İki supaplı dizel motorunun dört supaplı hale dönüşümü için teorik ve deneysel çalışmalar
Theoritical and experimental studies for changing two valve diesel engine into four valve design
Yazar: HÜSEYİN TEKER
Danışman: PROF. DR. RAFİG MEHDİYEV
İstanbul Teknik Üniversitesi / Fen Bilimleri Enstitüsü / Makine Mühendisliği Ana Bilim Dalı / Otomotiv Bilim Dalı
Derece: Yüksek Lisans, 2014
Konu: Makine Mühendisliği = Mechanical Engineering

Özet:
Nüfusun artışına bağlı olarak tarım ürünlerine olan ihtiyaç her geçen gün artmaktadır. Bu artışı karşılamak üzere halihazırda var olan tarımda makinalaşma oranı artmakta ve kullanılan ekipmanların boyutları da büyümektedir. Büyüyen ekipmanları kullanmak için traktörlerin ve diğer içten yanmalı motor kullanan araçların motor güçlerinde artışa ihtiyaç duyulmuştur. Bu ihtiyaca hızlı cevap vermek üzere TÜMOSAN, traktörlerinde kullandığı doğal emişli dizel motorlarını, turboşarj ekleyerek aşırı doldurmalı hale getirmiştir. Emisyon sınırlamalarını karşılamak için ise yanma odasında değişikliğe giderek hiçbir ardıl arıtma sistemi kullanmadan mekanik pompa ile Stage IIIA emisyon sınırlarına girmeyi başarmıştır. Tüm bu geliştirmeler yapılırken halihazırda var olan üretim hatlarından yararlanabilmek ve uzun sürebilecek parça değişikliklerine gitmemek için motorun mekanik yapısında büyük değişikliklerden kaçınılmıştır. 
Gerçekleştirilen bu gelişimleri devam ettirmek üzere motorun üzerinde başka hangi değişikliklerin yapılabileceği araştırılmaya devam edilmiştir. Yapılan araştırmalar sonunda mühendislik eforu, işin süresi ve maliyeti de göz önüne alınarak, motorun yapısında değişikliğe olabildiğince az sebep olacak, buna karşın performansta gözle görülür artış yaratacak bir çözüme ulaşılmıştır. Bu çözüm motorun silindir başına supap sayısını ikiden dörde çıkartmaktır. Yapısal olarak sadece silindir kafası değiştirilerek ve külbütör mekanizması dört supapı tahrik edebilecek hale dönüştürülerek, motorun diğer yapısal özellikleri aynı kalmak koşuluyla performansta gözle görülür bi artış elde edilecektir. Bu tez çalışmasında iki supaplı dizel motorunun dört supaplı hale dönüşümünde yapılan tasarım, hesap ve test çalışmalarından bahsedilecektir. 
Çalışmalar yeni bir dört supaplı silindir kafası tasarımıyla başlamıştır. Silindir kafası tasarımı sırasında mevcut üretim hattını kullanmak ve motorun diğer parçalarında değişikliğe neden olmayacak şekilde, mevcut silindir kafasının dış boyutlarına sığacak ve motorun diğer parçaları ile olan temas ve bağlantı yüzeylerini değiştirmeyecek bir tasarım yapılmıştır. Silindir kafası tasarımı sırasında emme ve egzoz portlarının düzenine dikkat edilmiştir. Port düzeni belirlenip silindir kafası tasarımı yapıldıktan sonra supap tahrik mekanizmasının tasarımına geçilmiştir. Mekanizma tasarımında da kafa tasarımında dikkat edilen kriterler geçerlidir. Seri üretimdeki motorlarda kam mili gövdede külbütör grubu ise kafada bulunmaktadır. Kam milinden külbütörlere hareket aktarımı ise itici çubuk ve kadehlerle sağlanmaktadır. Kam milini gövdeden silindir kafasına almak çok uzun süre, çok fazla maliyet ve mühendislik eforu gerektirdiği için kam milinin konumu değiştirilmemiştir. İki supaplı motorlarda kullanılan itici çubuklar ve kadehler de aynı kalarak külbütör grubunda değişikliğe gidilmiştir.  Külbütör grubu tek külbütör milli ve herbir egzoz ve emme supapları için birer külbütörlüdür. Yapısal karakteristik olarak külbütör mili ve külbütörler korunmuştur. Ancak külbütörler tek bir supap tahrik ettikleri için tek kollu olduklarından, iki adet supap tahrik etmek üzere  iki kollu bir yapıyla değiştirilmişlerdir. Supapların konumu nedeniyle de ekstra bir külbütör miline ihtiyaç duyulmuştur. Kam mili yumurtaları değiştirilmediği için aynı supap açılma miktarını sağlayabilmek için külbütör oranları da seri üretimde olan iki supaplı motorla aynı tutulmuştur. İtici çubukların ve supapların konumları kısıt olarak alınarak  külbütör oranını sağlayacak şekilde egzoz ve emme külbütör millerinin merkezlerinin yatayda olması gereken nokta bulunmuştur. Külbütör millerinin düşeydeki pozisyonunu belirlemek için ise külbütörlerin et kalınlıkları ve millerin çapları göz önüne alınmıştır. 
Supap tahrik mekanizmasının tasarımı yapıldıktan sonra, emme ve egzoz mekanizmalarının ayrı ayrı hesapları yapılmıştır. Bu hesaplar sonucunda kadehin yükselme miktarı, hızı, ivmesi ve supap yaylarının yay katsayıları bulunmuştur. Her mekanizma için iki değişik yöntem ile hesaplar yapılmıştır. Hesaplar yapılırken kam yumurtalarının açılma ve kapanma profillerinin aynı olduğu kabulu yapılmıştır. Dışbükey ve harmonik olmak üzere iki farklı kam yumurtası profili hesaplarında kullanılan formüller emme ve egzoz profillerine uygulanmıştır. İtici çubuk kadehinin yükselme miktarı, hızı ve ivmesi bulunmuştur. Değerler kam milinin her 0,1 derecesi için hesaplanmıştır. Ancak ekte 0,5 derecede bir hesap sonuçları tablo halinde verilmiştir. Kadehin hesaplanan yükselme miktarları ölçüm sonuçlarıyla karşılaştırılmıştır. Ölçümler ve hesap sonuçlarının krank açısına karşılık değerleri grafik olarak çizdirilip örtüşüp örtüşmedikleri ve nedenleri üzerine yorumlar yapılmıştır.
Supap mekanizmalarının kinematik sonuçları elde edildikten sonra hesaplara yay katsayısının bulunması ile devam edilmiştir. Yay katsayısını hesaplarken öncelikle atalet kuvvetlerinin en kritik noktasındaki değeri bulunmalıdır. Atalet kuvvetini bulmak için supap mekanizmasının tüm hareketli parçalarının kütleleri supaplara indirgenerek, toplam bir kütle değeri elde edilmiştir. Bu kütle supap hareketinin ivme değişimine göre en kritik olduğu noktadaki ivme değeri ile çarpılarak atalet kuvveti bulunur. Daha sonra bu değer bir güvenlik faktörü ile çarpılarak yay kuvveti hesaplanır. Hesaplanan yay kuvveti yayın o andaki sıkışma miktarına bölünerek yay katsayısına ulaşılmıştır.
Belirlenen yay katsayısına sahip yay, seri üretimdeki motorun supap yaylarının geometrik olarak aynısı olacak şekilde tedarikçiden temin edilmiştir. Bunun yanı sıra tasarlanan silindir kafası ve külbütör grubu ürettirilmiştir. Temin edilen yeni parçalarla 16 supaplı 4 silindirli bir motor montaj edilmiştir. Supap sayısının arttırılmasıyla volümetrik verimin artacağı ve böylece egzoz debisinin de artacağı öngörüldüğü için basınç oranı daha yüksek daha büyük bir turboşarj da seri üretimdeki daha küçük boyutlu ve düşük basınç oranlı turboşarj ile değiştirilmiştir. 
Bu motor üzerinde iki tip test yapılmıştır. Öncelikle öngörülen volümetrik verim artışını görmek üzere performans testi yapılmıştır. Performans testleri sırasında motor egzoz emisyonlarının Stage IIIA kısıtlamalarına uyması kısıtlayıcı kriter olarak kabul edilmiştir. Yapılan testler sonucunda motorun gücü nominal devir olan 2500d/d'da 95 beygirden 125 beygire yükselmiştir. Emisyonlar belirlenen Stage IIIA sınır değerlerini aşmazken yakıt tüketiminin beygir-saat başına miktarı ise seri üretimdeki 2 supaplı motorlardan bir miktar daha iyi çıkmıştır. Performans testleri sonucunda tatmin edici sonuçlar elde edildikten sonra motorun arttırılmış güç rejimine yapısal olarak dayanımını belirlemek amacıyla ömür testine başlanmıştır. Günde 5 saat olmak üzere toplamda 100 saat ömür testi yapılarak yeni tasarımı yapılan parçaların yanısıra motorun tamamının yeni çalışma rejimine dayanımı incelenmiştir. Ömür testi sonunda yeni tasarlanan supap mekanizması parçaları ve silindir kafasınının yanısıra motorun genelinde herhangi bir yapısal ve işlevsel sorunla karşılaşılmamıştır. Özellikle dayanım açısından en kritik olarak öngörülen supap köprüsü ve külbütör milleri testten sorunsuz olarak çıkmıştır.

Abstract:
According to the increase in the human population, the need for agricultural products increases day by day. In order to compansate this raise, the ratio of mechanization in agriculture which is in existence, is increasing along with the size of the equipments that are used.  To use bigger sized equipments, engine powers of agricultural tractors and other agricultural vehicles with internal combustion engines are required to increase even more. In order to satisfy this need, TUMOSAN added turbocharging to its natural aspirated engines which are used in its tractors. On the other hand, it went through changes in combustion chamber geometry to satisfy Stage IIIA emission legislations without using any exhaust aftertreatment system while having a mechanical distrubutor type fuel pump. Whilst having all those changes, big changes in engine's mechanical structure are avoided in order to use the same production lines and not undergo part changes which might take a long time.
Meanwhile researches were kept going on to find out what other changes can be implemented on the engine to continue the development work which is in the existence. After researches have been done while keeping the engineering effort, time needed and the cost in mind, a solution is found which will require as less change in the engine's mechanical structure as possible but will result in a big improvement in the performance of the engine. The solution is increasing the number of valves per cylinder from two to four. The spectecular increase in performance will occur with only changing the cylinder head and rocker arms structurewise while keeping the rest of the engine's structure the way it is in serial production. In this thesis study, design, calculation and tests which are done when changing a diesel engine's valvetrain from two valves to four valves per cylinder will be mentioned. 
Studies began with the design of a new four valve per cylinder head. In the design phase, structure of the new cylinder head is formed as to be able to use the current production line, not to cause any difference in the other structural parts of the engine, to fit in the external dimensions of the current head and to keep the connecting faces with the other parts the same. While designing the cylinder head exhaust and intake port layouts are given special care. Different port layouts are researched and advantages and disadvantages of each layout are pointed out. Finally the layout which would suit our needs the most is selected. After the port layout is selected and the design of cylinder head is finished, design work is carried on with valvetrain mechanism. Same limiting criterions which are applied in cylinder head design are also valid for valvetrain design. In serial production engines camshafts are located in the cylinder block and rocker arm assembly is located on the cylinder head. The movement from camshaft to rocker arms is transferred via flat followers and pushrods.      Location of the camshaft isn't changed because moving camshaft from cylinder block to cylinder head would require too much time, engineering effort and money. While keeping the flat followers and pushrods the same as the serial production 2 valve per cylinder engine, only rocker arm assemblies went through changes. In serial production engines, rocker arm assembly consist of one rocker arm per valve and one rocker arm pivot shaft for entire assembly. As sctructural characteristic of the mechanism rocker arm pivot shaft and rocker arms are preserved. Since the rocker arms were actuating only one valve, their design of one arm is changed with a two armed structure so they can actuate two valves at the same time. Because of the location of the valves an extra rocker arm pivot shaft was needed. Rocker arm ratios are kept the same with the serial production engine to provide the same opening value of the valves since the cam lobes weren't changed. Horizontal positions of the rocker arm pivot shafts are found to satisfy the required rocker arm ratio with accepting the positions of pushrods and valves as geometrical constraints. To determine the vertical positions of the exhaust and intake rocker arm pivot shafts, thickness of the rocker arms and diameter of the shafts are taken into account since intake shaft will be located over the exhaust shaft. 
After the valvetrain design was completed, calculations were done separately for intake and exhaust mechanisms. As the result of this calculations, flat followers' lift, speed, acceleration and valve springs' spring coefficient are found. Two different types of calculations are done for both mechanisms. While doing the calculations it is assumed that the opening and closing profiles of the lobes are the same with each other. Formulas which are used for calculations of convex and harmonic cam lobes are applied to intake and exhaust cam lobe profiles. By applying these formulas, lift, speed and acceleration of flat followers are calculated for every 0,1 degrees of cam shaft. But in the tables in appendix values are given for every 0,5 degrees of cam shaft to not to make the tables too long. Calculated values of flat follower lift are compared with measured values. Measurement values and calculated results are plotted against crank angle and  comments are made about the reasons whether the plots match with each other or not. 
After acquiring kinematic results of valvetrain mechanisms, calculations are carried on with determination of spring coefficients. Before calculating the spring coefficients, point of the most critical value of inertia forces should be found. In order to find the inertia force, a total mass value is calculated by referring the masses of valvetrain's moving parts to valves. This referred total mass value is multiplied by the acceleration value which is the value of acceleration of the most critical point in the motion of the valvetrain, thus the value of the inertia force is calculated. Then this value is multiplied with a safety factor to find required spring force. Spring coefficient is calculated by dividing the spring force with the spring deflection when the motion is at the critical point. 
Springs which have the same geometrical dimensions and calculated coefficients are  procured from supplier. Alongside with this, designed cylinder head and rocker arm assembly are also produced. A four cylinder and 16 valve engine is assembled with newly procured parts. Also the smaller turbocharger in serial production is replaced with a bigger turbocharger which also has a higher pressure ratio since we are assuming an increase in the volumetric efficiency which will result in higher exhaust gas flow rate. 
Two types of tests are made with this engine. Firstly, in order to see the assumed increase in the volumetric efficiency, performance tests are made. Exhaust emissions are taken as limiting criterion during performance tests since they should satisfy Stage IIIA legislations. In performance tests, engine brake horsepower of 125 HP at nominal engine speed of 2500 rpm is achieved while exhaust emissions are satisfying Stage IIIA. After getting good results from performance tests, work is carried on with durability tests. Durability tests are done for 5 hours a day with a total of 100 hours in order to see whether the newly designed parts and other parts of the engine are durable enough to work with this more powerful regime. At the end of the durability tests, there have been noticed no structural or functional defects with the newly desinged parts and other parts of the engine. Especially, durabilitywise the most critical parts which are valve bridge and rocker arm pivot shafts completed the tests without any problems.