sıcaklığının azalması ile NO x emisyonları üzerine yararlı olmaktadır. Yalınlık arz etmesi bakımından Şekil 4.41-b ve Şekil 4.41-c de sadece tam yük (16 Nm) ve kısmi motor yükü (8 Nm) için farklı EGR oranlarında elde edilen sonuçlar görülmektedir. Tam yükte NO x emisyonları EGR uygulaması ile azalmasına rağmen, ön karışımlı etanol miktarının artışı ile yükselerek NO x -duman zıt eğilim karakteristiğini sürdürmektedir [36, 63]. Tam yük ile kısmi yük için farklı EGR oranlarında NO x - duman eğilimleri karşılaştırıldığında farklı oldukları görülmektedir. Eğilimlerin başlangıç noktaları dizel çalışması ile elde edilen değerlerle başlamakta olup, daire ile işaretlenmiştir. Bu değerler referans alınarak, ön karışımlı etanol miktarına ve EGR oranlarına bağlı olarak her iki emisyon için avantajlı bölge taranmıştır. Buna göre %10 EGR oranında sadece %20 ve %30 tork değişimi bu bölge içerisinde kalmaktadır. Diğer EGR oranlarında ise ön karışımlı etanol yakıtının artması ile duman ve NO x emisyonları referans dizel çalışmasında elde edilen değerlerin çok daha altında bir değerde olmaktadır. Kısmi motor yükünde ise ön karışımlı etanol miktarı arttırıldıkça NO x emisyonlarında azalma sağlanabildiği için dizel çalışma konumuna göre sadece bir referans çizgi çizilmiştir. Şekilde görüldüğü üzere, EGR oranının artışı ile birlikte duman emisyonları da artış göstermektedir. Bu durumda %30 EGR oranında iken duman koyuluğu %30 tork değişim oranına kadar referans dizel noktasının üzerinde kalmaktadır. Diğer EGR oranlarında %10 ve %20 ön karışımlı etanol oranı ile referans dizel noktasından daha düşük değerler sağlanabilmektedir. Bütün bunlarla birlikte referans değere göre tam yükte %30 EGR oranı ve %50 tork değişim oranına kadar arttırılan ön karışımlı etanol ile NO x emisyonlarında %62, duman emisyonlarında %82 oranında eş zamanlı olarak maksimum azalma sağlanabilmiştir. Kısmi yük için bu oranlar NO x için %81, duman için %64 olarak gerçekleşmiştir.

180 153 Duman [K faktör m -1 ] Duman [K faktör m -1 ] 0,40 8 Nm Dizel a 0,35 0,30 0,25 0,20 0,15 0,10 0,05 %50 Tork Değişim oranı %80 Tork Değişim oranı 0, NO x [ppm] 14 EGR artışı b 12 Dizel 16 Nm Duman [K faktör m -1 ] Duman [K faktör m -1 ] 10 EGR EGR 10 EGR 20 EGR 0 Etanol Artışı NO x [ppm] 1,05 8 Nm EGR artışı c 0,90 0,75 0,60 0,45 0,30 0,15 EGR 30 EGR 20 Dizel EGR 10 EGR 0 Etanol Artışı 0, NO x [ppm] 0,8 8 Nm Ön ısıtma artışı d 0,7 0,6 Dizel 0,5 0,4 0,3 40 C 0,2 20 C 0,1 0, NO x [ppm] Etanol Artışı Şekil NO x -Duman emisyonlarının eş zamanlı değişimi

181 154 Ön ısıtma sonucunda elde edilen eğrilere bakıldığında, artan ön ısıtma sıcaklığı ile duman emisyonlarında tam yük (16 Nm) ve orta yük (12 Nm) dışında fazla bir değişiklik gözlenmemektedir. Fakat NO x emisyonlarında tüm yüklerde artış görülmektedir. Şekil 4.41-d de 8 Nm yükte ön ısıtma sıcaklığına bağlı NO x -duman eğrisi görülmektedir. Ön ısıtma sıcaklığının artışı ile birlikte zıt eğilim karakteristiğinin değişmediği şekilden görülmektedir. Sabit ön ısıtma sıcaklığında, artan ön karışımlı etanol oranına göre NO x emisyonları çok fazla değişim göstermemektedir CO ve THC emisyonlarının değişimi Şekil 4.42 ve Şekil 4.43 de ön karışımlı etanol yakıtı, ön ısıtma sıcaklığı ve EGR oranının CO ve THC emisyonları üzerine etkileri görülmektedir. Sonuçlardan da görüldüğü üzere, genel olarak ön karışımlı homojen dolgunun artışı ile birlikte buji ile ateşlemeli motorlara benzer karakteristikte CO ve THC emisyonları artmaktadır (Şekil 4.42-a ve Şekil 4.43-a). Emme zamanında silindire alınan ön karışımlı homojen dolgunun sıkıştırma zamanı boyunca silindir cidar bölgelerinde birikmesi ve genişleme zamanında tekrar ortaya çıkması sonucu THC emisyonları artış göstermektedir [36, 63, 74]. Daha önceki kısımlarda bahsedildiği gibi klasik dizel yanmasına göre genel olarak düşük olan yanma sıcaklıkları, cidarlarda biriken dolgunun iş zamanında tutuşmasını tam olarak sağlayamamakta ve THC emisyonlarının artışına sebep olmaktadır. Düşük yanma sıcaklıkları eksik yanma ürünlerinden CO nun CO 2 ye oksidasyonunun tamamlanamamasına yol açmakta ve yanma verimi azalmaktadır [63, 99]. Böylece THC ve CO emisyonları artış göstermektedir. Şekil 2.44 de yanma verimlerinin değişiminden de bu durum görülebilmektedir. Tam (16 Nm) ve kısmi yükte (12 Nm) EGR oranının artışı ile CO emisyonlarında artış görülmektedir (Şekil 4.42-c ve Şekil 4.43-c). CO emisyonları öncelikli olarak hava fazlalığından etkilenmektedir. Bu yüzden diğer yüklerde CO emisyonlarındaki değişimler düşük kalmaktadır. Genel olarak EGR uygulaması ile NO x emisyonları azalırken THC ve CO emisyonlarında artış görülmektedir. EGR oranının arttırılması

182 155 THC (C 3 H 8 ) [ppm] EGR= Yok Ön Isıtma: Yok a 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm THC (C 3 H 8 ) [ppm] EGR: %0 b Ön Isıtma: C Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C THC (C 3 H 8 ) [ppm] EGR= %10-30 Ön Isıtma: Yok Tork Değişim Oranı [%] c 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR: %10 EGR: %20 EGR: %30 Şekil Ön karışımlı etanol oranı, EGR oranı ve ön ısıtmanın THC emisyonlarına etkisi ile oksijen konsantrasyonunun azalması CO oksidasyonunu olumsuz etkilemektedir [69, 77, 86]. EGR şarj dolgusunu seyrelterek oksijen konsantrasyonunu azaltmakta ve bunun nihai sonucunda ise yanma sıcaklıklarını azaltmaktadır. Şekil 4.44-c de de görüldüğü üzere yanma verimi EGR oranının arttırılması ile azalmaktadır. Bu yüzden yanma sırasında düşük silindir gaz sıcakları THC ların kısmi olarak oksidasyonuna neden olmaktadır [69, 77, 86]. Genel olarak egzoz gazının resirkülasyonu sonucunda eksik yanma ürünleri tekrar silindir içerisine gönderildiği için yanma veriminde ve

183 156 CO [ppm] CO [ppm] CO [ppm] 2,0 1,8 1,6 1,4 1,2 1,0 0,8 0,6 0,4 0,2 0,0 1,8 1,6 1,4 1,2 1,0 0,8 0,6 0,4 0,2 0,0 1,6 1,4 1,2 1,0 0,8 0,6 0,4 0,2 0,0 EGR= Yok Ön Isıtma: Yok EGR: %0 Ön Isıtma: C 1,8 EGR= %10-30 c Ön Isıtma: Yok Tork Değişim Oranı [%] a b 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR: %10 EGR: %20 EGR: %30 Şekil Ön karışımlı etanol oranı, EGR oranı ve ön ısıtmanın CO emisyonlarına etkisi eksik yanma ürünlerinde iyileşme olması beklenmektedir. Bunun yanı sıra EGR oranının arttırılması ile dolgunun oksijen konsantrasyonu giderek azalmakta ve yanma sıcaklıklarının da azalması sonucunda da olumsuz etkiye sahip olmaktadır. Bununla birlikte emme havasının ön ısıtılması genel olarak CO ve THC emisyonlarını azaltmaktadır [34, 35]. Şekil 2.44-b de de görüldüğü üzere yanma verimi ön ısıtma ile iyileşmektedir. Referans olarak sadece ön karışımlı etanol oranına göre değişimler incelendiğinde her iki emisyonda azalma sağlanabilmektedir (Şekil 4.42-b ve Şekil 4.43-b).

184 157 Yanma Verimi (η yanma ) Yanma Verimi (η yanma ) Yanma Verimi (η yanma ) 1,00 0,95 0,90 0,85 0,80 0,75 0,70 0,65 0,60 0,55 0,50 0,45 1,00 0,95 0,90 0,85 0,80 0,75 0,70 0,65 0,60 0,55 0,50 0,45 1,00 0,95 0,90 0,85 0,80 0,75 0,70 0,65 0,60 0,55 0,50 0,45 EGR: Yok Ön Isıtma: Yok EGR: Yok Ön Isıtma: C EGR: %10-30 Ön Isıtma: Yok Tork Değişim Oranı [%] a b c 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm Ön Isıtma: 20 C Ön Isıtma: 40 C 16 Nm 12 Nm 8 Nm 4 Nm EGR: %10 EGR: %20 EGR: %30 Şekil Ön karışımlı etanol oranı, EGR oranı ve ön ısıtmanın yanma verimine etkisi

185 SONUÇLARIN DEĞERLENDİRİLMESİ VE ÖNERİLER Bu tez çalışması kapsamında tek silindirli, direkt enjeksiyonlu (DI) bir dizel motorunda ön karışımlı etanol enjeksiyonu, EGR oranın (% ) ve emme dolgusunun ön ısıtılmasının (20 ve 40 C) motorun düzenli çalışabilme limitlerine, yanma karakteristiğine ve egzoz emisyonlarına etkileri incelenmiştir. Yapılan çalışmaların sonucunda, motorun HCCI-DI (kısmi HCCI) konumunda çalıştırılması ile genel sonuçlar elde edilmiştir: Yüksek motor yüklerinde vuruntu sebebiyle en fazla %50 tork değişim oranına kadar çıkılabilmiştir. Vuruntu sınırı olarak 10 bar/ KA değeri göz önüne alındığında, tork değişim oranı tam yük için %30 ile sınırlandırılmıştır. Kısmi yüklerde %90 tork değişimine kadar motor HCCI-DI konumunda çalıştırılabilmiştir. Kısmi motor yüklerinde (12 ve 8 Nm yük) COV imep in değeri %60 tork değişim oranından sonra artış göstermektedir. Genel olarak kısmi ve tam motor yüklerinde EGR oranının artırılması ile çevrimsel farklılıklarda ve basınç artış oranında azalma görülmektedir. Düşük motor yükünde ise EGR oranının artışı COV imep değerlerinde artışa sebep olmaktadır. EGR oranının artışı ile tam yükte %50 tork değişim oranına kadar vuruntusuz olarak çalışma sağlanabilmiştir. EGR uygulaması ile 12 Nm yükte bu sınır %80 tork değişimine kadar genişletilebilmiştir. Emme havasının ön ısıtılması genel olarak çevrimsel farklılıklar artmakta ve vuruntu eğilimi azalmaktadır. Isı yayılım oranı eğrileri üzerinde yanma başlangıçlarında soğuk alev bölgesi görülmemekte ve pilot dizel yakıt enjeksiyonu ile homojen dolgunun tek aşamalı tutuşması gerçekleşmektedir. Genel olarak, HCCI-DI yanma işleminde, ön karışımlı etanol dolgusunun artışı ile yanma başlangıcında gecikme meydana gelerek yanmada faz oluşmaktadır. Böylece ön karışımlı faz aşamasında yanma oranı daha hızlı gerçekleşerek eğri üzerinde daha çok

186 159 belirgin olmakta ve maksimum ısı yayılım oranı artmaktadır. İkinci aşama olan difüzyon yanma fazı ise giderek miktarı azalan pilot dizel yakıt enjeksiyonu sonucunda etkin bir şekilde azalmaktadır. Bu durumda toplam yanma süresi kısalmakta ve ısı yayılımı orta noktası ÜÖN ya yaklaşmaktadır. Bu durumda motor performans değerleri (indike termik verim ve indike özgül yakıt tüketimi) iyileşmektedir. Belli bir ön karışım oranından sonra faz farkının artışı ile yanma genişleme bölgesine kaymakta ve bu durumlar ortadan kalkmaktadır. Bu durumda indike termik verim ve indike özgül yakıt tüketimi artış göstermiştir. Yanma başlangıcındaki gecikme ön ısıtma sıcaklığının arttırılması ile birlikte bir miktar kısalmaktadır. Buna bağlı olarak ön karışımlı yanma fazı aşamasında maksimum ısı yayılım oranı azalmakta ve ısı yayılımının orta noktası ÜÖN ya doğru yaklaşarak motor performans değerleri iyileşmektedir. EGR oranının arttırılması ile yanma başlangıcındaki gecikme daha da artış göstermektedir. Bu durumda yanmada faz farkı etkili bir şekilde artarak ÜÖN dan uzaklaşmaktadır. Böylece, yanma genişleme fazına doğru kaydıkça maksimum ısı yayılım oranı da azalmaktadır. Bununla birlikte, EGR uygulaması ile maksimum silindir gaz basıncı değeri azalma göstermekte ve motor performansı kötüleşmektedir. Kısmi motor yüklerinde (8 Nm), duman ve NO x emisyonlarında eş zamanlı olarak %87 ve %26 azalma görülmüştür. Yüksek motor yüklerinde ise ön karışımlı etanol miktarındaki artışa bağlı olarak NO x emisyonları artmıştır. EGR uygulaması ile tüm motor yüklerinde NO x emisyonlarında azalma ve duman emisyonlarında artış meydana gelmektedir. Tam yükte EGR uygulaması ile NO x emisyonlarının azalmasına rağmen, ön karışımlı etanol miktarının artışı ile yükselerek NO x -duman zıt eğilim karakteristiği devam etmektedir. Referans dizel çalışmasında elde edilen değerlere göre tam yükte %30 EGR oranı ve %50 tork değişim oranına kadar arttırılan ön karışımlı

187 160 etanol ile NO x emisyonlarında %62, duman emisyonlarında %82 oranında eş zamanlı azalma sağlanabilmiştir. Kısmi yük için bu oranlar NO x için %81, duman için %64 olarak gerçekleşmiştir. Ön karışımlı etanol miktarındaki artışa bağlı olarak CO ve THC emisyonları da artış göstermektedir. Genel olarak EGR uygulaması ile NO x emisyonları azalırken THC ve CO emisyonlarında artış görülmektedir. Emme havasının ön ısıtılması genel olarak CO ve THC emisyonlarını azaltmaktadır. Referans olarak sadece ön karışımlı etanol oranına göre değişimler incelendiğinde her iki emisyonda ön ısıtma ile azalma sağlanabilmektedir. Bu tez çalışması kapsamında gerçekleştirilen deneysel çalışmalar sırasında karşılaşılan durumlar ve yapılan teorik analizlerin sonucunda elde edilen bilgilerin doğrultusunda, kısmi HCCI konusunda ileride yapılacak çalışmalara yararlı olabilecek öneriler aşağıdaki gibi sıralanabilir; Farklı türde ön karışımlı yakıtlar kullanılarak, yakıtların buharlaşma değerleri, kaynama eğrileri ve oktan sayılarının değişimlerine göre emme zamanında silindir gaz sıcaklığı, oksijen konsantrasyonu, politropik indeks değeri, pilot dizel yakıt enjeksiyonu için tutuşma gecikmesi ve yanma başlangıcının değişimi incelenebilir. Deney motorunda pilot dizel yakıt enjeksiyonunun statik avansı ÜÖN dan 24 KA olarak motorun katalog değerine ayarlanmıştır. Elde edilen sonuçlarda görüldüğü üzere, ön ısıtma ve EGR uygulaması olmadan ön karışımlı etanol oranının artışı ile genel olarak yanma başlangıcında gecikme meydana gelmekte ve bunun sonucunda yanmada faz farkı oluşmaktadır. Özellikle orta ve düşük motor yüklerinde ön karışımlı etanol oranının belli bir değerinden sonra (yaklaşık olarak %60-70 tork değişimi oranları) faz farkının artarak yanmanın genişleme zamanına kayması sonucunda, ısı yayılımı orta noktası daha geç krank açısı konumuna doğru yönelmektedir. Bu durum motor

188 161 performans parametrelerini (imep, indike termik verim ve indike özgül yakıt tüketimi gibi) olumsuz etkilemektedir. Bu durumlarda pilot dizel yakıt enjeksiyonunun daha erken statik avans değerlerinde çalışmaların yapılması faydalı olacaktır. Ön karışımlı etanol yakıt miktarı ile yanma başlangıcındaki gecikmenin artışı sonucunda, pilot dizel yakıt enjeksiyonu için artan tutuşma gecikmesi süresince silindir içerisinde biriken dizel yakıt miktarı ile ön karışımlı etanol yakıtı buharlaşarak homojen dolguyu oluşturmaktadır. Yüksek motor yüklerinde artan ön karışımlı etanol yakıtı sonucunda homojen dolgunun eş zamanlı olarak silindir içerisinde hızla yanması sonucunda vuruntu oluşumu meydana gelmektedir. HCCI-DI çalışma konumunda yüksek yüklerde ve yüksek tork değişim oranlarında iken yanma başlangıcında gecikme ve artan ön karışımlı etanol yakıtının neden olduğu hızlı yanma aşamasının önüne geçebilmek için EGR ile birlikte ön ısıtma işleminin eş zamanlı olarak uygulanması ile olumlu sonuçlar elde edilebilir. Deney motoru tek silindirli ve sabit tesis motoru olduğu için çok silindirli ve su soğutmalı dizel motorunda denemeler yapılabilir. Böylece, silindirden silindire çevrimsel farklılıklar araştırılabilir. Farklı motor hızlarında denemeler yapılarak motor hızı değişiminin vuruntu limitine, düzenli çalışma sınırlarına ve yanma sonuçlarına etkileri araştırılabilir. Ön ısıtma sıcaklığının değiştirilmesine gerek kalmadan, farklı sıkıştırma oranlarında motorun vuruntu sınırları, düzenli çalışma durumları ve yanma üzerine etkileri incelenmesi faydalı olacaktır. Yanma olayının daha detaylı olarak incelenebilmesi için yanma odası ya da ön karışım odasına endoskop girişi ile yüksek hızlı fotoğraflama ve silindir içi hızlı gaz örnekleme ile hızlı emisyon ölçüm sistemi ya da gaz kromotograf kullanılarak deneyler yapılabilir. Silindir basıncı verileri ile yapılan analizlere ilave olarak, HCCI-DI çalışma konumunda değişken parametrelerin homojen

189 162 karışım teşkili, yanma süreci, silindir içi emisyon oluşumu ve silindir içi sıcaklık dağılımı üzerindeki etkileri hakkında daha detaylı sonuçlara ulaşılabilir. Ön ısıtma sıcaklığının uygun bir şekilde optimizasyonu ve oksidasyon katalizörünün uygulanması sonucunda, HCCI-DI yanma konumunda oluşan yüksek CO ve HC emisyonları makul seviyelere çekilebilir.

190 163 KAYNAKLAR 1. Epping, K., Aceves, S., Bechtold, R., Dec, J., The Potential of HCCI Combustion for High Efficiency and Low Emissions, SAE, Paper No: , (2002). 2. Xingcai, L., Yuchun, H., Linlin, Z. and Zhen, H., Experimental study on the auto-ignition and combustion characteristics in the homogeneous charge compression ignition (HCCI) combustion operation with ethanol/n-heptane blend fuels by port injection, Fuel, 85: (2006). 3. Arcoumanis, C., Bae, C., Crookes, R. and Kinoshita, E., The potential of dimethyl ether (DME) as an alternative fuel for compression-ignition engines: A review, Fuel, 87 (7): (2007). 4. Yap, D., Karlovsky, J., Megaritis, A., Wyszynski, M.L., Xu, H., An investigation into propane homogeneous charge compression ignition (HCCI) engine operation with residual gas trapping, Fuel, 84: (2005). 5. Megaritis, A., Yap, D. and Wyszynski, M. L., Effect of water blending on bioethanol HCCI combustion with forced induction and residual gas trapping, Energy, 32: (2007). 6. Megaritis, A., Yap, D., Wyszynski, M. L., Effect of inlet valve timing and water blending on bioethanol HCCI combustion using forced induction and residual gas trapping, Fuel, 87 (6): (2008). 7. Papagiannakis, R. G. and Hountalas, D. T., Combustion and exhaust emission characteristics of a dual fuel compression ignition engine operated with pilot Diesel fuel and natural gas, Energy Conversion and Management, 45: (2004). 8. Yao, M., Chen, Z., Zheng, Z., Zhang, B. and Xing, Y., Study on the controlling strategies of homogeneous charge compression ignition combustion with fuel of dimethyl ether and methanol, Fuel, 85: (2006). 9. Baumgarter, C., Mixture formation in internal combustion engines, Springer, Heat and Mass transfer series, Berlin, (2006). 10. Zhao H., HCCI and CAI engines for the automotive industry, Woodhead Publishing Limited, Cambridge, 7-16, 29-37, , , , , (2007). 11. Onishi, S., Hong, Jo. S., Shoda, K., Do, Jo. P., Kato, S., Active Thermo- Atmosphere Combustion (ATAC) A New Combustion Process for Internal Combustion Engines, SAE, Paper No: , (1979).

191 Johansson, B., Homogeneous charge compression ignition: the future of IC engines?, International Journal of Vehicle Design, 44 (1/2): 1-19 (2007). 13. Sher, E., Handbook of Air Pollution From Internal Combustion Engines: Pollutant Information and Control Academic Press, (1998). 14. Heywood, J. B., Internal Combustion Engine Fundamentals, McGraw-Hill, NewYork, 46-48, , , (1988). 15. Yao, M., Zheng, Z., Liu, H., Progress and recent trends in homogeneous charge compression ignition (HCCI) engines, Progress in Energy and Combustion Science, 35: (2009). 16. Hwang, W., Dec, J., Sjöberg, M., Spectroscopic and chemical-kinetic analysis of the phases of HCCI autoignition and combustion for single- and two-stage ignition fuels, Combustion and Flame, 154: (2008). 17. Hsu, B. D., Practical Diesel Engine Combustion Analysis, SAE International, Warrandale- Pittsburgh, 2-7, (2002). 18. Tanaka, S., Ayala, F., Keck, J. C. and Heywood, J. B., Two-stage ignition in HCCI combustion and HCCI control by fuels and additives, Combustion and Flame, 132: (2003). 19. Lu, X. C., Chen, W., Huang, Z., A fundamental study on the control of the HCCI combustion and emissions by fuel design concept combined with controllable EGR. Part 1. The basic characteristics of HCCI combustion, Fuel, 84: (2005). 20. Dec, J. E., Advanced compression-ignition engines understanding the incylinder processes, Proceedings of the Combustion Institute, 32: (2009). 21. Jacobs, T. J., Assanis, D. N., The attainment of premixed compression ignition low-temperature combustion in a compression ignition direct injection engine, Proceedings of the Combustion Institute, 31: (2007). 22. Kimura, S., Aoki, O., Kitahara, Y., Aijoshizawa, E., Ultra-Clean Combustion Technology Combining a Low-Temperature and Premixed Combustion Concept for Meeting Future Emission Standards, SAE, Paper No: , (2001). 23. Oakley, A., Zhao, H., Ladommatos, N., Ma, T., Experimental Studies on Controlled Auto-Ignition (CAI) Combustion of Gasoline in a 4-Stroke Engine, SAE, Paper No: (2001).

192 Peng, Z., Zhao, H., Ladommatos, N., Effects of Air/Fuel Rates on HCCI Combustion of n-heptane, a Diesel Type Fuel, SAE, Paper No: , (2003). 25. Drake, M. J., Ratcliffe, J. W., Blint, R. J., Carter, C. D., Laurendeau, N. M., Measurements and Modelling of Flamefront NO Formation and Superequilibrium Radical Concentrations in Laminar High-Pressure Premixed Flames. 23th Symposium (International) on Combustion, The Combustion Institute, Pittsburgh, (1990). 26. Dickey, D. W., Roberts, C. E. and Stanglmaier, R. H., Simultaneous Reduction of Diesel Engine NO x and Fuel Consumption Using Homogeneous Combustion, JSAE, Paper No: (1999). 27. Stranglmaier, R. H., Roberts, C. E., Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI): Benefits, Compromises, and Future Engine Applications, SAE, Paper No: , (1999). 28. Pucher, G. R., Gardiner, D. P., Bardon, M. F., Battista, V., Alternative Combustion Systems for Piston Engines Involving Homogeneous Charge Compression Ignition Concepts A review of Studies Using Methanol, Gasoline and Diesel Fuel, SAE, Paper No: , (1996). 29. Stranglmaier1, R. H., Li, J., Matthews, R. D., The Effect of In-Cylinder Wall Wetting on the HC Emissions from SI Engines, SAE, Paper No: , (1999). 30. Ikemoto, M., Kojima, Y., Iida, N., Development of the Control System Using EGR for the HCCI Engine Running on DME, SAE, Paper No: , (2005). 31. Fuerhapter, A., Piock, W. F., Fraidl, G. K., CSI Controlled Auto Ignition the Best Solution for the Fuel Consumption Versus Emission Trade Off, SAE, Paper No: , (2003). 32. Aoyama, T., Hattori, Y., Mizuta, J., Sato, Y., An Experimental Study on Premixed- Charge Compression Ignition Gasoline Engines, SAE, Paper No: , (1996). 33. Harada, A., Shimazaki, N., Satoru, S., Miyamoto, T., Akagawa, H., Tsujimura, K., The Effects of Mixture Formation on Premixed Lean Diesel Combustion, SAE, Paper No: , (1998). 34. Kim, D. S., Kim, M. Y., Lee, C. S., Reduction of Nitric Oxides and Soot by Premixed Fuel in Partial HCCI Engine, Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, 128: (2006).

193 Kim, D. S. and Lee, C. S., Improved emission characteristics of HCCI engine by various premixed fuels and cooled EGR, Fuel, 85: (2006). 36. Lu, X-C., Ma, J., Ji, L., Huang, Z., Simultaneous reduction of NO x emission and smoke opacity of biodiesel-fueled engines by port injection of ethanol, Fuel, 87: (2008). 37. Maurya, R. K. and Agarwal, A. K., Experimental study of combustion and emission characteristics of ethanol fuelled port injected homogeneous charge compression ignition (HCCI) combustion engine, Applied Energy, 88: (2011). 38. Tsang, K. S., Zhang, Z. H., Cheung, C. S. and Chan, T. L., Reducing Emissions of a Diesel Engine Using Fumigation Ethanol and a Diesel Oxidation Catalyst, Energy and Fuels, 24: (2010). 39. Walter, B. and Gatellier, B., Near Zero NO x Emissions and High Fuel Efficiency Diesel Engine: the NADITM Concept Using Dual Mode Combustion, Oil and Gas Science and Technology, 58 (1): (2003). 40. Richter, M., Engström, J., Franke, A., Aldén, M., Hultqvist, A. and Johansson, B., The Influence of Charge Inhomogeneity on the HCCI Combustion Process, SAE, Paper No: , (2000). 41. Gan. S., Ng, H. K. and Pang, K. M., Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI) combustion: Implementation and effects on pollutants in direct injection diesel engines, Applied Energy, 88 (3): (2011). 42. Kim, Y. M. and Lee, C. S., Effect of a narrow fuel spray angle and a dual injection configuration on the improvement of exhaust emissions in a HCCI diesel engine, Fuel, 86 (16-17): (2007). 43. Nordgren, H., Hultqvist, A. and Johansson, B., Start of injection strategies for HCCI-combustion, SAE, Paper No: , (2004). 44. Kim, H., Ryu, J., Lee, K., A Study on the Characteristics of Spray and Combustion in a HCCI Engine according to Various Injection Angles and Timings, Journal of Mechanical Science and Technology, 21 (1): (2007). 45. Meyer, S., Krause, A., Krome, D. and Merker, G. P., Flexible Piezo Common Rail System with Direct Needle Control, MTZ Worldwide Edition, 63 (2): (2002). 46. Takeda, Y., Keiichi, N. and Keiichi, N., Emission Characteristics of Premixed Lean Diesel Combustion with Extremely Early Staged Fuel Injection, SAE, Paper No: , (1996).

194 Shimazaki, N., Tsurushima, T., Nishimura, T., Dual Mode Combustion Concept with Premixed Diesel Combustion by Direct Injection Near Top Dead Center, SAE, Paper No: , (2003). 48. Komninos, N. P., Hountalas, D. T., Rakopoulos, C. D. A parametric investigation of hydrogen HCCI combustion using a multi-zone model approach, Energy Conversion and Management, 48: , (2007). 49. Qian, Z. Q. and Lu, X. C., Characteristics of HCCI engine operation for additives, EGR, and intake charge temperature while using iso-octane as a fuel, Journal of Zhejiang University SCIENCE A, 7 (2): (2006). 50. Shi, L., Cui, Y., Deng, K., Peng, H., and Chen, Y., Study of low emission homogeneous charge compression ignition (HCCI) engine using combined internal and external exhaust gas recirculation (EGR), Energy, 31: (2006). 51. Xingcai, L., Wei, C., Libin, J. and Zhen, H., The Effects of External Exhaust Gas Recirculation and Cetane Number Improver on the Gasoline Homogenous Charge Compression Ignition Engines, Combustion Science and Technology, 178: (2006). 52. Lu, X. C., Chen, W., Huang, Z., A fundamental study on the control of the HCCI combustion and emissions by fuel design concept combined with controllable EGR. Part 2. Effect of operating conditions and EGR on HCCI combustion, Fuel, 84: (2005). 53. Law, D., Kemp, D., Allen, J., Kirkpatric, G., Copland, T., Controlled Combustion in an IC-Engine with a Fully Variable Valve Train, SAE, Paper No: , (2001). 54. Zhao, H., Peng, Z., Milliams, J., Ladommatos, N., Understanding the Effects of Recycled Burnt Gases on the Controlled Autoignition (CAI) Combustion in Four-Stroke Gasoline Engines, SAE, Paper No: , (2001). 55. Yao, M., Zhang, B., Zheng, Z., Cheng, Z. and Xing, Y., Experimental Study on the Effects of EGR and Octane Number of PRF Fuel on Combustion and Emission Characteristics of HCCI Engines SAE, Paper No: , (2005). 56. Law, D, Allen, J., On the Mechanism of Controlled Auto Ignition, SAE, Paper No: , (2002). 57. Tsurushima, T., Shimazaki, N., Asaumi, Y., Gas Sampling Analysis of Combustion Processes in a Homogeneous Charge Compression Ignition Engine, Int. J. Engine Research, 1 (4): (2000).

195 Ishibashi, Y., Asai, M., Improving the Exhaust Emission of Two-Stroke Engines by Applying the Activated Radical Combustion, SAE, Paper No: , (1996). 59. Li, H., Neill, W., Wallace, C., Cycle-to-cycle variation of a HCCI engine operated with n-heptane, Combustion Institute/Canadian Section, Spring Technical Meeting, Canada, 1-6 (2007). 60. Lida, M., Hayashi, M., Foster, D. E. and Martin, J. K., Characteristics of Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI) Engine Operation for Variations in Compression Ratio, Speed, and Intake Temperature While Using n- Butane as a Fuel, Transactions of the ASME, 125: (2003). 61. Canakci, M., An experimental study for the effects of boost pressure on the performance and exhaust emissions of a DI-HCCI gasoline engine, Fuel, 87 (8-9): (2008). 62. Kim, D. S., Kim Y. M. and Lee, C. S., Combustion and Emission Characteristics of Partial Homogeneous Charge Compression Ignition Engine, Combustion Science and Technology, 177: (2005). 63. Ma, J., Lü, X-C., Ji, L., Huang, Z., An experimental study of HCCI-DI combustion and emissions in a diesel engine with dual fuel, International Journal of Thermal Sciences, 47 (9): (2008). 64. Ying, W., Li, H., Jie, Z., Longbao, Z., Study of HCCI-DI combustion and emissions in a DME engine, Fuel, 88: (2009). 65. Çınar, C., Can, O., Şahin, F., Yücesu, H. S., Effects of premixed diethyl ether (DEE) on combustion and exhaust emissions in a HCCI-DI diesel engine, Applied Thermal Engineering, 30: (2010). 66. Yao, C., Cheung, C. S., Cheng, C., Wang, Y., Chan, T. L., Lee, S. C., Effect of Diesel/methanol compound combustion on Diesel engine combustion and emissions, Energy Conversion and Management, 49: (2008). 67. Yao, C., Cheung, C. S., Cheng, C. and Wang, Y., Reduction of Smoke and NO x from Diesel Engines Using a Diesel/Methanol Compound Combustion System, Energy and Fuels, 21: (2007). 68. Simescu, S., Ryan T. W., Neely, G. D., Matheaus, A. C. and Surampudi, B., Partial Pre-Mixed Combustion with Cooled and Uncooled EGR in a Heavy- Duty Diesel Engine, SAE, Paper No: , (2002). 69. Wang, L-J., Song, R-Z., Liu, S-H., Zhou, L-B., Study on combustion characteristics of a methanol diesel dual-fuel compression ignition engine, Proc. IMechE Part D: J. Automobile Engineering, 222: (2008).

196 Prakash, G., Ramesh, A., An approach for estimation of ignition delay in a dual fuel engine. SAE, Paper No: , (1999). 71. İnternet: Okayama Universitesi Japonya Tomita, E., Dual fuel HCCI combustion - High octane and high cetane number fuels (2004). 72. Tomita, E., Kawahara, N., Piao Z., and Yamaguchi, R., Effects of EGR and Early Injection of Diesel Fuel on Combustion Characteristics and Exhaust Emissions in a Methane Dual Fuel Engine, SAE, Paper No: , (2002). 73. Jiang, Q., Ottikkutti, P., Vangerpen, J., Vanmeter, D., The effect of alcohol fumigation on Diesel flame temperature and emissions, SAE, Paper No: , (1990). 74. Odaka, M., Koike, N., Tsukamoto, Y., Narusawa, K., Optimizing Control of NO x and Smoke Emissions from DI Engine with EGR and Methanol Fumigation, SAE, Paper No: , (1992). 75. Hayes, T. K., Savage, L. D., White, R. A., The Effect of Fumigation of Different Ethanol Proofs on a Turbocharged Diesel Engine, SAE, Paper No: , (1988). 76. Cheng, C. H., Cheung, C. S., Chan, T. L., Lee S. C., Yao, C. D., Tsang, K. S., Comparison of emissions of a direct injection diesel engine operating on biodiesel with emulsified and fumigated methanol, Fuel, 87 (10-11): (2008). 77. He, B. Q., Wang, J. X., Shuai, S. J., Yan, X. G., Homogeneous Charge Combustion and Emissions of Ethanol Ignited by Pilot Diesel on Diesel Engines, SAE, Paper No: , (2004). 78. Usta, N., Özturk, E., Can, O., Conkur, E. S., Nas, S., Çon, A. H., Can, A. Ç., Topçu, M., Combustion of biodiesel fuel produced from hazelnut soapstock/waste sunflower oil mixture in a Diesel engine. Energy Conversion and Management, 46: (2005). 79. Özsezen, A. N., Çanakcı, M., Atık kızartma yağından elde edilen metil esterin ön yanma odalı bir dizel motorda kullanımının performans ve emisyonlara etkisinin incelenmesi, Gazi Üniversitesi Mühendislik Mimarlık Fakültesi Dergisi, 23(2): (2008). 80. Lu, X., Wu, T., Ji, L., Ma, J. and Huang, Z., Effect of Port Fuel Injection of Methanol on the Combustion Characteristics and Emissions of Gas-to-Liquid- Fueled Engines, Energy and Fuels, 23: (2009).

197 Zaidi, K., Andrews, G. E., Greenhaugh, J. H., Reduction of NO x with Superheated Steam in a DI Diesel Engine, SAE, Paper No: , (2002). 82. Fang, F., Huang, X. Q., Zhong, Y., Song, J., Study on pre-mixed charge compression ignition engine by dimethoxymethane port injection, Proc. IMechE Part D: J. Automobile Engineering, 218: (2004). 83. Şahin, F., Otomotiv Teknolojisi Eğitiminde Kullanılmak Üzere Buji ile Ateşlemeli Bir Motor İçin Bilgisayar Kontrollü Bir Yakıt Enjeksiyon Sisteminin Geliştirilmesi, Doktora Tezi, Gazi Üniversitesi Fen Bilimleri Enstitüsü, Ankara, 85-87, (2009). 84. Stone, R., Introduction to internal combustion engines, MacMillan Pres LTD, London, , , , (1999). 85. Anon, Environnement SA., Analysis Bench for Exhaust Gases Measurement, Diesel & Gasoline Upstream or Downstream Catalyst, Customer Book, E 4000 ESP09-MAN0300 REV, Robespierre FR., (2009). 86. Song, R., Li, K., Feng, Y., Liu, S., Performance and Emission Characteristics of DME Engine with High Ratio of EGR, Energy and Fuels, 23: (2009). 87. Anon, Cussons Technology, Single Cylinder Engine Test Bed P8160, Manchester UK, (1994). 88. Anon, Merriam Instrument, Elektro-Mechanical Sys Intl Instruction Manual, LFS-1180R-SP , Ohio US., (2009). 89. Martyr, A. J. and Plint, M. A., Engine Testing (Theory and Practice) Third edition, SAE International and Elsevier, Warrendale- Pittsburgh, 260, (2007). 90. Bueno, A. V., Velásquez, J. A., Milanez, L. F., A new engine indicating measurement procedure for combustion heat release analysis, Applied Thermal Engineering, 29: (2009). 91. Pischinger, R., Engine Indicating User Handbook, AVL press, Graz, 33-38, 40-41, 55-56, 72-74, 78-80, 115, (2002). 92. Anon, Cussons Technology, Engine Electronic Indicating Systems P4400 & P4410 Instruction Manual, Manchester UK, (1993). 93. Atkins, R. D., An Introduction to Engine Testing and Development, SAE International, Warrendale- Pittsburgh, , (2009).

198 Kuratle, R. H. and Marki, B., Influencing Parameters and Eror Sources During Indication on Internal Combustion Engines, SAE, Paper No: , (1992). 95. Mollenhauer, K. and Tschöeke, H., Handbook of Diesel Engines, Springer, New York, (2010). 96. Cremers, F. G., Somers, L. M. T. and Boot M. D., Beginnings For Cylinder Pressure Based Control, Eindhoven University of Technology, Report number WVT , Eindhoven, 25-27, (2007). 97. Burcat, A., Ruscic, B., Third Millennium Ideal Gas and Condensed Phase Thermochemical Database for Combustion with Updates from Active Thermochemical Tables, Argonne National Laboratory, ANL-05/20 TAE 960, (2005). 98. White, F. M., Fluid Mechanics, The McGraw-Hill Companies, New York, (2008). 99. Xu, Z., Wang, Z., Yang, D., Wang, J., Potential of High Load Extension for Gasoline HCCI Engine Using Boosting and Exhaust Gas Recirculation, Energy and Fuels, 23: (2009) Tree, D. R., Svensson, K. I., Soot processes in compression ignition engines, Progress in Energy and Combustion Science, 33: (2007) Ma, J., Lu, X-C., Ji, L., Huang, Z., Evaluation of SCCI Potentials in Comparison to HCCI and Conventional DICI Combustion Using n-heptane, Energy and Fuels, 22: (2008).

199 EKLER 172

200 EK-1 Merriam laminer akış ölçüm elemanı kalibrasyon sonuçları 173

201 EK-1 (Devam) Merriam laminer akış ölçüm elemanı kalibrasyon sonuçları 174

202 EK-1 (Devam) Merriam laminer akış ölçüm elemanı kalibrasyon sonuçları 175

203 EK-2. Hat basınç sensörü kalibrasyon sonuçları 176