motor bakar

1. MOTOR BAKAR TORAK
(INTERNAL COMBUSTION ENGINE)
Oleh:
Imaduddin Haq, ST
., MT
.
NIDN.0405038102
INSTITUT TEKNOLOGI INDONESIA
2019

2. Materi
Perkuliahan
MBT
Pendahuluan: sejarah dan
perkembangan
Prinsip Dasar MBT
Bensin dan Diesel
Siklus Kerja MBT:
analisa termodinamika
Sistim Pembakaran,
pernafasan, dan
pendinginan
Aspek Desain dan
Enjinering
Evaluasi materi
perkuliahan
Assesment: Tugas, UTS & UAS

3. 00 Referensi & Assesment
Referensi:
1. Maleev, Internal Combustion Engine, Second Edition.
2. Licthy LC, Internal Combustion Engine.
3. Pulkrabek, Willard. W, Engineering Fundamentals of the Internal Combustion Engine, US: Prentice Hall
International.
Pelaksanaan evaluasi pemahaman dan penilaian mahasiswa melalui:
1. Pengerjaan Tugas (Quiz)
2. Keaktifan kelas
3. Oral test (oral presentation)
4. UTS
5. UAS

4. SIKLUS MESIN OTTO (BENSIN) 4 LANGKAH
rev 360 CA
s 1rev

 CA
time (s) 
crank angles
crank speed

5. Sebuah mobil memiliki engine 6 silinder dengan bore (diameter) 82,55 mm dan
langkah (stroke) 79,5 mm, jika perbandingan kompresinya 7,8, Berapakah kapasitas
mesin (cc) dan volume clearence tiap silinder?
Cylinder Bore (B): diameter dalam nominal silinder
Luas Piston (A): luas lingkaran berdiameter sama silinder bore = (pi x Dkuadrat/4) = pi x r kuadrat
Langkah (L): jarak nominal yang dilalui piston antara TMA dan TMB
Volume langkah/perpindahan atau volume yang terlewati piston (VL), volume nominal yang
dihasilkan oleh piston ketika piston bekerja antara TMA dan TMB maka:
VL = A x L
Volume clearence / celah (VC), volume nominal dari ruang dalam ruang bakar ketika
piston berada di TMA
Volume Silinder, merupakan jumlah volume langkah dan volume silinder
Vtotal = VL + VC
Perbandingan kompresi/CR/r yaitu nilai numerik volume silinder dibagi nilai numerik
volume clearence
r = Vtotal/VC

6. Diketahui: jumlah silinder N = 6
D = 82,55 mm = 8,255 cm
L = 79,55 mm = 7,955 mm
r = 7,8
Ditanya: 1. kapasitas engine cc
2. volume clearance
volume langkah satu silinder = A x L
(3,14 x (8,255)^2):4 x 7,955 = 425,5 cm^3 (cc)
kapasitas mesi untuk 6 silinder maka 425,5 x 6 = 2553 cm^3
2. Perbandingan kompresi
r = volume total/volume clearnce
= (vol. clearence + volume langkah)/volume clearence
r = 1 + volume langkah/volume clearence
7,8 = 1 + vol.langkah/vol clearence
6,8 = vol langkah/vol clearence
vol clearence = vol langkah/6,8
= 425,5/6,8
= 62,58 cm^3
Panjang siinder clearence (L clearence)??
Volume clearence = pi/4 (d^2) bore x L clearence
berarti
L clearence = 62,58/luas bore
62,58/53,49 = 1,169 cm
Panjang silinder = panjang clearence + panjang langkah
1,169 + 7,955 = 9,….cm

7. •Tahap 1 : permulaan langkah hisap mesin. Tekanan mendekati
tekanan atmosfir dan volume gas pada titik minimum dengan
piston berada di sisi kanan. Antara tahap 1 dan 2, piston
bergerak ke arah kiri, tekanan konstan dan volume gas
meningkat sambil campuran udara dan bahan bakar masuk ke
silinder melalui katup hisap.
•Tahap 2 : dimulai langkah kompresi isentropis serta penutupan
katup hisap. Antara tahap 2 dan 3, piston kembali bergerak ke
arah kanan, volume gas berkurang dan tekanan meningkat
karena pada gas dilakukan kerja oleh piston.
•Tahap 3 : dimulai pembakaran campuran udara dan bahan
bakar. Pembakaran terjadi sangat cepat dan volume konstan.
Kalor dilepaskan selama pembakaran sehingga menaikkan besar
tekanan dan temperatur, berdasarkan persamaan keadaan.
•Tahap 4 : dimulai langkah kerja dari mesin. Antara tahap 4 dan
5, piston kembali bergerak ke kiri, volume bertambah dan
tekanan menurun sebagaimana kerja yang dilakukan oleh gas.
•Tahap 5 : katup buang terbuka dan kalor residu pada gas
berpindah ke lingkungan. Volume konstan dan tekanan
menyesuaikan kembali ke kondisi atmosfir.
•Tahap 6 : dimulai langkah buang selama piston kembali
bergerak ke kanan, volume menurun dan tekanan konstan. Di
akhir langkah buang, kondisi kembali ke tahap 1 dan proses
berulang dengan sendirinya
OTTO CYCLE (4 Langkah)

8. Untuk siklus aktual, bentuk diagram P-V hampir serupa
dengan diagram pada siklus ideal hanya saja area kerja
(Work) selalu lebih kecil dari nilai idealnya.
Persamaan-Persamaan Pada Siklus Otto Ideal
Kalor masuk (Heat Addition) :
Kalor keluar (Heat Rejection) :
2 1
T / T = r  - 1
Kalor spesifik : cv = (R/J)/(k-1)
Rasio kompresi adiabatis, r = V1/V2
P2 / P1 = r 
Langkah ekspansi :
Pressure increase ratio:
= P3/P2
Proses ekspansi isentropis :
T4/T3 = (V3/V2)k-1
T1/T2 = (V2/V1)k-1 ;
karena V3 = V2 dan V4 = V1
Diagram P-V siklus Otto 4-langkah
Diagram T-S siklus Otto 4-langkah

9. Kerja :
W  w.cv .T3  T2  w.cv .T4  T1 
Wp2V2 p1
V1J(1k)p4V4 p3V3J(1k)
W   w.R.T2  T1  T4  T3  J (1 k)
W  w.cv .T2 T1 T4 T3 
Efisiensi thermal :
Q
V 3 2 V 4 1 V 3 2
in
 
W
 mC (T T  mC (T T ) mC (T T 
T 3  T 2 
 T 1 
  1 
T 4

1
r   1
  1  r  1
n
dimana,
n = 1 -  = konstan, tergantung pada kapasitas kalor
spesifik.
 = rasio kalor spesifik
m = massa gas dalam silinder

10. Diagram siklus Otto aktual

11. Langkah hisap siklus 4-langkah mesin Otto
2. Sebuah motor bensin bekerja sesuai siklus Otto dengan perbandingan kompresi = 8,
tekanan awal kompresi 14,7 PSIA, temperatur awal kompresi 80 F
. Harga kapasitas panas pada
volume konstan 0,171 BTU/lb R, jumlah panas yang masuk 1280 BTU/lb udara. Tentukan :
a. Effisiensi Otto
b. Energi panas yang dikeluarkan (QR) dan Kerja yang dihasilkan (W)
c. Tekanan (P3) dan Temperatur (T3) akhir pembakaran
Udara dengan kondisi awal P1V1T1 dikompresikan secara adiabatis sehingga
keadaannya menjadi P2V2T2 setelah itu dipanasi secara isochorik sehingga
tekananya menjadi P3 kemudian dipanasi lagi secara isobarik sehingga
volumenya menjadi V4 (namun V4 < V1) kemudian diekspansikan isentropik
sehingga volumenya menjadi volume awal (V5 = V1) dan temperaturnya
menjadi T5 (T3>T5>T2), didinginkan isovolumetrik dengan kondisi kembali
kekeadaan awal. Gambarkan diagram P-V dan T-S ?

12. Diketahui:
r =8
P1 = 14,7 PSIA = 1 atm = 1,033 kg/cm^2
T1 = 80 F = 80 + 460 = 540 R
Cv = 0,171 BTU/lbR
Qin = 1280 BTU/lb
K = 1,4
Ditanyakan:
a. Efisiensi otto
b. B.QR dan W
c. P3 dan T3
Dijawab:
Efisiensi otto = 1 – (1/r^k-1)
= 56,5%
QR = Qin-(efisiensi otto x Qin)
= 556,8 BTU/lb ud
W = Qin – QR
= 723,2 BTU/lb ud
c. T2 = T1 x r^k-1
= 1240, 38 R
Qin = Cv x (T3 – T2)
T3 = 8725 R
P2 /P1 = r^k
P2 = P1 x r^k = 14,7 x18,4 = 270,2 PSI
P3/T3 = P2/T2=r^k-1
P3 = 1900,7 PSI
P4 ????
T4 ????

13. DIESEL CYCLE
Siklus Diesel terbuka merupakan permodelan ideal untuk menganalisa proses yang terjadi pada
compression-ignition engine. Siklus ini terdiri dari tujuh macam proses, termasuk proses yang ada
pada mesin aktual, namun tanpa proses overlaping.
Siklus diesel terbuka
Compression (1 - 2)
Proses dimulai pada saat posisi piston berada di titik mati bawah (TMB) dan posisi katup intake
ditutup sampai dengan posisi piston berada pada titik mati atas (TMA). Proses ini biasanya
diasumsikan sebagai reversibel adiabatik, maka siklus termodinamika yang terjadi ialah
isentropik. Gas yang dikompresikan merupakan udara yang dibawa ke silinder dari langkah intake
(7 - 1).

14. Fuel Injection and Combustion (2 - 3)
Dimulai pada posisi TMA ketika volume berada pada nilai minimum. Tidak seperti siklus spark-engine,
tidak ada bahan bakar pada silinder. Selama proses pembakaran, bahan bakar diinjeksikan dan dibakar.
Pada permodelan ideal, pembakaran digantikan dengan pemanasan pada tekanan konstan, dimana panas
yang dimasukkan sama dengan energi yang dilepaskan pada pembakaran bahan bakar. Expansion (3 - 4)
Merupakan perpanjangan dari akhir proses injection-combustion menuju TMB. Proses ini diasumsikan
sebagai isentropik.
Exhaust Blowdown (4 - 5)
Terjadi ketika katup exhaust terbuka. Gas meninggalkan silinder hingga tekanan pada silinder sama
dengan tekanan pada exhaust manifold.
Exhaust (5 - 6)
Mencakup dari TMB hingga TMA, gas pada silinder didorong keluar pada tekanan yang konstan. Pada
permodelan ideal, tekanan pada katup exhaust diabaikan.
Intake Blowdown (6 - 7)
Terjadi ketika katup exhaust dalam posisi tertutup dan katup intake dalam posisi terbuka. Tekanan
pada silinder sama dengan tekanan pada manifold intake.
Intake (7 - 1)
Pada saat piston menuju ke bawah, udara ditarik masuk ke silinder. Tekanan pada katup intake
diabaikan.

15. Proses Kompresi dan Ekspansi Adiabatis
P , V , T  C
Q = 0
S = C
Hukum Thermodinamika I
Q = W + U
0 = W + U
W = - U T 2
W   Cv  dT
T1
= - Cv (T2 – T1)
= Cv (T1 – T2) atau
T1  T2 
12
k 1
R
W 
P1V1  P2V2 
12
k 1
1
W 

16. 


 1 1 
1
k 1
P1V1
12
W 
PV
P2V2 


 1 
1
k 1
P1V1
12
W 
T
 T2 
Mencari hubungan antara P
, V
, T
PV = RT ---- diferensial
Pdv Vdp  RdT
dT 
PdV Vdp

PdV Vdp
R Cp  Cv
0 = W + U
0  PdV  CvdT
Cp  Cv
0  PdV  Cv
PdV Vdp
Dibagi VCv
PVCv

Cv.PdV  Cv.Vdp  PdV.Cp  Cv.PdV

17. 
dp

dv
.
Cp
P V Cv

dp

dv
.k
P V
Integralkan
C  ln P  lnV k
C  ln(PV k
)  PV k
 C
1 1
PV k
 PV k
2 2
k
  
P V
 V1 
1  2 
P2
 P1 
V
V2
 P 
1/ k
1
  2 
Atau
Rumus keadaan P1V1 = RT1
P2V2 = RT2
P1 T1 V2
P T V
2
 2
x 1

18.  P1 
T
T1
 P 
k 1/ k
2
 
2 
2
  1   2
V2 
 V 
k
P1
P
Dari persamaan 1 dan 2 didapat
 1
V2 
2
  1 
 V 
k 1
T1
T

19. Diagram P-V, T-V dan T-s dari Siklus Diesel
Gambar Siklus Diesel ideal
Persamaan-Persamaan Pada Siklus Diesel Ideal
Persamaan energi yang terjadi pada keempat proses
adalah
u - u = q - w
2 1 12 12
u4 - u3 = q34 - w34
u3 - u2 = q23 - w23
u1 - u4 = q41 - w41
Persamaan gas ideal dapat dinyatakan dengan
:
P.v = R.T = W
u = cv.T
h = cp.T
s = cp.ln(T) - R. ln(P)
cv = R/(k-1)
cp = k.cv



R = Cp - Cv
 = compression ratio = V1/V2 = rc
 = preleminary expantion ratio = 𝑉3
𝑉2
 
= Subsequent expantion ratio = 

20. Maka, persamaan untuk keempat proses ialah :
1. Proses Kompresi adiabatik:
Karena s2 = s1,
c
P v
P  v 
k
1  2 
2
  1   r k k 1
T1
T2
rc 1  u2  cv T1  T2 
12
1 k
RT  T 
1 k
P .v  P .v
 2 2 1 1
 2 1
 u
w
 0
q12
 v2  P3.v3  P2 .v2  R(T3 T 2)
w23  P2 v3
q23  h3  h2  qin  cp (T3 T 2)
atau
2. Proses penambahan panas Isobarik (P = C)
T2 V2
T3

V3
3 2 1
k 1
c
  T .r .
makaT  T .
2
V
bila
V3
 
β = v3/v2 =  = atau disebut juga sebagai ‘cut-off ratio’, karena ini merupakan
perbandingan volume ketika aliran bahan bakar dihentikan dengan volume ketika aliran
bahan bakar baru dimasukkan.
3. Proses Ekspansi adiabatik
T 3
V4
T4
3  4 
 V3 
 V

k 1

bila     subsequent.exp antion.ratio
V 
q34 = 0

21. 4. Proses pelepasan panas secara isovolumetrik / cooling
volume konstan sehingga v4 = v1,
 v3 
P  v 
k
P4
3
  4 
4
4 v 3
 u  c T  T 
3

P4 .v4  P3.v3

RT4  T31  u
1 k 1 k
34
w
w41
q41
= 0
= (u1 - u4) = qout = cv . (T1 – T4)
Energi yang terjadi pada siklus Diesel ini ialah :
wnet = w12 + w34
Efisiensi thermal sebesar :
 1
cv T4 T1 
t
c T T 
p 3 2
  1
T4 T1 
t
k T  T 
3 2
net
t
qin
qout
q23
 
w
1
1
1
 1 k 1
k
thermaldiesel
k.T .
T  1
 ( 1)
3  
 
k 1
 T

 

 1 
k 1
T4  T3

  

k
4 1
T  T .
 k 1
 1 
r
 1 
k 1
  k
1 
 C   
thermaldiesel

22. Siklus Diesel Aktual
Siklus Diesel aktual
Siklus aktual ini digunakan sebagai dasar untuk desain dari hampir semua mesin Diesel modern.
Gambar ini merupakan diagram P-V untuk mesin Diesel 4-langkah. Dari gambar, dapat
terlihat bahwa garis volume dibagi menjadi 16 unit. Unit-unit ini menggambarkan
rasio kompresi sebesar 16 : 1. Semakin besar rasio kompresi, maka temperatur yang
dibutuhkan untuk pembakaran juga semakin meningkat.
Bahan bakar diinjeksikan pada titik C, dan proses pembakaran dijabarkan dengan garis
CD. Proses pembakaran pada mesin Diesel terjadi dengan volume yang dapat
dikatakan konstan dalam waktu yang singkat. Pada periode ini terjadi kenaikan
tekanan yang drastis hingga piston mencapai titik sedikit melebihi TDC. Kemudian,
proses pembakaran berlanjut dengan tekanan yang relatif konstan yang kemudian
turun perlahan hingga proses ini berhenti di titik D.
Diagram P-V untuk bahan bakar dari mesin Diesel yang mengoperasikan siklus 2-
langkah hampir sama dengan diagram diatas. Perbedaan yang terjadi disebabkan tidak
adanya saluran exhaust dan intake yang dipisah. Hal ini terjadi karena proses intake
dan exhaust terjadi dalam interval waktu yang relatif singkat (meliputi BCD) dan tidak
membutuhkan langkah penuh dari piston seperti dalam mesin 4-langkah. Sehingga,
jika diagram siklus Diesel 2-langkah dianalogikan dengan diagram diatas, fase exhaust
dan intake berada diantara titik E dan B dengan beberapa overlap pada
pelaksanaannya.
Jadi, perbedaan mendasar dari siklus Otto dan Diesel terletak pada :
- lokasi pencampuran antara bahan bakar dan udara
- rasio kompresi
- metode pembakaran
- proses pembakaran

23. Sering disebut Airless Injection cycle/siklus tanpa injeksi udara
Jika diperbandingkan rumus efisiensi thermal dari siklus Otto dan siklus Diesel, dapat
dilihat bahwa untuk mendapatkan nilai terbaik dari keduanya (idealnya), sebuah engine
merupakan sebuah compression ignition tetapi beroperasi pada siklus Otto. Compression
ignition akan beroperasi dengan efisiensi compression ratio yang lebih tinggi, sementara
pembakaran dengan volume konstan pada siklus Otto akan memberikan efisiensi yang
lebih tinggi kepada compression ratio.
High-speed CI engine yang modern memenuhi hal di atas dengan melakukan
perubahan sederhana dari mesin Diesel sebelumnya. Pada engine yang modern, injeksi
bahan bakar terjadi lebih cepat yaitu sekitar 20 sebelum TMA. Sebagian dari fuel akan
terbakar pada langkah kompresi dan sebagian lainnya akan terbakar pada volume konstan
(di TMA) seperti pada siklus Otto.
Dual cycle (limited pressure cycle) adalah gabungan dari siklus SI engine dan siklus
CI engine. Disebut dual cycle karena proses heat input dari pembakarannya dapat
mencapai hasil terbaik dengan proses ganda yaitu pada volume konstan diikuti dengan
tekanan konstan. (V=C dan P=C)
DUAL CYCLE/gabungan

24. Diagram T-s dan P-V Dual Cycle
1 – 2 : proses kompresi reversibel adiabatik
2 – x : penambahan panas/suplai kalor isokhorik
x – 3 : penambahan panas/suplai kalor isobarik hingga mencapai volume
cut- off
3 – 4 : proses ekspansi reversibel adibatik
4 – 1 : pelepasan panas/pendinginan isokhoris (pergantian
pembukaan katup, keluar dan masuk, seperti biasa)
X



QA1
QA2

QR

25. Analisa dari dual cycle adalah sama seperti pada siklus Diesel, kecuali pada proses heat input
(combustion) 2-x-3.
Proses 2-x heat input pada volume konstan (bagian pertama dari pembakaran), semua katup tertutup :
Vx = V2 = VTMA
W2-x = 0
Q2-x = mm cv (Tx – T2) = (ma + mf)Cv(Tx – T2)
q2-x = cv(Tx – T2) = (ux – u2)
Px = Pmax = P2(Tx/T2)
Pressure ratio didefinisikan sebagai kenaikan tekanan selama proses pembakaran, dinyatakan sebagai
perbandingan :
 = Px/P2 = P3/P2 = Tx/T2 = (1/rc)k (p3/p1)
Proses x-3 heat input pada tekanan konstan (bagian kedua dari pembakaran), semua katup tertutup :
P3 = Px = Pmax
Qx-3 = mm cp (T3 – Tx) = (ma + mf)cp (T3 – Tx)
qx-3 = cp (T3 – Tx) = (h3 – hx)
wx-3 = qx-3 – (u3 – ux) = Px(v3 – vx) = P3(v3 – vx)
T3 = Tmax
Cut-off ratio :
 = v3/vx = v3/v2 = V3/V2 = T3/Tx
Heat in :
Qin = Q2-x + Qx-3 = mf QHV c
qin = q2-x + qx-3 = (ux – u2) + (h3 – hx)

26. dual
(QA1  QA2 )

QA1  QA2  QR

P2
 
P3
 perbandingantekanan

CV (Tx  T2 )  C p (T3  Tx )  CV (T4  T1 )
CV (Tx  T2 )  C p (T3  Tx )
 V 
k 1
2 1
 2 
V
T  T  1 


 

 2 
P
Px
Tx  T2




 
 x 
V
V3
T3  Tx
V 
k 1
V4 
T4  T3 3 
1
k 1
2  T .
sehinggaT
.
1
2
k 1
x
T  T .  T .
1
3 ..T .
k 1
T  
 Ta ..
...



3
4
 
 T1.
k 1
 c 
k 1
 
 
T  T .
  
k 1






1 

  1
p
k 1
dual
k
1
k ( 1)   1

27. Efisiensi thermal dual cycle :
(t)DUAL = wnet/qin = 1 – (qout/qin)
= 1 – cv (T4 – T1)/[cv(Tx – T2) + cp(T3 – Tx)]
= 1 – (T4 – T1)/[(Tx – T2) + k(T3 – Tx)]
Dapat juga dirumuskan :
(t)DUAL
dimana :
= 1 – (1/rc)k-1[{k – 1}/{k( - 1) +  - 1}]
rc = compression ratio
k = cp/cv
 = pressure ratio
 = cut-off ratio

28. SOAL
Gas ideal dari tekanan P1 V1 T1 dikompresikan secara adiabatik sehingga temperaturnya menjadi T2
kemudian dipanaskan isobarik sehingga temperaturnya menjadi T3, setelah itu dikompresikan lagi
secara adiabatik sehingga volumenya kembali ke volume awal, akhirnya didinginkan kekeadaan
semula. Bila kerja yang dilakukan T2=330 K dan T3 = 440 K. Hitunglah T1 dan T4, serta gambarkan P-
V dan TS diagram

29. Efisiensi Tak-Berdimensi
1. Efisiensi Volumetris (Volumetric Efficiency)
Berdasarkan teori, energi yang dilepaskan selama proses pembakaran merupakan hasil produk dari sejumlah massa bahan
bakar yang terdapat didalam ruang pembakaran dan nilai kalornya apabila reaksi pembakaran berlangsung secara sempurna.
Semakin banyak jumlah udara yang dapat dimasukkan kedalam ruang bakar, maka semakin banyak bahan bakar yang dapat
digunakan. Dengan demikian, parameter yang menunjukkan efisiensi sistem tersebut sangatlah penting dalam motor
pembakaran dalam. Efisiensi Volumetris, ηv , merupakan perbandingan dari campuran udara dan bahan bakar yang aktual pada
ruang bakar terhadap campuran udara dan bahan bakar yang dapat ditampung pada ruang bakar (silinder) pada kerapatan
udara yang ambien. Atau dengan kata lain, efisiensi volumetris digunakan untuk menyatakan seberapa banyak udara yang
mampu dimasukkan kedalam ruang bakar oleh mesin. Persamaan untuk menghitung Efisiensi Volumetris adalah :
2m
a
a d c
 V n N
v
  Laju massa udara yang masuk ke silinder (kg/s)
m
a
ρa Kerapatan udara (kg/m3)
Vd
nc
Volume Displacement piston (m3)
Jumlah silinder
N Putaran poros mesin (rev/s)

30. Terdapat beberapa faktor yang mempengaruhi nilai dari efisiensi volumetris, diantaranya adalah :
Induksi dan gaya gesekan pada sistem pembuangan
Gaya gesekan mengakibatkan terjadinya penurunan tekanan (pressure-drop) di saluran masuk
campuran udara dan bahan bakar sepanjang saringan udara, karburator/injektor, throttle dan
manifold. Selain itu, penurunan tekanan (pressure-drop) juga terjadi di sepanjang saluran keluar gas
buang seperti pada katup keluar, port, manifold, catalyst, muffler dan pipa buang.
Perpindahan panas induksi
Perpindahan panas pada campuran udara dan bahan bakar yang masuk sepanjang manifold masuk dan
port mengurangi kerapatan campuran. Pemanasan serta penguapan bahan bakar dan udara dapat
terjadi sehingga mengurangi laju massa udara yang masuk kedalam ruang bakar.
Efek pembukaan katup
Pada putaran mesin yang rendah, sejumlah campuran udara dan bahan bakar yang memasuki
silinder selama langkah hisap terdorong kembali keluar silinder. Hal ini dikarenakan pergerakan
piston pada langkah tekan (kompresi) mendahului penutupan katup masuk sehingga campuran
keluar silinder.
Pada putaran mesin yang tinggi, momentum udara yang besar pada intake manifold menuju ke
silinder selama langkah hisap memaksa sejumlah udara tambahan untuk memasuki silinder,
sementara katup masuk tetap dalam keadaan terbuka setelah posisi TMB.
Selama periode overlap, katup diantara katup masuk terbuka dan katup keluar tertutup, terdapat
keadaan dimana kedua katup dalam keadaan terbuka. Besarnya overlap dan kecepatan putaran
mesin, mempengaruhi fraksi residual yang ternyata mempengaruhi efisiensi volumetris.

31. Gesekan pada katup.
Katup masuk dan port merupakan hambatan aliran terbesar pada sistem pemasukan udara dan bahan bakar.
Penurunan tekanan (pressure-drop) terjadi pada bagian tersebut dikarenakan gesekan aliran.
Perpindahan panas didalam silinder
Udara dan bahan bakar yang masuk kedalam silinder memiliki temperatur yang lebih rendah dibandingkan
dengan temperatur dinding ruang bakar. Akibatnya terjadi perpindahan panas dari dinding silinder ke
campuran udara dan bahan bakar sehingga mengurangi kerapatannya.
Selain disebutkan diatas, volume sisa (clearance volume) dari ruang bakar juga ikut mempengaruhi efisiensi
volumetris.
Efisiensi Mesin
2. Efisiensi Pembakaran (Combustion Efficiency)/Efisiensi thermal indikatif
Pembakaran bahan bakar didalam silinder berlangsung sangat cepat, oleh karena itu tidak semua bahan
bakar dapat terpakai. Sejumlah bagian bahan bakar tidak bereaksi dan keluar bersamaan dengan gas sisa
pembakaran. Hal ini tentu merugikan karena bahan bakar yang dikeluarkan masih dapat digunakan dan juga
mengakibatkan polusi lingkungan. Efisiensi Pembakaran, ηc , merupakan perbandingan antara energi panas
masukan yang sebenarnya dengan energi panas secara teoritis. Persamaan dari Efisiensi Pembakaran adalah :
m f QHV mf QHV
Qin Q
in
c
theoritical heat input
actual heat input
 
  Qin
Dimana : : Panas yang dihasilkan oleh reaksi
pembakaran per siklus
mf : Massa bahan bakar yang ditambahkan
kedalam silinder
QHV : Nilai kalor dari bahan bakar (energi kimia
per unit massa)

32. IHP = Indicative Horse Power
BHP = Brake Horse Power
FHP = Friction Horse Power
Efisiensi mekanik = BHP/IHP
FHP = IHP - BHP

33. th
work per cycle W W
Qin c m
f QHV
heat input per cycle
 

Efisiensi thermal dapat diberikan dalam nilai Brake maupun nilai Indicated. Pada umumnya, nilai dari
Efisiensi Thermal Indicated berkisar antara 50% - 60%, sedangkan nilai dari Efisiensi Thermal Brake berkisar
pada 30%.Persamaan Efisiensi Thermal Indicated dan Efisiensi Thermal Brake dijelaskan pada persamaan
dibawah ini :
3. Efisiensi Thermal (Thermal Efficiency)/ Brake
Sumber energi untuk menggerakkan mesin adalah energi kimia yang tersimpan didalam bahan bakar. Fakta
yang terjadi adalah piston, bagian mesin yang berfungs
;
i untuk mengkonversikan energi kimia menjadi tenaga,
bekerja tidak terlalu efisien untuk mengubah seluruh energi kimia menjadi tenaga (energi mekanik). Lebih
kurang sepertiga dari energi bahan bakar tersebut dikeluarkan melalui pipa pembuangan sebagai panas yang
hilang, sepertiga lagi hilang ke sistem pendinginan mesin (radiator) dan hanya menyisakan lebih kurang
sepertiga untuk digunakan sebagai pembangkit tenaga mesin. Efisiensi Thermal, ηth , merupakan ukuran
pemakaian bahan bakar oleh mesin. Efisiensi ini menunjukkan seberapa banyak daya yang dihasilkan oleh
sejumlah laju panas yang dihasilkan oleh pembakaran bahan bakar. Laju pelepasan panas sendiri merupakan
hasil dari laju aliran bahan bakar dan nilai pembakaran bahan bakar. Sehingga untuk meningkatkan efisiensi
thermal, daya output mesin dapat ditambah dengan cara meningkatkan laju aliran bahan bakar atau dengan
menggunakan bahan bakar dengan nilai pembakaran yang tinggi. Persamaan Efisiensi Thermal diberikan di
bawah ini :
mf QHV
Wb
b 
f HV
Wi
i
m Q
 
Dimana :Wb, Wi
mf
silinder
QHV
: Daya (brake,indicated) yang dihasilkan (Watt)
: Massa bahan bakar yang ditambahkan kedalam
: Nilai kalor dari bahan bakar

34. 4. Efisiensi Mekanis (Mechanical Efficiency)
Sejumlah daya (tenaga) yang dihasilkan didalam silinder digunakan untuk melawan gaya gesekan dan
memompa gas untuk masuk dan keluar dari silinder. Gaya gesekan berubah-ubah terhadap kecepatan putaran
mesin dan ini mengakibatkan gesekan sangat sulit untuk diukur secara langsung. Terkadang mesin dihidupkan
dengan menggunakan motor-dinamometer untuk mendapatkan nilai gaya gesekan yang terjadi. Suatu metode
alternatif digunakan untuk menghitung besarnya gaya gesekan yang terjadi didalam suatu sistem motor
pembakaran dalam. Metode tersebut adalah dengan menggunakan efisiensi mekanis suatu mesin. Efisiensi
Mekanis, ηm , merupakan perbandingan antara kerja output yang dihasilkan oleh mesin dengan kerja yang
dihasilkan oleh gas pembakaran pada piston. Persamaan untuk menghitung Efisiensi Mekanis (ηm) diberikan di
bawah ini :
i
i

Wi Wf
i

Wb
m
W
W
W
 1
Wf

Dimana : Wb : Daya keluaran mesin (Watt)
Wi : Daya yang dihasilkan gas pembakaran
pada piston (Watt)
Wf : Daya yang dihasilkan oleh kerugian-kerugian akibat
gesekan (Watt)
Metode ini digunakan untuk mendapatkan nilai dari kerugian-kerugian (losses) akibat gesekan.
Terdapat tiga gaya gesekan pada mesin :
(1) Gesekan pada komponen logam dan karet (rubbing), seperti antara ring piston dengan
dinding silinder.
(2) Gesekan pada aliran gas (udara dan bahan bakar), terutama pada throttle dan katup.
(3) Gesekan pada aksesoris mesin dan belt.

35. Gaya gesekan mengakibatkan daya yang dikeluarkan poros mesin selalu lebih rendah dibandingkan dengan
daya yang dihasilkan gas pembakaran pada piston, sehingga nilai efisiensi mekanis selalu kurang dari 1
(satu). Nilai efisiensi mekanis yang mendekati 1 sangat diinginkan oleh pemakai kendaraan. Kisaran nilai
efisiensi mekanis adalah antara 50% sampai dengan 55%, namun apabila kerugian transmisi dimasukkan
maka nilainya menjadi berkurang hingga 45%. Nilai efisiensi mekanis sangat dipengaruhi keadaan throttle.
Pada saat idle dan diam, efisiensi mekanis mendekati nol, namun pada saat throttle terbuka penuh maka
nilai efisiensi mekanis bertambah besar bahkan dapat mencapai 85%.
5. Efisiensi Relatif
Efisiensi relatif atau Perbandingan efisiensi adalah perbandingan efisiensi thermal siklus aktual terhadap
siklus ideal.
Efisiensi _ udara  s tan dar
Efisiensi _ termal _ aktual
relatif 


36. NILAI KALOR / HEATING VALUE / CALORIFIC VALUE
definisi: Jumlah panas yang dihasilkan dari pembakaran 1 kg bahan bakar
Satuan/dimensi/unit: Kcal/Kg atau BTU/lb
Terdapat:
HHV : High Heating Value (QH)
atau Nilai Kalor tinggi, jumlah panas yang dihasilkan dari pembakaran 1 kg bahan bakar
LHV : Low Heating Value (QL)
atau Nilai Kalor Rendah, jumlah panas yang dihasilkan dari pembakaran 1 kg bahan bakar setelah dikurangi
dengan jumlah panas yang dipergunakan untuk menguapkan kandungan air yang berada dalam bahan bakar itu
sendiri.
RUMUS DULONG
2

8

 
LHV  81C  344 H 
O   25S  6(9H  H O) KKal / kg

8

 
HHV  81C  344 H 
O   25S KKal / kg
Dimana unsur C, H, O, S adalah komposisi bahan bakar

37. Contoh:
Hitung QH maupun QL bahan bakar dengan komposisi 75% C, 6%H, 2%N, 4%O, 4%S,
6%H2O
Jawab
H 
8

 
HHV (Q )  81.75  3446 
4   25.4  8067 KKal / kg
LHV (QL )  8067  6(9.6  6)  7707 KKal / kg

38. KARAKTERISTIK MOTOR BAKAR
Karakteristik atau performance dari motor bakar dapat dicari dan dihitung dengan beberapa uji/testing motor
tsb. Tujuanya untuk mengetahui sejauh mana mesin tersebut dapat mampu/mempunyai unjuk kerja. Parameter
– parameter yang perlu diketahui dan dihitung antara lain:
1. Jumlah bahan bakar
2. Jumlah massa udara
3. AFR (Air Fuel Ratio)
4. Momen Torsi
5. Daya
6. Effisiensi
7. Emisi Gas buang

39. REAKSI PEMBAKARAN
Bahan bakar merupakan senyawa Hidrokarbon dan dinyatakan sebagai (CHX)n
Contoh: Iso Octane
n  8
8
x 
18
18 8
8
8 18
C H  (CH )
Keluarga Parafine
Cn H 2n2
8 18
3.Dodekana C12 H 26
2.IsoOk tan a C H
C16 H34
1.Hexadekana
Atmosfir mengandung 21% udara dan 79% nitrogen, Oksigen = 21% + 79% N
Contoh reaksi kimia antara Dodekana
 O2
C12 H 26
18,5(O2  3,76N )  12CO2 13H2O  (18,5x3,76)N
C12 H 26
Reaksi pembakaran Stoikiometrik/sempurna = hasil reaksi tidak ada sisa
n  12
x 
26
26 12
12
Dodecane C12 H 26  (CH )
Udara terdiri dari 21% O2 dan 79% N2 sehingga  3,76
12

N2
O2

40. Cn H 2n2
Ingat  (O2  3,76N )  CO2  H 2O  N
Maka pembakaran sempurna teoritis atau disebut pembakaran STOIKIOMETRIK dapat dinyatakan dengan
(CH x )n  n(1 0,25X )O2  3,76 n(1 0,25X )N2  n(CO2  (0,5X )H 2OJ  3,76(1 0,25X )N2
Tuliskan reaksi pembakaran STOIKIOMETRIK / pembakaran sempurna untuk IsoOktana dengan Hexadekana
Jawab:
- Reaksi pembakaran stoikiometrik untuk IsoOktana
C8 H18
C8 H18
C8 H18
 (O2  3,76N2 )  CO2  H 2O  N2
12,5(O2  3,76N2 )  8CO2  9H 2O  (3,76x12,5N2 )
12,5O2  47N2 )  8CO2  9H 2O  47N2
- Reaksi pembakaran stoikiometrik untuk Hexadekana
C16 H34
C16 H34
 (O2  3,76N2 )  CO2  H 2O  N2
 24,5(O2  3,76N2 )  16CO2 17H 2O  (24,5x3,76)N2
 24,5O2  92N2  16CO2 17H 2O  92N2
C16 H34

41. KONSUMSI UDARA
Jumlah massa udara yang mengalir kedalam ruang bakar, dapat dihitung dengan alat ukur sbb:
1. Orifice Plate
w
ma  a .A.cd. 2gh


a
ma = air mass flow rate (kg/det)
A = luas penampang saluran (m2)
A = berat jenis udara (kg/m3)
Cd = koefisien orifice
g = percepatan gravitasi
H = beda elevasi
w = berat jenis air (kg/m3)
V  kecepa tan aliran m / det

2. Anemometer
Penggunaan alat ini bisa dapat langsung mengetahui kecepatan aliran udara dan temperatur udara
m a  Va .A

42. PEMAKAIAN BAHAN BAKAR
Jumlah massa bahan bakar yang masuk ke dalam ruang bakar dapat diketahui dengan alat sbb:
kg / det
t
VxF
mF 

mF = fuel mass flow rate (kg/det)
V = Volume pada gelas ukur (m3)
F = berat jenis bahan bakar (kg/m3)
t = waktu (detik)

43. Air/Fuel Ratio (A/F)
Cari A/F teoritis dan A/F aktual pada tiga pembakaran Stoikiometrik (Hexadekana, IsoOktana, Dodekana)
(teoritis)
A

(12,5  47)28,5
 14,875Kg
F (8x12)  (18x1)
- Untuk Hexadekana
(teoritis)
A

(24,5  92)28,5
 14,69Kg
F (16x12)  (34x1)
(teoritis)
F F
  excess air coefficient (Koefisien kelebihan Udara)
A
aktual  .
A
  1,25 1,7

mF
Suatu bilangan yang menunjukan berapa jumlah udara yang dibutuhkan untuk pembakaran 1 kg bahan
bakar secara sempurna (teoritis)
- Untuk IsoOktana:

AFR 
ma

44. SPECIFIC FUEL CONSUMPTION (SFC)
Ne
Konsumsi bahan bakar spesifik menyatakan pemakaian bahan bakar yang terpakai setiap daya kuda yang
dihasilkan. Parameter ini biasanya digunakan sebagai tolok ukur ekonomis dari motor bakar tsb, dimana
jumlah bahan bakar yang sedikit yaitu yang ekonomis.

SFC 
mF
kg / HPjam
DA
Y
A EFEKTIF (Ne)
Daya efektif adalah daya yang dapat dihasilkan oleh poros engkol untuk menggerakan beban.
HP
Txn
e
N 
716,2
n = putaran mesin (rpm)
T = momen Torsi (kg-m)
DA
Y
A INDIKASI (Ni)
Daya indikasi adalah daya yang dihasilkan didalam ruang bakar (silinder) atau hasil pembakaran bahan bakar
dan udara sehingga gas pembakaran tersebut dapat menggerakan torak (piston)