BAB IV PERHITUNGAN. 4.1 Siklus Gabungan (dual combustion Cycle) Pada Turbocharger ini memakai siklus gabungan yang disebut juga

Maradu Tua Hendra 41309110016

BAB IV PERHITUNGAN

4.1 Siklus Gabungan (dual combustion Cycle) Pada Turbocharger ini memakai siklus gabungan yang disebut juga “Dual Combustion Cycle”, karena siklus ini lebih mendekati siklus yang sebenarnya dan karena penyemprotan bahan bakar pada tekanan tinggi. Siklus ini dapat digambarkan sebagai berikut :

Gambar.4.1. Siklus gabungan

46


Keterangan : o-a

= Langkah isap pada tekanan tetap

a – a = Langkah kompresi isentropic c – z’ = Pemasukan kalor pada volume konstan z’ – z = Pada volume konstan z’ – z = Pemasukan kalor pada tekanan konstan z – b = Langkah ekspansi isentropic b – a = Langkah buang VI

= Volume langkah torak

Vc

= Volume kompresi (Volume ruang bakar)

ε=

= Perbandingan kompresi

λ=

= Perbandingan tekanan akibat penambahan kalor pada volume

ρ=

= Perbandingan ekspansi pendahuluan akibat penambahan

tetap

kalor pada tekanan tetap δ=

= Perbandingan ekspansi lanjut

- Efisien siklus : Q1 = W.Cv(Tz’ – Tc) Q’1 = W.Cp(Tz – Tz’) Q2 = W.Cv(Tb – Ta)

47


ηth =

=1–

=1–

Dimana :

= n n (indeks politropis)

Maka :

ηth = 1 –

Dengan memasukkan harga – harga : Tc = Ta .

n-1

Tz’ = Tc .

= Ta . εn-1

= Ta . εn-1 . λ

= Ta . εn-1 . λ . ρ

Tz = Tz’ . Dimana : =

:

atau ρ =

Jadi : Tb = Ta . λ . ρn Sehingga : η th = 1 –

=1-

48


4.2

Perhitungan Parameter Thermodinamika Motor Diesel Tanpa Turbocharger. Dari data teknis, diperoleh data – data yang akan digunakan pada

perhitungan thermodinamika motor diesel tanpa turbocharger sebagai berikut: Daya efektif = 290 HP = 217 kW Putaran

= 2100 Rpm

Dalam perhitungan ini dianggap motor diesel tanpa menggunakan turbocharger. Jadi turbocharger dilepaskan dari motor diesel. Pada kondisi ini, harga asumsi berikut, yaitu : 1. ε

= perbandingan kompresi = 17

2. α

= koefisien kelebihan udara = 1,5

3. ξz

= factor pemanfaatan panas = 0,80

4. po . To

= kondisi udara luar

Po = 10,13 N/cm2 , To = 27 oC = 300 K 5. Dimensi silinder 6. Kebutuhan udara sesungguhnya : M1 = α . L th

49


= 0.7425 kmole/kg b.b 4.2.1 Perhitungan Parameter pada titik a a. tekanan pada akhir langkah isap : Pa = (0,85 – 0,92)Pc = 0.91 . 10,13 = 9,22 N/cm2 b. temperature pada akhir langkah isap : Ta =

Dimana : ∆tw = kenaikan temperature udara = 20 oC γres = koefisien residual gas = 0,04 Tres = 700 – 800 K = 800 K (diambil) Ta =

= 338,5

= 65,5 oC c. Effisiensi volumetric : ηv

=

x

=

x x

x

= 0,824

50


4.2.2 Perhitungan Parameter pada titik c a. tekanan akhir langkah kompresi : Pc = P a . Dimana : n1 = eksponen politropis = 1,35 (dipilih) Pc = 9,22 . (17)1,35 = 422,5 N/cm2 b. Temperatur pada akhir langkah kompresi : Tc = Ta . = 338,5 . (17)0,35 = 912,5 K = 639,5 oC

4.2.3 Perhitungan Parameter pada akhir pembakaran a. Temperatur akhir pembakaran : + (mCv)a

+ 1,985[λ(tc + 273) - 273μ] = μ . (mCp)g

Asumsikan : tz = 1825 oC (mCv)a = 5,308 kcal/mole oC ; (mCp)g = 8,577 kcal/mole oC Jadi : =

639,5 + 1,985 = 1,04 x 8,577 tz = 1821,1 oC (assumsi mendekati) = 1825 + 273 = 2098 K

b. tekanan akhir pembakaran : Pz = λ . P c

direncanakan :

= 1,6 51


= 1,6 . 422,5 = 676 N/cm2

4.2.4 Perhitungan Parameter pada langkah ekspansi a. temperatur pada akhir ekspansi : Tb = Dimana : n2 = eksponen politropis = 1,27 δ = ekspansi ratio = ρ = derajat ekspansi awal =

x

δ =

=

+

= 1,494

= 11,379 = 1088 K = 815 oC

Tb = b. tekanan akhir ekspansi Pb =

=

= 30,8 N/cm2

52


4.2.5 Perhitungan pada prestasi motor a. tekanan indicator rata – rata : P1 = =

P1 = 85,95 N/cm2 b. tekanan effektif rata – rata : mep

= φ x ηm x p 1

assumsikan :

ηm = effisiensi mekanis = 0,85 mep = 0,97 . 0,85 . 85,95 = 70,86 N/cm2 = 7,22 kg/cm2

c. pemakaian bahan bakar spesifik : Sfc = F1 =

= = 166,3 gr/HP jam = 223 gr/kWh

53


d. pemakaian bahan bakar effektif : bscf = Fe = = 0,87 . 166,3 = 144,7 gr/HP jam = 194 gr/kWh e. effisiensi thermal : ηth =

=

= 0,43

f. daya indicator :

N1 =

4.3

=

= 341 HP

Perhitungan Parameter Thermodinamika Turbocharger Motor Diesel. Dari data teknis diperoleh data – data yang akan digunakan pada

perhitungan thermodinamika turbocaharger motor diesel sebagai berikut : Daya effektif = 415 HP = 310 Kw Putaran, n = 2100 rpm Dengan asumsi – asumsi sebagai berikut : - Tekanan turbocharger : psup = 1,6 atm.abs = 1,6 x 1,033 = 1,6528 kg/cm2

54


= 16,21 N/cm2 -

Koefisien residual gas, γr = 0 (pembilasan sempurna)

-

Temperatur residual, Tr = 750 K

-

Faktor pemanfaatan panas ξz = 0,08

-

Koefisien kelebihan udara, α = 1,5

-

Koefisien pembilasan udara, ΔSc = 0,20

-

Komposisi bahan bakar dalam % volume : C = 87%; H = 12,6%; O = 0,4%

-

Lower heating value, LHV = 10150 kcal/kg

-

Kondisi udara luar : po = 1 atm . abs = 1,033 kg/cm2 = 10,13 N/cm2 To = 27 oC = 300 oK

-

Perbedaan temperatur pada intercooler, tcool = 40 oC

-

Jumlah udara teoritis yang dibutuhkan :

L o’ =

55


= 0,495 kmole/kg -

Jumlah udara sesungguhnya yang dibutuhkan : L’ = α.Lo’ = 1,5 x 0,495 = 0,7425 kmole/kg

43.3.1

Perhitungan pada Langkah pemasukan Tekanan pada awal kompresi (pa), dipengaruhi oleh beban motor dan

putarannya. Untuk motor empat langkah, pada daya dan putaran tertentu : pa = (0,85 – 0,92).po

tanpa supercharging

pa = (0,90 – 0,95).psup

dengan supercharging

dimana :

po

= tekanan udara luar.

Psup

= tekanan udara kompresor

Temperatur pada awal kompresi (Ta) : Ta = Dimana :

= koefisien residual gas = 0,03 – 0,04 = kenaikan temperatur karena udara bersentuhan dengan dinding silinder dan torak = 10 – 20 oC

Efisiensi pengisisan : Ηch =

56


.

Ηch = Dimana :

.

γr = koefisien residual gas

- temperatur udara keluar kompresor : Tsup = To Dimana : m = eksponen dari supercharger = 1,45 – 1,8 Dipilih :

m = 1,45 agar dapat Tsup yang relatief kecil

Tsup = 300 = 347 K = 74 oC - temperatur udara keluar cooler : Tsup’ = Tsup - ΔTcool = 347 – 40 = 307 oC - temperatur udara awal kompresi : Ta = Dimana : Δtw = 15 oC Maka : Ta = 307 + 15 = 322 K = 49 oC - tekanan awal kompresi :

57


Pa = 0,92 . psup = 0,92 . 16,21 = 14,91 N/cm2 - effisiensi pemasukan : Ηch =

.

=

.

.

.

= 0,93 4.3.2 Perhitungan pada Langkah Kompresi Pada kenyataannya, dalam proses kompresi terjadi pemindahan panas antara gas dan dinding silinder. Jadi langkah kompresi bukan proses adiabatic. Sebagai perndekatan terbaik dianggap merupakan kurva politropis sebagai berikut : pc = pa . Tc = Ta . Dimana : n1 = eksponen politropis rata – rata. Harga n1 ini dipengaruhi dimensi, kecepatan dan beban motor. Untuk motor diesel empat langkah, n1 1,34 – 1,39. - temperatur akhir kompresi : Tc = Ta . dimana : n1 = 1,35 Tc = 322 .

= 868 K = 595 oC

58


- tekanan akhir kompresi : Pc = p a . = 14,91 .

= 683,26 N/cm2

4.3.3 Perhitungan pada Langkah Pembakaran (Proses) - jumlah udara teoritis yang dibutuhkan untuk pembakaran : L o’ =

- koefisien kelebihan (α) : untuk motor diesel kecepatan tinggi, α = 1,3 – 1,7 (hasil percobaan). - temperatur akhir pembakaran dapat dihitung dengan cara trial dan error dari persamaan berikut :

=μ.

+ dimana :

μ = koefisien molar change μo = chemical koefisien molar change = Mg = jumlah gas sesudah pembakaran Me = jumlah udara sebelum pembakaran = α . Lo’ QL = LHV

59


ξz = koefisien pemanfaatan panas = 0,65 – 0,85 = mean molar isochoric heat capacity hasil pembakaran = mean molar isochoric heat capacity udara bercampur residual gas λ=

= perbandingan tekanan akibat pembakaran pada volume tetap. Harga tergantung pada ruang bakar pada beban penuh. Untuk “Pre combustion chamber engine”, α = 1,4 – 1,6

- kenaikan tekanan maksimum pembakaran : Pz = α . P z diambil : λ = 1,4 Pz = 1,4 . 683,26 = 956,564 N/cm2 - kwantitas produk pembakaran : Mg =

kmole/kg

= 0,73 +

+

= 0,7741 kmole/kg

- koefisien molar change : μ=

=

= 1,042

60


- temperatur pembakaran : Dihitung dengan persamaan keseimbangan thermodinamis sebagai berikut :

- kapasitas panas pada tekanan tetap untuk udara pada temperatur tc = 595 o

C, diperoleh dengan cara interpolasi sebagai berikut :

Pada t = 500 oC … (mCp)a = 7,189 kcal/mole oC t = 600 oC … (mCp)a = 7,263 kcal/mole oC kcal/mole oC

7,263 – - kapasitas panas pada volume tetap, (mCv)a : - 1,985 = 7,2593 – 1,985 = 5,2743 kcal/mole oC Jadi :

= 1,042 =

=

Dari persamaan ini temperatur pada akhir pembakaran, (tz) dicari dengan cara trial error. Terlebih dahulu dihitung

61

pada temperatur (tz)


dengan perkiraan harga tz antara 1700 oC – 1800 oC. - relative volumetric v, kompenen gas – gas hasil pembakaran dihitung sebagai berikut : = 0,21(α – 1)Lo’ = 0,21(1,51 – 1)0,495 = 0,052 kmole O2/kg b.b = 0,79.α.Lo’ = 0,79 . 1,5 . 0,49 = 0,5866 kmole N2/kg b.b =

=

= 0,0725 kmole CO2/kg b.b

=

=

. 0,063 kmole H2O/kg b.b

=

Jadi :

+

+

+

= 0,7741 kmole gas/kg b.b

=

=

= 0,0672

=

=

= 0,7578

=

=

= 0,0936

=

=

= 0,0814

Kapasitas panas untuk tekanan tetap untuk gas :

62


=

+

+

+

Trial : tz = 1790 OC Dengan interpolasi didapat : = 8,5665 –

= 8,56 kcal/mole oC

= 1785 oC

Didapat : tz =

Ternyata harga tz = harga tz trial = 1790 OC atau error cukup kecil, sehingga trial dapat dipakai. Jadi temperatur pada akhir pembakaran : tz = 1790 + 273 = 2063 K - derajat ekspansi awal : ρ= =

. .

= 1,769

4.3.4 Perhitungan pada Langkah Ekspansi Langkah ini juga merupakan kurva politropis. Eksponen ekspansi politropis rata – rata (η2) bervariasi antara 1,15 – 1,3. - tekanan gas pada akhir ekspansi : Pb =

dimana :

= dengan perbandingan ekspansi lanjut

63


= - temperatur gas pada akhir ekspansi : = Eksponen politropis kompresi (n1) lebih besar dari pada eksponen politropis ekspansi (n2), disebabkan pada saat kompresi fluida kerja adalah udara yang sifat fisiknya mendekati gas ideal eksponen politropis kompresinya = 1,4 sedangkan pada saat ekspansi fluida kerja merupakan campuran udara dan gas – gas hasil pembakaran. Selain itu politropis tergantung juga pada temperatur, dimana diketahui bahwa pada saat kompresi temperatur meningkat sedangkan pada saat ekspansi temperaturnya berkurang. - derajat eskpansi lanjut : = =

= 9,61

- tekanan akhir ekspansi : = =

, diambil : n2 = 1,27 = 54,03 N/cm2

- temperatur akhir ekspansi =

64


=

= 1120 K

= 847 oC

4.3.5 Perhitungan pada Prestasi Motor a. tekanan indikator rata – rata : = = = 148,3 N/cm2 b. tekanan efektif rata – rata : mep = φ . ηm . p1 dimana : φ = faktor koreksi diagram = 0,95 – 0,97 = 0,97 (dipilih) ηm = efisiensi mekanis = 0,87 mep

= 0,97 . 0,87 . 148,3 = 125,15 N/cm2

c. density udara pemasukan : =

=

kg/m3

= 1,626 kg/m3

d. pemakaian bahan bakar spesifik :

65


=

=

gr/HP jam

dimana : = efisiensi pengisian = 0,93 = density udara pemasukan = 1,626 kg/m3 mep

= tekanan efektif rata – rata = 125,15 N/cm2 = 12,76 kg/cm2

α

= koefisien kelebihan udara = 1,5

Lth

= kebutuhan udara teoritis untuk pembakaran 1 kg bahan bakar = = = 14,453 kg ud/kg b.b

maka :

=

=

gr/HP jam

= 197,86 gr/kWh e. pemakaian bahan bakar efektif Bsfc = ηth . Sfc = 0,87 .147,6 = 128,4 gr/HP jam = 172,12 gr/kWh f. effisiensi thermal

66


ηth =

=

= 0,485

g. daya indikator N1 = Table 4.3

=

= 477 Hp

perbandingan antara motor diesel tanpa turbocharger dengan yang lengkapi turbocharger

67


NO

Dengan

Tanpa

Turbocharger 415 HP

Turbocharger 290 HP

477 HP

341 HP

14,91 N/cm2

9,22 N/cm2

322 K

338,5 K

0,93

0,824

683,26 N/cm2

422,5 N/cm2

Parameter

1

Daya Efektif

2

Daya Indikator

3

Tekanan awal kompresi (Pa)

4

Temperatur awal kompresi (Ta)

5

Effisiensi pemasukan (ηth)

6

Tekanan akhir kompresi (Pc)

7

Temperatur akhir kompresi (Tc)

868 K

912,5 K

8

Tekanan akhir pembakaran (Pz)

956,564 N/cm2

676 N/cm2

9

Temperatur akhir pembakaran (Tz)

2063 K

2098 K

10

Tekanan akhir ekspansi (Pb)

54,03 N/cm2

30,8 N/cm2

11

Temperatur akhir ekspansi (Tb)

1120 K

1088 K

12

Tekanan indikator rata – rata (p1)

148,3 N/cm2

85,95 N/cm2

13

Tekanan effektif rata – rata (Mep)

125,15 N/cm2

70,86 N/cm2

14

Spesifik fuel consumtion (bsfc)

128,4 gr/HP jam

144,7 gr/HP jam

15

Effisiensi thermal (ηth)

0,485

0,43

68

BAB IV PERHITUNGAN. 4.1 Siklus Gabungan (dual combustion Cycle) Pada Turbocharger ini memakai siklus gabungan yang disebut juga

Recommend Documents