DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 2008

TUGAS SARJANA MOTOR BAKAR

KAJIAN STUDI PENGARUH PENGGUNAAN TURBOCARJER DENGAN INTERKULER TERHADAP PERFORMANSI MOTOR BAKAR DIESEL 130 PS PENGGERAK KENDARAAN TRUK OLEH : ARDI KUSMAWADI NIM : 040401023

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 2008 Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009





KATA PENGANTAR Puji dan syukur kehadirat Allah SWT, karena atas rahmat dan karuniaNya penulis dapat menyelesaikan Tugas Sarjana ini dengan sebaik – baiknya. Tugas Sarjana ini merupakan tugas akhir untuk menyelesaikan studi pada jenjang pendidikan Sarjana (S1) Teknik Mesin menurut kurikulum Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. Penulis dalam Tugas Sarjana ini mengambil judul ” KAJIAN STUDI PENGARUH PENGGUNAAN TURBOCARJER DENGAN INTERKULER TERHADAP

PERFORMANSI

MOTOR

BAKAR

DIESEL130

PS;

PENGGERAK KENDARAAN TRUK”.Dalam penulisan ini, dari awal sampai akhir penulis mencoba semaksimal mungkin guna tersusunnya Tugas Sarjana ini. Namun penulis menyadari bahwa masih banyak kekurangan – kekurangan baik dalam penulisan maupun dalam penyajian Tugas Sarjana ini yang disebabkan faktor pengetahuan dan pengalaman penulis. Untuk itu saran dari semua pihak yang bersifat membangun sangat penulis harapkan demi kesempurnaan Tugas Sarjana ini. Dengan tersusunnya Tugas Sarjana ini maka penulis mengucapkan terimakasih yang sebesar – besarnya kepada 1. Kepada Orang tua dan keluarga tercinta yang telah memberikan dukungan baik moril maupun materil. 2. Bapak Ir.Isril Amir selaku dosen pembimbing Tugas Sarjana yang telah meluangkan waktunya untuk membimbing penulis dalam menyelesaikan Tugas Sarjana ini.


3. Bapak Dr.Ing.Ir.Ikhwansyah Isranuri selaku ketua Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara. 4. Bapak Tulus Burhanuddin, ST, MT selaku Sekretaris Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara. 5. Seluruh staf Pengajar dan Pegawai di lingkungan Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara yang tidak dapat disebutkan satu – persatu. 6. Ucapan terimakasih kepada PT ASTRA INTERNASIONAL Tbk. Dan juga terimakasih kepada Bapak Sudarto selaku asisten kepala bengkel yang telah banyak meluangkan waktunya untuk berdiskusi dengan penulis dan juga telah memberikan data – data yang mendukung dalam penyelesaian Tugas Sarjana ini. 7. Saya ucapkan terimakasih kepada Mahasiswa Teknik Mesin khususnya sesama rekan – rekan stambuk 2004 yang telah banyak membantu dalam penyelesaian Tugas Sarjana ini. Akhir kata, dengan segala kerendahan hati penulis memanjatkan doa kepada Allah SWT, dan semoga kita semua dilindungi dan diberi berkat-Nya Medan, Juni 2008 Penulis

Ardi Kusmawadi Nim : 040401023




DAFTAR ISI

KATA PENGANTAR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . i SPESIFIKASI TUGAS SARJANA. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . iii KARTU BIMBINGAN. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . iv DAFTAR ISI. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . v DAFTAR GAMBAR. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . x DAFTAR TABEL. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . xii DAFTAR NOTASI. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . xiii BAB I . PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .1 1.2 Tujuan Penulisan. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .1 1.3 Batasan Masalah. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 1.4 Metodologi Penulisan. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 1.5 Sistematika Penulisan. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 BAB II. TINJAUAN PUSTAKA 2.1 Turbocarjer. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5 2.2 Klasifikasi Turbocarjer. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 2.2.1 Turbocarjer Sistem Tekanan Konstan. . . . . . . . . . . . . . . . . 6 2.2.2 Turbocarjer Sistem Pulsa. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7 2.2.3 Turbocarjer Sistem Converter – Pulsa. . . . . . . . . . . . . . . . . 8


2.3 Bagian – Bagian Utama Turbocarjer. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10 2.3.1 Turbin. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11 2.3.2 Kompresor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .14 2.4 Interkuler. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .17 2.4.1 Prinsip Kerja Interkuler. . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18 2.5 Prinsip Kerja dari Sistem Turbocarjer pada Siklus Tekanan Terbatas19 2.6 Pengaruh Penggunaan Turbocarjer dengan Interkuler terhadap Performansi Motor Bakar Diesel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22 BAB III. METODOLOGI KAJIAN DAN ANALISA TERMODINAMIKA 3.1 Idealisasi Analisa Termodinamika. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26 3.2 Mekanisme Kerja Motor Bakar dengan Turbocarjer dan Interkuler.. 27 3.3 Siklus Termodinamika Motor Bakar. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28 3.4 Bahan Bakar Motor Bakar Diesel. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .29 3.5 Rasio Kompresi. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . .31 3.6 Analisa Termodinamika Motor Bakar Dengan Turbocarjer dan Interkuler. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32 3.6.1 Laju Aliran Gas Buang Masuk Turbin. . . . . . . . .. . . . . . . . 33 3.6.2 Laju Aliran Udara Melalui Kompresor. . . . . . . . . . . .. . . . .36 3.6.3 Penetapan Kajian yang akan digunakan. . . . . . . . . . . . . . . 38 3.6.4 Termodinamika Pada Turbin. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .39 3.6.5 Termodinamika Pada Kompresor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41 3.6.6 Termodinamika Dalam Interkuler. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .43 3.6.7 Termodinamika Pada Ruang Bakar. . . . . . . . . . . . . . . . . . .47


3.7 Analisa Termodinamika Motor Bakar Tanpa Turbocarjer Dan Interkuler. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57 3.7.1 Termodinamika Dalam Ruang Bakar. . . . . . . . . . . . . . . . . .57 3.8 Analisa Termodinamika Motor Bakar Dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler 3.8.1 Termodinamika Pada Turbin. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 66 3.8.2 Termodinamika Pada Kompresor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67 3.8.3 Termodinamika Pada Ruang Bakar. . . . . . . . . . . . . . . . . . .70 3.9 Daya Turbin dan Kompresor Turbocarjer. . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . 71 3.10 Putaran Turbin dan Kompresor Turbocarjer. . . . . . . . . . . . . . . . . . 72 BAB IV. PERFORMANSI MOTOR BAKAR 4.1 Performansi Motor Bakar Diesel dengan Turbocarjer dan Interkuler 76 4.1.1 Tekanan Indikator Rata – rata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .77 4.1.2 Tekanan Efektif Rata – rata. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .78 4.1.3 Kerja Indiaktor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .78 4.1.4 Kerja Efektif. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .78 4.1.5 Kerja Mekanik yang Hilang. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .79 4.1.6 Daya Indiaktor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 79 4.1.7 Daya Efektif. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 79 4.1.8 Konsumsi Bahan Bakar Tiap Jam. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .80 4.1.9 Konsumsi Bahan Bakar Spesifik. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 82 4.1.10 Momen Putar ( Torsi ) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .82


4.2 Performansi Motor Bakar Tanpa Turbocarjer dan Interkuler. . . . . . .83 4.2.1 Tekanan Indikator Rata – rata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .83 4.2.2 Tekanan Efektif Rata – rata. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 84 4.2.3 Kerja Indiaktor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 85 4.2.4 Kerja Efektif. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .85 4.2.5 Kerja Mekanik yang Hilang. . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . .86 4.2.6 Daya Indiaktor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 86 4.2.7 Daya Efektif. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87 4.2.8 Konsumsi Bahan Bakar Tiap Jam. . . . . . . . . . . . . . . . . . .87 4.2.9 Konsumsi Bahan Bakar Spesifik. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 89 4.2.10 Momen Putar ( Torsi ) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 89 4.3 Performansi Motor Bakar Dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler. . 90 4.3.1 Tekanan Indikator Rata – rata. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .90 4.3.2 Tekanan Efektif Rata – rata. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 91 4.3.3 Kerja Indiaktor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 92 4.3.4 Kerja Efektif. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 92 4.3.5 Kerja Mekanik yang Hilang. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 93 4.3.6 Daya Indiaktor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 93 4.3.7 Daya Efektif. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 94 4.3.8 Konsumsi Bahan Bakar Tiap Jam. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .94 4.3.9 Konsumsi Bahan Bakar Spesifik. . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . 96 4.3.10 Momen Putar ( Torsi ) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .96 4.4 Perhitungan Performansi Pada Beberapa Putaran. . . . . . . . . . . . . . .97


4.4.1 Pengaruh Penggunaan Turbocarjer dan Interkuler Terhadap Daya Efektif dan Tekanan Efektif Motor Bakar Diesel.. . . . . . . 101 4.4.2 Pengaruh Penggunaan Turbocarjer dan Interkuler Terhadap Torsi Motor Bakar Diesel. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 104 4.4.3 Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Daya Indiaktor Motor Bakar Diesel. . . . . . . . . . . . . . 106 4.4.4 Pengaruh Penggunaan Turbocarjer dengan Interkuler Terhadap Konsumsi Bahan Bakar Motor Bakar Diesel. . . . . . . 108 4.4.5 Pengaruh Penggunaan Turbocarjer dengan Interkuler terhadap Emisi Gas Buang . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 111 BAB V. KESIMPULAN. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 115 DAFTAR PUSTAKA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 118 LAMPIRAN


DAFTAR GAMBAR

Gambar 2.1 Skema instalasi sederhana turbocarjer dengan interkuler

6

Gambar 2.2 Turbocarjer sistem tekanan konstan

7

Gambar 2.3 Turbocarjer sistem pulsa

8

Gambar 2.4 Turbocarjer sistem converter – pulsa

9

Gambar 2.5 Bagian – bagian utama turbocarjer

10

Gambar 2.6 Turbin radial type kantilever

13

Gambar 2.7 Komponen utama turbin radial

13

Gambar 2.8 Bagian utama kompresor sentrifugal

15

Gambar 2.9 Grafik temperatur Vs Sudut engkol Vs Tekanan

16

Gambar 2.10 intercooler

17

Gambar 2.11 Sistem kerja interkuler tipe air to air

18

Gambar 2.12 Grafik efektivnes interkuler dan rasio kerapatan udara

20

Gambar 2.13 Siklus tekanan terbatas pada mesin diesel

20

Gambar 2.14 Siklus ideal tekanan terbatas dengan menggunakan Turbocarjer

21

Gambar 3.1 Mekanisme kerja turbocarjer dengan interkuler

27

Gambar 3.2 Diagram P – V siklus gabungan

28

Gambar 3.3 Diagram P – V siklus gabungan dengan menggunakan Turbocarjer

32

Gambar 3.4 Diagram h – s untuk turbin

39

Gambar 3.5 Diagram h – s untuk kompresor

41


Gambar 3.6 Diagram T – S siklus gabungan dengan turbocarjer Dan interkuler Gambar 3.7 Diagram P – V siklus gabungan pada motor bakar diesel

43 57

Gambar 3.8 Diagram T – S siklus gabungan dengan turbocarjer Tanpa interkuler

65

Gambar 3.9 Grafik performansi kompresor

73

Gambar 4.1 Grafik prestasi motor bakar diesel dengan turbocarjer Dan interkuler

97

Gambar 4.2 Grafik prestasi motor bakar diesel tanpa turbocarjer Dan interkuler

98

Gambar 4.3 Grafik daya motor Vs putaran

99

Gambar 4.4 Grafik tekanan efektif Vs putaran

100

Gambar 4.5 Grafik torsi Vs putaran

105

Gambar 4.6 Grafik daya indikator Vs putaran

107

Gambar 4.7 Grafik konsumsi bahan bakar spesifik Vs putaran

109

Gambar 4.8 Grafik konsumsi bahan bakar /jam Vs putaran

111


DAFTAR TABEL

Tabel 3.1 Perhitungan analisa termodinamika pada ruang bakar

70

Tabel 4.1 Daya motor bakar diesel dengan turbocarjer dan interkuler

97

Tabel 4.2 Daya motor bakar diesel dengan turbocarjer tanpa interkuler

98

Tabel 4.3 Daya motor bakar diesel tanpa turbocarjer dan interkuler

99

Tabel 4.4 Torsi motor bakar diesel dengan turbocarjer dan interkuler

104

Tabel 4.5 Torsi motor bakar diesel dengan turbocarjer tanpa interkuler

104

Tabel 4.6 Torsi motor bakar diesel tanpa turbocarjer dan interkuler

104

Tabel 4.7 Daya indikator dengan turbocarjer dan interkuler

106

Tabel 4.8 Daya indikator dengan turbocarjer tanpa interkuler

106

Tabel 4.9 Daya indikator tanpa turbocarjer dan interkuler

107

Tabel 4.10 Konsumsi bahan bakar spesifik dengan Turbocarjer dan interkuler

108

Tabel 4.11 Konsumsi bahan bakar spesifik dengan Turbocarjer tanpa interkuler

108

Tabel 4.12 Konsumsi bahan bakar spesifik tanpa Turbocarjer dan interkuler

109


DAFTAR NOTASI

Lambang

Keterangan

Satuan

AF

Perbandingan udara dengan bahan bakar Kgudara/kgb.bakar

cp

Panas spesifik tekanan konstan

kJ/kg0K

F

Konsumsi bahan bakar spesifik

Kg/hp-hr

Fh

Konsumsi bahan bakar /jam

Kg /jam

h

Entalpi kalor

kJ/kg

h

Koefisien perpindahan kalor

W/m0 K

HHV

Nilai kalor atas bahan bakar

Kkal/kg

Jumlah udara aktual

Mole/kg

Nilai kalor bawah bahan bakar

kJ/kg

Laju aliran Gas Buang Masuk Turbin

Kg/det

Laju aliran udara melalui kompresor

Kg/det

Berat molekul udara

kg/mole

Putaran mesin

rpm

L’ LHV .

m eg .

mk ma n

η th

Efisiensi thermal

ηr

Efisiensi relatif

Ne

Daya efektif

hp

Ni

Daya indikator

hp

ηm

Efisiensi motor bakar

n

Eksponen polytropik


ηb

Efisiensi termal brake

ηc

Efisiensi kompresor

ηT

Efisiensi turbin

Nu

Bilangan Nusselt

Pi

Tekanan indikator

Kg/cm2

Pe

Tekanan efektif rata - rata

Kg/cm2

pr

Tekanan relasi

Pr

Bilangan prandtl

Qin

Panas kalor masuk

R

Rasio kompresi

R

Konstanta gas universal

Re

Bilangan reynolds

T

Torsi

Kg - m

U

Energi dalam

kJ/kg

Vd

Volume langkah torak

m3

vr

Volume relasi

v

Volume spesifik

m3/kg

Wi

Kerja indikator

kg - m

β

Perbandingan pemotongan

∆ sc

kJ/kg

kJ/kg0K

Koefisien pembilasan

µ

Koefisien perubahan molar

α

Faktor kelebihan udara

ρ

Kerapatan udara

Kg/m3


ϕ

Faktor koreksi

δ

Derajat ekspansi

∆t w

Kenaikan temperatur akibat gesekan

γr

Koefisien gas sisa pembakaran

λ

Laju ledakan

0

K


BAB I PENDAHULUAN

1.1 Latar Belakang Semakin naiknya harga minyak mentah dunia membuat setiap pabrikan otomotif mengembangkan teknologi pada kendaraan yang hemat bahan bakar dan ramah lingkungan tetapi mempunyai performa / prestasi mesin yang baik tanpa mengubah ukuran / dimensi mesin tersebut. Berdasarkan pemikiran tersebut para ahli perancang otomotif terus berupaya dan berinovasi untuk menciptakan kendaraan yang ramah lingkungan dan hemat bahan bakar. Oleh karena itu, diperlukannya perangkat tambahan diantaranya

dengan

memakai

turbocharger

dan

interkuler.

Mekanisme

turbocharger dan interkuler ini di gerakkan oleh gas buang yang dimanfaatkan untuk menggerakkan turbin dan selanjutnya menggerakkan kompresor. Kompresor tersebut kemudian memompa udara kedalam silinder sehingga akan menaikkan tekanan dan temperatur. Hal ini akan menyebabkan berkurangnya kerapatan udara yang masuk kedalam silinder. Oleh karena itu diperlukannya suatu alat pendingin (intercooler) yang dapat mendinginkan udara sebelum masuk kedalam silinder. Dengan demikian tekanan efektif rata – rata dapat meningkat, sehingga daya poros juga meningkat. Berdasarkan adanya performansi motor bakar yang meningkat dan proses pembakaran bahan bakar dapat terjadi dengan sempurna sehingga akan mengurangi terjadinya polusi udara, sehingga pemanasan global dapat dikurangi


dari sektor transportasi, oleh karena itulah maka mengkaji pengaruh penggunaan Turbocharger dengan intercooler tersebut.

1.2 Tujuan Penulisan Tujuan penulisan ini adalah untuk mengetahui seberapa besar pengaruh penggunaan Turbocharger dengan intercooler pada kendaraan jenis truk dengan daya 130 PS. Analisa tersebut meliputi analisa Termodinamika pada turbocarjer, yaitu : termodinamika turbin, termodinamika kompresor, termodinamika interkuler dan termodinamika pada ruang bakar. 1.3 Batasan Masalah Adapun Batasan Masalah dalam penulisan Tugas Sarjana ini adalah a. Analisa Termodinamika b. Perbandingan performansi motor diesel dengan dan tanpa turbocarjer dan interkuler c. Analisa grafik performansi motor diesel dengan dan tanpa turbocarjer dan interkuler,

1.4 Metodologi Penulisan Metodologi penulisan yang digunakan pada penulisan tugas akhir ini adalah sebagai berikut : a. Survei lapangan, berupa peninjauan langsung kelokasi tempat turbocarjer dan interkuler tersebut digunakan. b. Studi literatur, berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku dan tulisan-tulisan yang terkait. Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

c. Browsing internet, berupa studi artikel-artikel, gambar-gambar, dan buku elektronik (e-book), serta data-data lain yang berhubungan. d. Diskusi, berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing dan dosen pembanding yang ditunjuk oleh Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara.

1.5 Sistematika Penulisan Tugas Akhir ini dibagi menjadi beberapa bab dengan garis besar tiap bab adalah sebagai berikut : BAB I : Pendahuluan Bab ini berisikan latar belakang penulisan, tujuan penulisan, batasan masalah, metodologi penulisan, dan sistematika susunan laporan.

BAB II : Tinjauan Pustaka Bab ini berisikan landasan teori mengenai teori mengenai Turbocarjer, pemakaian Turbocharger dengan intercooler itu sendiri serta bagian utama Turbocharger yang meliputi jenis turbin, kompresor dan alat pendingin (intercooler) yang dipakai pada kendaraan truk tersebut.

BAB III : Metodologi Kajian Dan Analisa Termodinamika Bab ini berisikan data-data Turbocharger, pemilihan parameter, dimana pada data-data tersebut akan dicari analisa Termodinamikanya dan putaran Turbocarjer tersebut.


BAB IV : Performansi Motor Bakar Bab ini berisikan mengenai pengaruh penggunaan turbocarjer dengan dan tanpa interkuler yang diperoleh dari setiap analisa termodinamika dan memaparkannya kedalam bentuk tabel dan grafik. BAB V : Kesimpulan dan Saran Bab ini sebagai penutup berisikan kesimpulan yang diperoleh dan saran untuk pengembangan Turbocharger dengan intercooler selanjutnya. Daftar Pustaka Daftar pustaka berisikan literatur-literatur yang digunakan untuk menyusun laporan ini. Lampiran Lampiran berisikan tabel-tabel, dan grafik-grafik yang digunakan.

BAB II TINJAUAN PUSTAKA

2.1 Turbocharger


Pada prinsipnya supercharger dan turbocharger mempunyai tujuan yang sama, yaitu memperbesar jumlah udara yang masuk ke dalam silinder. Hal ini bertujuan meningkatkan daya motor tanpa memperbesar kapasitas motor tersebut. Ada perbedaan dalam proses kerja antara supercharger dan turbocharger, yaitu pada penggerak impeler turbin dimana pada supercharger impeler turbin digerakkan oleh gerakan mekanik yang ditransfer dari putaran poros engkol, sedangkan pada turbocharger memanfaatkan gas buang sebagai penggerak impeler turbin. Sebuah motor diesel empat langkah yang bekerja dengan turbocharger tekanan isapnya lebih tinggi dari tekanan atmosfer sekitarnya. Hal ini diperoleh dengan jalan memaksa udara atmosfer masuk kedalam silinder selama langkah isap. Dengan cara mendinginkan udara bertekanan sebelum masuk kedalam silinder turbocharger dengan intercooler diharapkan bisa memperoleh tekanan efektif rata-rata yang lebih besar dengan mengurangi turunnya kerapatan udara akibat temperatur yang tinggi. Sehingga akan dihasilkan daya yang lebih besar denga ukuran mesin yang sama. Tujuan utama penggunaan turbocharger dengan intercooler adalah untuk memperbesar daya motor (30 – 80%)(lit 2, hal 114), boleh dikatakan bahwa mesin diesel dengan turbocharger dapat bekerja lebih effisien, apabila mesin harus bekerja pada ketinggian lebih dari 1500 meter diatas permukaan laut, turbocharger mempunyai arti penting dalam usaha mengatasi kerugian daya yang disebabkan oleh berkurangnya kepadatan udara atmosfer di tempat tersebut.


Gambar 2.1 Skema instalasi sederhana turbocharger dengan intercooler Sumber : www.google.com /Howstuffworks Turbocahrger Design Considerations.html

2.2 Klasifikasi Turbocharger Dalam prakteknya ada tiga metode pengoperasian turbocharger yang dipergunakan untuk memanfaatkan energi yang berguna pada gas buang, yaitu: 1). Turbocharger sistem tekanan konstan ( constant pressure system ) 2). Turbocharger sistem pulsa ( pulse system ) 3). Turbocharger sistem converter- pulsa ( pulse-converter system)

2.2.1 Turbocharger sistem tekanan konstan ( constant pressure system ) Pada sistem turbocharger tekanan konstan ini adalah bertujuan untuk menjaga atau memelihara agar tekanan buang pada motor bakar dalam keadaan konstan dan tekanan yang dihasilkan lebih tinggi dari pada tekanan atmosfer sehingga turbin turbocharger dapat beroperasi secara maksimum. Tujuan pembuatan saluran gas buang yang besar dan lebar adalah untuk meyerap tekanan yang tidak konstan dan oleh karenanya energi kinetik didalam Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

saluran gas buang harus dihilangkan. Berikut ini merupakan gambar Turbocharger tekanan konstan

Gambar 2.2 Turbocharger sistem tekanan konstan ( constant pressure system ) Sumber : ”Internal combustion engine” Edward F. Obert

Keuntungan memakai turbocharger pada metode tekanan konstan ialah : 1). Fluktuasi pada turbin tidak ada. 2).

Sangat efisien dan konsumsi bahan bakar yang ekonomis pada perbandingan tekanan kompresor dan turbin yang tinggi.

3). Kecepatan mesin tidak terbatas oleh gelombang tekanan pada saluran gas buang . 4).

Penentuan titik operasional dari turbin dapat lebih mudah.

Kerugian memakai turbocharger pada metode tekanan konstan adalah : 1). Tidak seluruh Energi gas buang dapat digunakan untuk menggerakkan turbin. 2). Ada sebagian energi yang hilang pada common large chamber 3). Membutuhkan saluran gas yang besar. 4). Kurang responsif pada beben.


2.2.2 Turbocharger sistem pulsa ( pulse system ) Turbocharger sistem pulsa adalah bertujuan untuk menggunakan energi kinetik didalam proses pembuangan ( blowdown ) untuk mengerakkan turbin turbocharger, yang secara idealnya tidak ada terjadi peningkatan tekanan gas buang. Untuk mencapai tujuan tersebut saluran buang yang segaris haruslah lebih kecil , dan dikelompokkan untuk menerima gas buang dari silinder yang mana mengalir pada waktu yang berbeda. Perubahan kecepatan dan tekanan stagnasi dari pada turbin adalah tidak kondusif untuk turbin yang berefisiensi tinggi. Berikut ini merupakan gambar sistem Turbocharger sistem pulsa

Gambar 2.3 Turbocharger sistem pulsa ( pulse system ) Sumber : ”Internal combustion engine” Edward F. Obert

Pada turbocharger dengan sistem pulsa ini, gas buang langsung dialirkan kedalam turbin. Keuntungan memakai turbocharger dengan system pulsa ini adalah : 1). Sebagian besar energi kimia gas buang dapat digunakan langsung. 2). Menghasilkan percepatan putaran mesin yang responsive terhadap pembebeanan tiba-tiba. Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

3).

Dapat memakai saluran gas buang yang lebih pendek dan diameter yang lebih kecil.

Kerugiannya adalah : 1).

Pemanfaatan energi gas buang tidak efektif untuk turbin dengan perbandingan tekanan yang lebih tinggi.

2).

Fluktuasi tekanan yang lebih besar untuk jumlah silinder yang lebih sedikit.

2.2.3

Turbocharger sistem converter- pulsa ( pulse-converter system) Pada Turbocharger sistem converter pulsa ini bertujuan untuk mengubah

energi kinetik didalam proses pembuangan menjadi peningkatan tekanan pada turbin dengan membuat satu atau lebih diffuser. Beriikut ini merupakan gambar Turbocharger system converter-pulsa

Gambar 2.4 Turbocharger sistem converter- pulsa ( pulse-converter system) Sumber : ”Internal combustion engine” Edward F. Obert

Secara umum, mesin-mesin diesel berukuran besar biasanya menggunakan turbocharger sistem pulsa, sedangkan untuk mesin-mesin otomotif menggunakan turbocharger tekanan konstan. Oleh karena itu, pada kajian studi ini digunakan turbocharger sistem tekanan konstan. Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

2.3 Bagian-Bagian Utama Turbocharger Bagian utama turbocharger terdiri dari sebuah turbin gas dan sebuah kompresor. Gambar 2.5 ini merupakan gambar dari assembling Turbocharger yang telah dilepas bagian-bagiannya .

Gambar 2.5. Bagian-bagian Assembling Turbocharger Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Sumber: http// www.google.com /Induction, Exhaust, and Turbocharger System Principles.

Keterangan gambar 1. Clamp

18. Exhaust Stud

2. Hose ( waste gate pressure bleed )

19. Waste gate housing

3. Fitting

20. Bearing housing

4. Clip ( waste gate lever )

21. Nut ( turbine shaft )

5. Rod ( waste gate )

22. Compressor

6. Adjusting nut

23. Turbine Shaft

7. Nut

24. Piston ring seal

8. Control Diaphragm ( waste gate )

25. Heat shield

9. Bolt

26. Bolt

10. Bracket ( waste gate control diaphragm)

27.

Compressor

housing

backing 11. Locking plate ( compressor housing )

28. O-ring

12. Compressor housing

29. Piston ring seal

13. O-ring

30. Thrust collar

14. Bolt

31. Thrust bearing

15. Locking Plate ( turbine housing )

32. Snap ring

16. Clamp Plate ( turbine housing )

33. Journal bearing

17. Turbine housing

34. Oil drain gasket

2.3.1 Turbin


Turbin turbocharger digerakkan oleh energi berguna yang dikandung oleh gas buang. Aliran gas buang dari hasil pembakaran bahan bakar dari dalam ruang bakar menggerakkan sudu-sudu turbin/rotor turbin, diserap energinya dan diubah menjadi bentuk energi mekanis ini merupakan daya poros pada turbin yang dipergunakan untuk menggunakan kompresor. Persamaan laju aliran gas buang masuk turbin .

meg = (µ + ∆ s c ) .

Fi N i L' ma 3600

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.238)

Dimana meg = laju aliran massa gas buang masuk turbin turbocharger ( kg/det)

µ

= Koefisien molar gas perubahan molar gas

∆ sc = Koefisien udara pembilasan untuk mesin dengan turbocarjer koefisien udara pembilas nilainya 0,06 – 0,02 dalam hal ini diambil sebesar 0,15 Fi = Konsumsi bahan bakar indikator ( g/hp-hr) (lit.3 hal 205) Untuk mekanisme turbocharger Fi = 125 – 150 g/bhp – hr Dalam hal ini dipilih 133 g/bhp – hr N i = Daya indikator L’ = Jumlah udara aktual yang dibutuhkan .

ma = berat molekul udara sebesar 28,95 kg / mole

Berdasarkan arah aliran fluida, ada dua tipe turbin yang digunakan pada turbocharger, yaitu aliran radial dan turbin aliran aksial. Turbin aliran radial mempunyai tampak yang sama dengan kompresor sentrifugal, kecuali tentu bahwa gas mengalir secara radial kearah dalm dan buka kearah luar. Turbin aliran radial Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

banyak dipakai dalam ukuran kecil. Turbin ini membentuk rotor yang kompak san tegar bila digabungkan dengan kompresor sentrifugal. Gabungan ini lazim digunakan untuk mengisi turbocharger pada mesin diesel stasioner dan mesin kapal. Juga akhir-akhir ini, untuk kendaran bermototor diesel dan bensin. Turbin gas aliran radial, di lain pihak tidak cocok untuk gas suhu tinggi yang diperlukan untuk menghasilkan efisiensi termal yang baik. Kecuali ukurannya yang kecil, turbin ini kalah efisien dari turbin aliran aksial. Ada berbagai macam turbin radial yang biasanya digunakan pada otomotif, bervariasi mulai dari bentuk sudu turbin, rancangan rumah turbin dan rancanga sudu. Semua hal tersebut sangat berpengaruh pada prestasi yang dihasilkan motor yang menggunakannya, oleh sebab itu banyak faktor yang diperhitungkan untuk mendapatkan suatu turbin sesuai dengan operasi yang diinginkan.

Gambar 2.6 : Turbin Radial Type Kantilever Sumber : “Gas Turbin Engineering Hanbook, second edition”Meherwan P Boyce

Bagian – bagian utama turbin turbocarjer Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Gambar 2.7 : Komponen Turbin Aliran Radial Sumber : “Gas Turbin Engineering Hanbook, second edition”Meherwan P Boyce Pada motor diesel ini, sesuai dengan yang disurvey dimana turbocarjer dan interkuler itu digunakan bahwa jenis turbin yang digunakan adalah turbin dengan aliran radial

2.3.2 Kompresor Kompresor adalah suatu alat pemampat / menaikkan tekanan udara diatas tekanan atmosfer. Pada keadaan ini kompresor didalam turbocarjer ini berfungsi memampatkan udara / menaikkan tekanan udara yang dihisap dari udara sekitar. Kompresor disini digerakkan oleh turbin turbocarjer, dimana turbin ini digerakkan oleh gas buang dari motor bakar. Pada studi ini fungsi dari kompresor itu untuk menaikkan tekanan efektif rata – rata yang berpengaruh terhadap performansi motor bakar tersebut.


Dalam hal ini setelah melakukan survey kompresor sentrifugal yang sangat cocok digunakan pada turbocarjer. •

Kompresor Sentrifugal Didalam permesinan, yang mana juga disebut sebagai turbo-blowers atau

turbo-compressors, satu atau lebih impeller dirotasikan pada kecepatan yang tinggi didalam sebuah rumah kompresor. Udara, yang terlempar masuk kedalam center dari impeller, akan ditingkatkan kecepatannya, lalu udara akan terlempar pada ujung luar ( outer edge ) karena adanya

gaya sentrifugal yang terjadi pada

impeller. Udara yang meninggalkan impeller dengan peningkatan tekanan dan kecepatan yang tinggi udara akan

memasuki diffuser, pada diffuser akan

mengubah energi kinetik udara yang mengalir melewati impeller menjadi energi tekanan Persamaan laju aliran udara melalui kompresor :

mk = (1 + ∆ s c ) .

Fi N i L' ma 3600

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.238)

dimana: .

mk = laju aliran massa melalui kompresor (kg/det) ∆ sc = Koefisien udara pembilasan Untuk mesin dengan turbocharger koefisien udara pembilasan nilainya 0,06 ~ 0,2, dalam kajian studi ini dipilih koefisien udara pembilasan senilai 0,15. Fi = Konsumsi bahan bakar indikator ( g/hp-hr) N i = Daya indikator (hp) L’ = Jumlah udara aktual yang dibutuhkan (mole/kg)


.

ma = berat molekul udara sebesar 28,95 kg /mole

Gambar 2.8 :

Bagian-Bagian Utama Kompresor Sentrifugal

Sumber : ” Diesel Engine Reference Book”, Bernard Challen dan Rodica Baranescu

Keterangan : a. Impeller. Gaya yang bekerja pada impeller disebabkan adanya laju perubahan momentum udara yang melewati permukaan sudu-sudu. b. Difuser adalah sebuah cincin yang mengelilingi dan mempunyai luas penampang laluan yang secara kontinu memperbesar untuk mengubah energi kinetik udara yang melewati impeller menjadi tekanan. Difuser yang paling edisien mempunyai sudu-sudu radial yang tetap untuk memaksa udara mengalir secara radial. Dengan peningkatan laluan udara kecepatan


radial akan berkurang dan tekanan akan naik, sebab energi total udara adalah konstan. c. Rumah kompresor. Rumah seputar kompresor diffuser digunakan untuk mengarahkan aliran tekanan tinggi kearah yang dituju dan pada beberapa sisin rumah kompresor berfungsi juga sebagai diffuser.

Gambar 2.9 : Grafik Temperatur Vs Sudut Engkol Vs Tekanan Sumber : http// www.google.com /Tesis Dynaware Pada gambar grafik diatas ditunjukkan tekanan suplai dari turbocarjer dan temperatur pembakaran dalam ruang bakar. Hal ini menunjukkan bahwa proses pembakaran terjadi pada beberapa derajat sudut engkol menuju titik mati bawah.

2.4 Intercooler Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

pada saat sekarang ini teknologi otomotif yang sedang berkembang itu adalah intercooler. Alat ini adalah peralatan sederhana di dalam sebuah mobil, tetapi memiliki fungsi yang luar biasa. Intercooler memiliki beberapa nama sebutan antara lain air cooler, after cooler dan charger cooler. Tetapi apapun namanya alat ini memiliki fungsi yang sama yaitu mendinginkan udara yang masuk keruang mesin.

Gambar 2.10 : Intercooler Sumber :http://www.airpowersystem.com.au/350z/intercooler/intercooler.html Berdasarkan prinsip kerjanya, ada dua macam intercooler, yaitu: a.intercooler air to air b.intercooler air to water Intercooler air to air adalah intercooler yang bekerja mendinginkan udara berdasarkan udara yang melewati kisi – kisinya. Sedangkan air to water adalah intercooler yang bekerja mendinginkan udara berdasarkan udara yang melewati kisi – kisinya yang juga di bantu dengan air yang melewatinya. Pada perencanaan turbocharger ini dipilih jenis intercooler air to air, karena memiliki efisiensi yang tinggi dan bentuknya dapat lebih mudah disesuaikan. Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

2.4.1 Prinsip Kerja Intercooler: Udara panas yang mengalir masuk kepipa – pipa intercooler sebelum masuk ke dalam silinder, kemudian udara didinginkan oleh intercooler dengan cara mengalirkan udara melalui kisi – kisi atau sirip intercooler sehingga udara panas terserap di dalam intercooler dengan demikian udara yang masuk kadalam silinder tetap dingin tetapi tekananya konstan.

Gambar 2.11 : Sistem Kerja Interkuler Tipe Air to Air Sumber : ” Diesel Engine Reference Book”, Bernard Challen dan Rodica Baranescu.

Udara di hisap oleh kompresor dengan tekanan dan temperatur yang tinggi, kemudian didinginkan didalam interkuler dengan prinsip kerja air – to – air, dimana didepan interkuler dipasang fan blower agar udara yang panas disuplai oleh kompresor dapat didinginkan denga cepat, kemudian selanjutnya udara disalurkan ke dalam ruang bakar dengan kerapaatan udara yang baik karena temperatur udara tersebut telah didinginkan.


Gambar 2.12: Grafik Efektivnes Interkuler dan rasio kerapatan udara Sumber : ” Diesel Engine Reference Book”, Bernard Challen dan Rodica Baranescu.

Pengaruh efektivnes interkuler dan rasio kerapatan udara terhadap performansi motor bakar diesel yaitu : 1. dari grafik diatas dapat dilihat bahwa motor bakar tanpa pendinginan (no cooling) memiliki kerapatan udara sangat rendah. Hal inilah yang mengakibatkan tekanan didalam ruang bakar berkurang ( tekanan efektif rendah ), tekanan inilah yang langsung berpengaruh terhadap daya poros, torsi, tekanan efektif rata – rata dan parameter performansi lainnya pada motor bakar tersebut 2. dari grafik diatas dapat dilihat bahwa motor bakar yang memakai efektivnes interkuler memiliki kerapatan udara relatif lebih tinggi dibandingkan tanpa motor bakar yang tidak memakai pendingin (no cooling). Hal inilah yang membedakan motor bakar yang memakai pendingin atau tidak, kerapatan udara akan meningkat apabila efektivnes Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

interkuler tersebut semakin tinggi.hal ini akan meningkatkan tekanan efektif rata – rata pada motor bakar tersebut.apabila tekanan efektif rata – rata meningkat pada kondisi volume silinder yang sama dan dimensi mesin yang sama maka daya dan torsi nya juga akan meningkat.atau pun parameter – parameter performansi lainya.hal ini sesuai dengan persamaan: Nb =

Pe .Vd .n.i 60 x75 xz

dimana kalau Pe dinaikkan maka akan berdampak langsung terhadap daya poros motor bakar tersebut hal ini dikarenakan harga Pe dan N b berbanding lurus. 2.4 Prinsip kerja dari sistem Turbocharging pada Siklus Tekanan Terbatas. Siklus ideal termodinamika dari mesin diesel yang beroperasi digambarkan pada Gambar 2.13 yang menunjukkan energi potensial yang terkandung dan berguna didalam sistem pembuangan.


Gambar 2.13 : Siklus tekanan terbatas pada mesin diesel Sumber : ” Diesel Engine Reference Book”, Bernard Challen dan Rodica Baranescu.

Katup buang akan terbuka pada titik mati bawah pada titik 5 dimana tekanan silinder lebih besar dari pada tekanan atmosfer yaitu pada akhir pipa pembuangan, jika katup buang terbuka maka secara isentropik dan reversibel akan menuju pada tekanan atmosfer yaitu pada titik 6, dimana daerah kerja dapat digambarkan pada daerah 5-6-1 Daerah kerja yang digambarkan pada daerah titik 5-6-1, dimana pada daerah tersebutlah untuk memanfaatkan energi gas buang ditempatkan turbocharger pada daerah tersebut yang disebut juga dengan blowdown energi

Gambar 2.14 : siklus ideal tekanan terbatas dengan menggunakan Turbocharger Sumber : ” Diesel Engine Reference Book”, Bernard Challen dan Rodica Baranescu.

Pada Gambar diatas menunjukkan bahwa turbocharger meningkatkan tekanan pada saluran masuk, dari sini proses masuk (12-1) pada tekanan P1 dimana Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

P1 berada pada diatas tekanan atmosfer.Pa. Blow-down energi ditunjukkan pada daerah 5-8-9, saluran gas buang pada tekanan P7 juga berada diatas tekanan atmosfer Pa. Proses gas buang yang berasal dari silinder ditunjukkan oleh garis 5,13,11 dimana pada titik 5,13 adalah periode terjadi blow-down energi ketika katup buang terbuka dan tekanan gas yang tinggi diekspansikan keluar pada saluran gas buang. Proses 13,11 menunjukkan proses pembuangan gas sisa yang tinggal ketika piston bergerak dari titik mati atas ke titik mati bawah yang menggerakkan sebagian besar gas buang dari silinder ke saluran pembuangan. Gas tersebut juga berada di atas tekanan atmosfer dan oleh karena itu juga mempunyai energi yang berguna untuk diekspansikan menjadi tekanan atmosfer. Daerah kerjanya dapat ditampilakan pada daerah 13-9-10-11. Energi maksimum yang mampu menggerakkan turbin ditunjukkan pada daerah 13-9-10-11, Untuk memperoleh energi tersebut maka tekanan masuk turbin seketika itu juga harus meningkat pada titik tekanan P5 ketika katup buang terbuka, yang diikuti ekspansi isentropik dari gas buang melalui P7 sampai ke tekanan atmosfer ( P8=Pa) . Selama proses pergerakan pembuangan tekanan masuk turbin yaitu pada titik P7. Energi yang berguna pada turbin diberikan pada daerah 7-8-1011.

2.6

Pengaruh Penggunaan Turbocarjer dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor bakar Diesel Jika sebuah mesin empat langkah dapat menghisap udara pada kondisi

isapnya sebanyak volume langkah toraknya untuk setiap langkah isap, maka hal itu sesuatu yang ideal. Namun, hal tersebut tidak terjadi dalam keadaan sebenarnya. Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Perbandingan antara jumlah udara yang terisap yang sebenarnya terhadap jumlah udara yang terisap dalam keadaan ideal, dinamai, ”efisiesnsi volumetrik”, η v , yang didefinisikan dalam persamaan berikut :

ηv =

berat udara segar terisap pada ( P, T ) berat udara segar sebanyak volume langkah torak pada ( P, T )

besarnya efisiensi volumetrik tergantung pada kondisi isap (P,T) yang ditetapkan, hal ini akan mengakibatkan seberapa besar volume udara yang akan terisap apabila motor bakar tersebut tidak menggunakan pengisian lanjut. Akan tetapi lain halnya kalau dengan menggunakan pengisian lanjut contohnya seperti turbocarjer. Kebutuhan udara akan terus disuplai oleh turbocarjer dan akan meningkatkan tekanan didalam ruang bakar dan hal inilah yang akan berdampak langsung terhadap performansi motor bakar tersebut. Antara lain: 1. Daya Poros Daya poros adalah daya yang dihasilkan oleh motor bakar tersebut setelah mengalami kerugian – kerugian gesek antara torak dan dinding silinder, pada bantalan, roda gigi, daya untuk menggerakkan pompa bahan bakar, katup dan sebagainya. Sesuai dengan persamaan berikut :

ηm =

Ne Ni

N e = N iη m

(hp)

Dimana : N e = Daya efektif

(hp)

η m = efisiensi mekanis motor bakar Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

N i = Daya Indikator (hp)

2. Daya Indikator Daya indikator adalah daya yang dihasilkan didalam

sistem motor bakar

tersebut antara piston dan ruang bakar. Sesuai dengan persamaan berikut : Ni =

Pi xVd xnxi 60 x75 xz

(hp)

dimana : Pi = Tekanan indikator rata – rata

(kg/cm2)

Vd = Volume silinder

(m3)

n = putaran

(rpm)

i = jumlah silinder

z = motor 4_langkah (1/2)

3. Momen Puntir Momen puntir atau Torsi adalah merupakan suatu performansi motor bakar diesel. Dalam hal ini momen puntir digunakan sebagai kemampuan motor bakar tersebut untuk memutar / memlintri suatu beban dengan beban (kg) dan jarak (m). sesuai dengan persamaan : T=

N e x60 x75 2πn

N e = Daya efektif motor bakar

(hp)

n = Putaran

(rpm)

(kg-m)


4. Tekanan Efektif Rata – Rata Tekanan efektif rata – rata juga merupakan bagian dari performansi motor bakar diesel, dimana tekanan efektif rata – rata ini sangat dipengaruhi oleh kerapatan udara yang disuplai masuk kedalam silinder / ruang bakar. Sesuai dengan persamaan berikut :

ρ=

P RT

dimana : P = Tekanan suplai masuk ke dalam ruang bakar

(kg/cm2)

R = Konstanta gas Universal

5.

Konsumsi Bahan Bakar Spesifik

Konsumsi bahan bakar spesifik adalah kemampuan motor bakar tersebut menghabiskan bahan bakar dalam satu – saturan waktu, sesuai dengan persamaan:

ηb =

632( N e ) Fh ( LHV )

sehingga persamaannya menjadi: Fh =

632( N e ) η b ( LHV )

dimana : Ne = daya efektif motor (hp) LHV = nilai kalor bawah bahan bakar (kkal/ kg)

η b = efisiensi thermal brake Fh = konsumsi bahan bakar /jam (hp/hr) Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

BAB III METODOLOGI KAJIAN DAN ANALISA TERMODINAMIKA

3.1 Idealisasi Analisa Termodinamika Proses - proses termodinamika yang terjadi didalam motor bakar torak sangatlah kompleks untuk dianalisa menurut teori. Maka untuk memudahkan analisa proses tersebut, perlu dilakukan beberapa idealisasi menurut (lit.1 hal 8), yaitu : •

Fluida kerja dianggap sebagai gas sempurna (gas ideal)

•

Proses pembakaran dianggap sebagai proses pemanasan fluida kerja..

•

Proses kompresi dan ekspansi berlangsung secara isentropik

•

Pada akhir ekspansi, yaitu pada waktu torak mencapai TMB, fluida kerja didinginkan sehingga tekanan dan temperaturnya turun mencapai tekanan dan temperatur atmosfer.

•

Tekanan fluida kerja pada saat langkah buang sama dengan tekanan atmosfer.

Dari idealisasi diatas, maka akan dapat dianalisa kondisi setiap titik pada siklus kerja. Dengan diperolehnya hasil dari kondisi idealisasi, maka akan dapat diperkirakan hasil dari proses sebenarnya dengan mengalikan hasil yang didapat dari siklus ideal tersebut dengan faktor yang menyatakan penyimpangan keadaan yang sebenarnya. Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

3.2 Mekanisme Kerja Motor Bakar dengan Turbocarjer dan Interkuler

Gambar 3.1 : mekanisme kerja turbocarjer dengan interkuler Sumber : ”Marine Internal Combustion Engine”, N. Petrovsky Keterangan : B = kompresor sentrifugal T = turbin Radial C = Interkuler Udara Mekanisme kerja sederhana turbocarjer dengan interkuler diatas adalah ketika piston melakukan langkah buang, dimana gas buang yang masih bertemperatur tinggi dan juga mempunyai tekanan yang tinggi pula diekspansikan keluar kesaluran buang (exhaust manifold) dan gas yang keluar dari saluran buang mempunyai laju aliran yang tinggi yang kemudian masuk ke turbin Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

turbocarjer dan akan memutar turbin, dengan berputarnya turbin maka kompresor juga akan ikut berputar, ini dikarenakan turbin dan kompresor dihubungkan seporos (dikopel langsung). Menurut ( lit.15 hal.36 ) bahwa putaran turbin turbocharger dapat mencapai 50.000 – 100.000 rpm. Kompresor yang berputar akan menghisap udara atmosfer kedalam kompresor dan

udara yang

bertemperatur tinggi dan bertekanan diatas tekanan atmosfer akan disalurkan kedalam interkuler untuk menurunkan temprratur udara sebelum masuk kedalam ruang bakar.ini dikarenakan temperatur udara yang tinggi akan menurunkan kerapatan udara sehingga dapat menurunkan tekanan efektif rata – rata.

3.3 Siklus Termodinamika Motor Bakar Secara umum ada tida jenis siklus termodinamika yang berlaku pada motor bakar torak, yaitu : •

Siklus volume konstan ( siklus Otto)

•

siklus tekanan konstan

•

Siklus gabungan ( siklus Dual )


Gambar 3.2 : P – V diagram siklus gabungan (siklus dual) Keterangan : 0 – 1 = Langkah Isap tekanan konstan 1 – 2 = Langkah Kompresi Isentropis adiabatik 2 – 3a = Proses Pemasukan Kalor pada Volume Konstan 3a – 3 = Proses Pemasukan Kalor pada Tekanan Konstan 3 – 4 = Langkah Ekspansi Isentropis adiabatik 4 – 1 = Langkah Buang siklus gabungan merupakan siklus ideal bagi motor bakar diesel yang proses pembakarannya berlangsung pada kondisi yang mendekati volume konstan dan terus berlanjut pada tekanan konstan. Dari ketiga jenis siklus tersebut, siklus gabungan sebagai siklus ideal bagi motor bakar diesel

yang digunakan untuk menganalisa termodinamika, motor bakar

diesel yang akan dikaji pengaruh turbocarjer dengan interkuler disini adalah motor diesel yang menggunakan injeksi langsung tanpa udara ( airless direct injection system ) dan termasuk pada motor putaran tinggi yang sesuai dengan hasil survey dilapangan, dalam hal ini penginjeksian bahan bakar dimulai pada saat beberapa derajat sudut engkol sebelum TMA, sehingga proses pembakarannya berlangsung seperti pada kondisi yang mendekati siklus volume konstan. penginjeksian bahan bakar dihentikan pada saat beberapa derajat sudut engkol sesudah TMA sehingga proses pembakarannya masih terus berlangsung walaupun torak sudah melewati TMA seperti pada kondisi yang mendekati siklus tekanan konstan. 3.4 Bahan Bakar Motor Bakar Diesel


Jenis Bahan Bakar yang digunakan pada motor bakar diesel di Indonesia adalah minyak solar yang diproduksi oleh Pertamina. bahan bakar yang baik merupakan hal yang memegang peranan utama dalam pengoperasian motor bakar agar diperoleh pembakaran yang sempurna. Sifat minyak bahan bakar yang mempengaruhi prestasi dan keandalan dari mesin diesel menurut (lit.16 hal.152), yaitu : -

mempunyai nilai kalor yang tinggi

-

memiliki viskositas tertentu

-

tidak mudah membentuk endapan

-

pencemaran terhadap lingkungan rendah

Pada motor bakar ini digunakan bahan bakar diesel dengan rumus molekul CnH2n+2 yaitu C13H28 (Medium Diesel Oil). Menurut (lit.7 hal.120) Bahan bakar ini mempunyai: Berat molekul

= 184

Nilai Kalor Atas (HHV)

= 19.110 Btu/lbm

Nilai Kalor Bawah (LHV) = 18.000 Btu/lbm Reaksi pembakaran bahan bakar dengan udara secara kimia dapat ditulis: C13H28 + 20 (O2 + (3,76) N2)

13 CO2 +14 H2O + 20 (3,76) N2 + Qkal

Sehingga, C13H28 + 20 O2 + 75,2 N2

13 CO2 + 14 H2O + 75,2N2 + Qkal

Adapun perbandingan bahan bakar dengan udara adalah sebagai berikut:

C13 H 28 F   =  A  th 20 O2 + 75,2 N 2

184 F   =  A  th 640 + 2105,6 Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

F   = 0,0670163  A  th

1 F   =  A  th 14,92 pada motor bakar diesel faktor kelebihan udara mempunyai peranan yang sangat penting karena motor bakar diesel ini menggunakan pemampatan udara untuk membakar bahan bakar, lain halnya dengan motor bakar bensin yang menggunakan percikan bunga api untuk membakar bahan bakar. Oleh karena itu untuk menjamin terjadinya pembakaran sempurna diambil faktor kelebihan udara sebesar (α) 200% atau 2.menurut (lit.3 Hal.38 ) faktor kelebihan udara untuk: - motor bakar diesel (α) = 200% - 300% - motor bakar bensin (α) = 5% - 20% sehingga,

F   =  A  act

1 F   x  A  th α

1 1 F x   =  A  act 14,92 2 1 F   =  A  act 29,84 maka feul air rationya menjadi :

F   = 0,0335  A  act 3.5 Ratio Kompresi pada kajian studi ini sesuai dengan hasil survey yang dilakukan perbandingan kompresi motor bakar diesel ini adalah (cr) = 18. Adapun batasan


perbandingan kompresi yang umum digunakan menurut (lit.2 hal.89) yaitu berkisaran antara 12 – 25.

3.6 Analisa Termodinamika pada turbocarjer dan Interkuler

Gambar 3.3 :Diagram P-V siklus gabungan dengan menggunakan turbocharger dan interkuler.

Keterangan : 9 -1 = langkah isap tekanan konstan 1 – 2 = langkah kompresi isentropik Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

2 – 3a = proses pembakaran pada volume konstan 3a – 3 = proses pembakaran pada tekanan konstan 3 – 4 = langkah ekspansi isentropik 4 – 5a = ekspansi pada pipa gas buang 5a – 5 – 7 – 8 = energi yang berguna pada turbin 10 – 6 – 7 – 8 = energi maksimum yang mampu menggerakkan turbin 4 – 1 = langkah buang

3.6.1 Laju Aliran Gas Buang Masuk Turbin

meg = (µ + ∆ s c ) .

Fi N i L' ma . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.238) 3600

Dimana meg = laju aliran massa gas buang masuk turbin turbocharger ( kg/det)

µ

= Koefisien molar gas perubahan molar gas

∆ sc = Koefisien udara pembilasan Untuk mesin dengan turbocharger koefisien udara pembilasan nilainya 0,06 ~ 0,2, dalam kajian studi ini diambil koefisien udara pembilasan senilai 0,15. Fi = Konsumsi bahan bakar indikator ( g/hp-hr) . . . . . . . (lit.3 hal 205) Untuk mekanisme turbocharger Fi = 125 – 150 g/bhp – hr Dalam hal ini dipilih 133 g/bhp – hr Ni L’

= Daya indikator = Jumlah udara aktual yang dibutuhkan


ma

= berat molekul udara sebesar 28,95 kg /mole

pada analisa termodinamika ini bahan bakar yang digunakan yaitu : C13H28 (medium diesel oil) Bilangan molekul ; C = 12 H= 1 Persentase :

C=

156 x100 % = 84,7826 % 184

H=

28 x100 % = 15,21739 % 184

persentase kandungan: O2 = 21 % N2 = 79 % Dimana secara secara teoritis udara yang dibutuhkan untuk pembakaran bahan bakar 1 kg. ditentukan dari rumus:

l 'o =

1 c h o   + −  0,21  12 4 32 

l 'o =

1  0,847826 0,1521739 0  + −   0,21  12 4 32 

l 'o =

1 ( 0,070652 + 0,0380434) 0,21

(lit.3 hal 37)

l ' o = 0,5175 mole / kg


sedangkan jumlah udara aktual yang dibutuhkan untuk pembakaran 1 kg bahan bakar sangat dipengaruhi oleh adanya faktor kelebihan udara (excess air coefficient). Kebanyakan mesin membutuhkan udara lebih banyak dari yang disarankan secara teoritis. Kebutuhan udara aktual sebagai berikut: L' = α . l ' o

(mole/kg) . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3.hal 38)

L’ = 2. (0,5175) (mole/kg) L’ = 1,035

(mole/kg)

Pembakaran dari 1 kg bahan bakar akan menghasilkan : Karbon dioksida

Uap air Oksigen

Mco2 =

c 0,847826 = = 0,070652 mole / kg 12 12

MH2O =

h 0,1521739 = = 0,07608 mole / kg 2 2

MO2 = 0,21 (α – 1) L’o = 0,21 (2 – 1 ) 0,5175 = 0,1086 mole/kg

Nitrogen

MN2 = 0,79 α L’o = 0,79. 2.(0,5175) = 0,8176 mole/kg

Sehingga total dari pembakaran, yaitu: Mg = Mco2 + MH2O + MO2 + MN2 Mg = 0,07065 + 0,07608 + 0,1086 + 0,8176 Mg = 1,0729 mole/kg Dimana koefisien perubahan molarnya: Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

µ= µ=

Mg L'

1,0729 mole / kg 1,035 mole / kg

µ = 1,036 Hubungan daya indikator dengan konsumsi bahan bakar indikator yaitu:

Fi =

Fh Ni

atau

F=

Fh . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal 63) Nb

Dimana : Fh = konsumsi bahan bakar indikator spesifik (kg/hr) Fi = konsumsi bahan bakar indikator (kg/hp- hr) Ni = daya indikator (Hp) Nb = daya efektif (Hp) Sehingga, Fh = FN e Fh = 0,133kg/hp-hr (130 hp) Fh = 17,29 kg/hr

Sehingga laju aliran massa masuk turbin adalah ;

meg = (µ + ∆ s c ) .

meg = (1,0366 + 0,15) .

Fi N i L' ma 3600

17,29kg / hr x 1,036mole / kg x 28,95kg / mole 3600

.

meg = 0,170 kg/det Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

3.6.2 Laju Aliran Udara Melalui Kompresor laju aliran udara melalui kompresor sesuai dengan persamaan sebagai berikut:

Fi N i L' ma . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal 238) mk = (1 + ∆ s c ) 3600 .

dimana: .

mk = laju aliran massa melalui kompresor (kg/det)

∆ sc = Koefisien udara pembilasan Untuk mesin dengan turbocharger koefisien udara pembilasan nilainya 0,06 ~ 0,2, dalam kajian studi ini dipilih koefisien udara pembilasan senilai 0,15. Fi = Konsumsi bahan bakar indikator ( g/hp-hr) Ni

= Daya indikator (hp)

L’

= Jumlah udara aktual yang dibutuhkan (mole/kg)

ma

= berat molekul udara sebesar 28,95 kg /mole

Dimana hubungan daya indikator dengan konsumsi bahan bakar indikator menurut (lit.3 hal.63), yaitu: Fh = Fi N i Fh = F . N e dimana : Fh = konsumsi bahan bakar indikator spesifik (kg/hr) Fi = konsumsi bahan bakar indikator (kg/hp- hr) Ni = daya indikator (hp) Ne = daya efektif (hp) Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Sesuai dengan perhitungan sebelumnya konsumsi bahan bakar spesifik dapat dicari, yaitu sebesar: Fh = 0,133 kg/hp-hr (130 hp) Fh = 17,29 kg/hr sehingga, laju aliran massa udara melalui kompresor adalah:

Fh L' ma mk = (1 + ∆ s c ) 3600 .

.

mk = (1 + 0,15)

17,29kg / hr x1,036mole / kgx 28,95kg / mole 3600

.

mk = 0,165 kg/det

3.6.3 Penetapan kajian yang akan digunakan Dalam menganalisa pengaruh penggunaan turbocarjer dengan interkuler ini, beberapa parameter harus dipilih atau diambil berdasarkan literatur. Olehkarena itu parameter yang harus dipilih adalah temperatur gas buang dan tekanan

masuk turbin. Menurut (lit.3 hal.210) bahwa temperatur masuk

turbocarjer adalah 500 – 600 0C, dalam hal ini dipilih sebesar 789,16 0K. Sedangkan tekanan udara yang disuplai oleh kompresor sebesar Psup= 1,4 – 2,5 atm. Pada kajian studi ini dipilih Psup sebesar 1,94 atm. Sedangkan tekanan masuk turbin diperoleh menurut (lit.3 hal.215) sebesar Pt = (0,8 – 0,9) Psup. Sehingga besarnya tekanan masuk turbin diperoleh sebesar Pt = 0,84 (1,94 x 105 Pa) = 1,63 x 105 Pa.


Sehingga diperoleh parameter yang akan digunakan pada analisa termodinamika sebagai berikut : .

m eg = 0,170 kg/ det .

m k = 0,165 kg / det T5 a = 789,16 0 K p5 a = 1,63 x 10 5 Pa

3.6.4 Termodinamika pada Turbin

Gambar 3.4 Diagram h – s untuk turbin Sumber : “fluid mechanics thermodiynamics of turbomachinery”. S.I..Dixon


Turbin ini digerakkan oleh gas buang dari motor bakar yang dihubungkan langsung dengan kompresor, sehingga kerja yang diperlukan untuk memutar kompresor adalah kerja yang dihasilkan turbin. Dimana kerja yang dihasilkan oleh turbin adalah: .

WT = ∆htT = m(h01 − h02 ) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.8.hal.35)

dari data perencanaan telah diketahui bahwa T5a = T01 dan T6 = T02, sehingga T01 = 789,16 0K P01 = 1,63 x 105 Pa .

m eg = 0,170 kg/det pada temperatur T01, diperoleh entalpinya T01 = 789,16 0K h01 = 810,322 kJ/kg untuk mencari temperatur keluar turbin secara stagnasi isentropik dapat dicari dengan persamaan ;

T02 s  P02  =  T01  P01 

k −1 k

tekanan udara keluar turbin isentropik dapat ditentukan, dalam hal ini dimana tekanan keluar turbin akan sama dengan tekanan udara atmosfer P02 = 1,013 x105 Pa.

T02 s

1,013x10 5 Pa  = 789,16 0 K   5  1,63 x10 Pa 

1, 4 −1 1, 4

T02 s = 689,112 0K dimana diambil efisiensi isentropik dari turbin Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

η T = 0,75 – 0,90 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.8 hal.28) dalam hal ini diambil efisiensi isentropik 0,8 sehingga dengan menggunakan efisiensi turbin, maka didapat temperatur keluar turbin dalam keadaan stagnasi.

0,8 =

789,16 0 K − T02 789,16 0 K − 689,112 0 K

T02 = 709,121 0K Menurut (lit.10 hal.830) pada T02 = 709,121 0K diperoleh: h02 = 723,382 kJ/kg

3.6.5 Termodinamika pada Kompresor

Gambar 3.5 Diagram h – s untuk kompresor Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Sumber : “fluid mechanics thermodiynamics of turbomachinery”. S.I..Dixon

Gambar 3.5 menunjukkan diagram h – s untuk kondisi udara masuk dan keluar kompresor menuju ruang bakar. Dimana keadaan udara masuk stagnasi menunjukkan pada titik 1, sedangkan keadaan udara keluar kompresor stagnasi pada titik 2, titik 2s menunjukkan kondisi keluar kompresor pada keadaan stagnasi isentropik. Pada kajian studi ini temperatur udara dan tekanan masuk kompresor sebesar; T01 = 3030 K P01 = 1,013 x105 Pa Dimana kerja kompresor : .

Wc = m (h02 − h01 ) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.8.hal.37)

pada temperatur T01 = 303 0K, diperoleh entalpi h01 = 303,488 kJ/kg pada kajian studi ini daya kompresor sama dengan daya turbin, karena daya yang digunakan kompresor pada turbocharger sama dengan daya pada turbin. Sesuai dengan hukum termodinamika pertama, bahwa: .

.

Q − W = 0( KJ ) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.8 hal.20) .

.

Di dalam turbocarjer proses alirannya adalah adiabatik, sehingga Q = W , dan persamaannya menjadi : Wt = Wk .

.

m eg (h01 − h02 ) = m k (h02 − h01 )

0,170 kg/det (810,322 kJ/kg – 723,382 kJ/kg) = 0,165 kg/det ( h02 - 303,488 kJ/kg) Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

h02 = 393,062 kJ/kg pada h02 = 393,062 kJ/kg, diperoleh dari tabel (lit.8 hal 830): T02 = 391,86 0K Pada kompresor berlaku efisiensi isentropik,

ηk =

(T02 s − T01 ) (T02 − T01 )

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.9.hal.41)

dimana efisiensi isentropik kompresor:

η k = 0,7 ~ 0,9 dalam hal ini di pilih η k = 0,7, sehingga :

(T

)

− 3030 K 0,7 = 391,86 0 K − 3030 K

(

02 s

)

T02 s = 365,20 0K

Dimana hubungan isentropik dari kompresor :

 T02 s   P02   =   T01   P01 

k −1 k

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.9 hal.19)

1, 4

 365,20 0 K  1, 4−1 P02 = 1,013 x10 5 Pa   0  303 K  P02 = 1,94 x 105 Pa Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

sehingga diperoleh tekanan dan temperatur yang disuplai kompresor pada keadaan stagnasi adalah: T02 = 391,86 0K P02 = 1,94 x 105 Pa 3.6.6 Termodinamika Dalam Interkuler

Gambar 3.6 : diagram T – S siklus gabungan dengan turbocarjer dan interkuler Keterangan : a – 1a = suplai udara oleh kompresor turbocarjer 1a – 1 = proses penurunan temperatur didalam interkuler 1 – 2 = Langkah kompresi isentropis 2 – 3a = Proses pemasukan kalor pada volume konstan 3a – 3 = Proses pemasukan kalor pada tekanan konstan 3 – 4 = Langkah ekspansi isentropis 4 – 1 = Langkah buang Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

4 – 5a = proses pemasukan gas dan tempeatur kedalam turbin turbocarjer 5a – a = Proses Pembuangan Gas dari dalam Turbocarjer Sebelum melakukan analisa penurunan temperatur di dalam interkuler perlu dilakukan pemilihan parameter diantaranya: Diameter tube = 8 mm N = jumlah baris = 2 m = jumlah tabung per baris = 8 L = panjang tabung = 25 cm pada kajian study ini sesuai dengan data yang diperoleh pada saat survey bahwa jenis intercooler yang digunakan yaitu : air to air , maksudnya fluida pendinginnya adalah udara. (Perpindahan kalor dari permukaan tabung ke udara) = (kalor yang dibawa oleh udara) .

q = As h ∆Tm = m Cp (Ta1 – Ta2) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.5 hal.50) Dimana : .

m = laju aliran massa udara (kg/det) As = permukaan perpindahan kalor total = πDNLm ∆Tm = beda suhu antar fluida dan permukaan dinding Ta1 = temperatur udara keluar interkuler Ta 2 = temperatur udara masuk interkuler temperatur borongan (temperatur udara

setelah kompresor ) masuk kedalam

intercooler adalah: Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Ta 2 = 391,86 0K sifat – sifat udara pada temperatur dinding 303 0K adalah: Cp = 1008,5 J/kg 0K k = 0,029 W/m 0K μ = 2,0232 x 10-5 kg/m.s Pr = 0,707

ρ=

P0 RTa 2

1,94 x 10 5 N / m 2 ρ= 0,287 kJ / kgK x 391,86 0 K

ρ = 1,69 kg / m 3 bilangan Reynolds adalah :

Re =

ρU sup D . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.6 Hal.227 ) µ

dimana : Usup = kecepatan segitiga impeler kompresor sesuai dengan (lit.3 hal.473) bahwa Usup = 250 – 300 m/det dalam hal ini dipilih 250 m/det Re =

1,69kg / m 3 x 250m / det x 0,008m 2,023 x 10 −5 kg / m − s

Re = 167078,59

(aliran turbulen)

bilangan Nusselt adalah : −

Nu =

hd 0 ,8 n = 0,023Re Pr . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.6 hal.229) k

dimana : n =

0,4 untuk pemanasan


0,3 untuk pendinginaan h = koefisien perpindahan kalor w/m0 K −

Nu =

hd n 0 ,8 = 0,023Re Pr k

hd = 0,023 (167078,59) 0,8 0,707 0,3 k

hd = 312,52 k

h=

312,52 x 0,029W / m 0 K 0,008m 0

h = 1132,88 W / m 2 K Permukaan perpindahan kalor total adalah : As = πDLNm As = π (0,008) (0,25) (2) (8) As = 0,10048 m2 Sehingga keseimbangan energi diperoleh: q = As h ∆Tm = m Cp (T1a – T0a)  T + 391,88 0 K  0 0 0,10048 m 2 .1132,88w / m 2 3030 K − a1  = 0,165kg / det .1008,5 J / kg Ta1 − 391,88 K 2  

[

]

T1a = 346,53 0K

menurut (lit.3 hal.203) Bahwa kemampuan interkuler menurunkan temperatur yang masuk sebesar 25 – 50 0C. Pada kajian studi ini kemampuan interkuler menurunkan temperatur yang masuk sebesar = 45,35 0C. Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

3.6.7 Analisa Termodinamika Pada Ruang Bakar Adapun untuk perhitungan termodinamika pada ruang bakar adalah menggunakan siklus tekanan terbatas dengan turbocarjer yang ditunjukkan pada gambar 3.3 yaitu Pada saat udara masuk kedalam intercooler terjadi penurunan tekanan sebesar: ∆p = penurunan tekanan pada pipa - pipa masuk ∆p = (0,03 – 0,05) Psup dalah hal ini diambil 0,05 ∆p = (0,05) Psup ∆p = (0,05) 1,94 x 105 Pa ∆p = 0,0985 x 105 Pa sehingga, a).pada langkah isap 0 – 1 P0 = Psup - ∆p P0 = 1,94 x 105 Pa – 0,0985 x 105 Pa P0 = 1,84 x 105 Pa Ta1 = 346,53 0K

Kerapatan udara setelah keluar intercooler:

ρ=

P0 a . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.6 Hal.227) RT1a


dimana : P0a = tekanan setelah keluar intercooler (Pa) R = Konstanta gas Universal sebesar, 0,287 KJ/kg K T1a = Temperatur keluar intercooler (K) Maka kerapatan udara setelah interkuler dapat dicari :

ρ=

P0 a RT1a

1,84 x 10 5 Pa ρ= 0,287 kJ / kgK (346,53) 0 K

ρ = 1,813 kg/m3

b).Kondisi Titik 1 kondisi temperatur masuk ruang bakar menurut (lit.3 hal 29) di uraikan sesuai persamaan berikut :

T1 =

Tb 2 + ∆t w + γ r Tr 1+ γ r

dimana :

γ r = koefisien gas sisa pembakaran, 0 untuk sistem turbocarjer ∆t w = kenaikan temperatur akibat kontak dinding silinder dengan piston,yaitu: sebesar 10 – 15 0K (lit.3 hal 81) dalam hal ini diambil 13 0K Tr = temperatur yang terkandung didalam gas sisa, karena nilainya terlalu kecil maka dianggap 0. Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Sehingga ,

T1 =

346,530 K + 130 K + 0 1+ 0

T1 = 359,530 K Kerapatan udara pada ruang bakar adalah:

ρ=

P1 RT1

1,84 x105 Pa ρ= 0,287kJ / kg 0 K (359,530 K )

ρ = 1,748 kg / m3 volume spesifik pada titik 1:

v1 =

v1 =

RT1 p1

(

0,287kJ / kg 0 K 359,530 K 1,84 x105 Pa

)

v1 = 0,572 m 3 / kg Pada T1 = 359,53 0K menurut (lit.8 hal.830), diperoleh :

U1 = 257,193 kJ / Kg pr1 = 2,103233 vr1 = 114,06633

h1 = 360,38926 kJ / kg

c).Kondisi Titik 2 Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Pada kondisi titik 2 ini merupakan langkah kompresi dari titik 1 – 2. pada langkah kompresi ini terjadi secara isentropik. Dimana pada data sebelumnya perbandingan kompresi sebesar r = 18. Menurut (lit.1 hal.9) hubungan kompresi rasio adalah: r =

r=

V1 V2 V1 = 18 V2

Keterangan V1 = Volume langkah (m3) V2 = Volume sisa (m3) Dimana pada keadaan kompresi berlaku hubungan :

v r1 V1 = v r 2 V2 v r 2 = v r1

vr 2 =

V2 V1

114,06633 18

vr 2 = 6,3370183 menurut (lit.8 hal.830) pada vr 2 = 6,3370183 diperoleh : T2 = 1047,540 K

pr 2 = 110,22132 U 2 = 799,984 kJ / kg

h1 = 1100,661 kJ / kg kondisi tekanan pada titik 2 keadaan isentropik berlaku hubungan : Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

p r 2 P2 = p r1 P1 p  P2 = P1  r 2   p r1 

110,22132  P2 = 1,84 x105 Pa    2,103233  P2 = 96,43 x105 Pa volume spesifik pada titik 2:

v1 =r v2

0,572 m3 / kg v2 = 18 v 2 = 0,0318 m3/kg

d).Kondisi Titik 2 – 3a - 3 Pada kondisi titik 2 - 3a terjadi pemasukan kalor pada volume konstan dan dilanjutkan dengan pemasukan kalor pada tekanan konstanyaitu terjadi pada titik 3a – 3, menurut (lit.3 hal. 50) bahwa perbandingan tekanan maksimum :

λ=

P3a P3 = P2 P2

Untuk λ = Mesin dengan pengabutan mekanis peningkatan tekanannya 1,7 ~ 2,2 dalam hal ini dipilih λ =1,7 Sehingga tekanan maksimum yang diperoleh adalah :

λ=

P3a P3 = P2 P2


P3a = 1,7 P2 P3a = 96,43 x105 Pa (1,7) P3a = 163,93 x 105 Pa

karena pada titik 3a = titik 3 pada tekanan konstan maka besar tekanan P3 = P3a. P3 = P3a = 163,93 x 105 Pa Menurut (lit.1 hal 22). Hubungan antara temperatur titik 2 – 3a adalah pada volume konstan.

T3a P3a v3a = =λ T2 P2 v 2 keterangan : λ dinamai ”laju ledakan” sehingga, temperatur T3a dapat dicari:

T3a =λ T2 T3a = 1047,54 0 Kx 1,7 T3a = 1780,81 0 K

menurut (lit.8 hal 830) pada T3a = 1780,81 0 K diperoleh: U 3a = 1468,154 kJ / kg h3a = 1979,302 kJ / kg pemasukan kalor pada titik 2 - 3a – 3, yaitu: qin = q3a − 2 + q3−3a . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.2. hal.20)


Dimana qin (panas yang masuk ke dalam siklus sesuai dengan persamaan berikut) qin = (FA) (LHV) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.10 hal.385) qin = (0,033) (41868 kJ/kg) qin = 1381,644 kJ/Kg sehingga entalpi pada titik 3 dapat diperoleh: qin = (U 3a − U 2 ) + (h3 − h3a ) qin = (U 3a − U 2 ) + (h3 − U 3a + h3 = U 2 +

P3a .v3a ) J

P3a .v3a + qin J

h3 = 799,984kJ / kg +

163,93 x105 Pa(0,0318m3 / kg ) + 1381,644kJ / kg 102kg − m / kJ

h3 = 2692,703 kJ / kg menurut (lit.8 hal.830) dari tabel pada h3 = 2692,703 kJ / kg diperoleh: T3 = 2350,300 K

U 3 = 2018,083 kJ / kg

pr 3 = 3366,6278 vr 3 = 0,465565 e). Kondisi Titik 4 Dimana pada persamaan gas ideal diketahui :

P3aV3a P3V3 = T3a T3 dimana pada keadaan tekanan konstan berlaku rumus :


V3a V3 = T3a T3 V3 2350,300 K = V3a 1780,810 K

V3 = 1,32 V3a V4  V1 = V3  V2

 V3a   V3

  

V4  1  = (18)  V3  1,32  V4 = 13,636 V3

untuk keadaan ekspansi isentropik berlaku rumus :

V4 v r 4 = V3 v r 3 vr 4 =

V4 (vr 3 ) V3

v r 4 = (13,636) (0,465565)

v r 4 = 6,34844 menurut (lit.8 hal.830) dari tabel pada v r 4 = 6,348444 diperoleh : T4 = 1046,96 0 K

Pr 4 = 110,14918 U 4 = 799,486 kJ / kg h4 = 1099,996 kJ / kg Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

sehingga tekanan di titik 4, yaitu: p r 4  P4  =  p r 3  P3 

 110,1491875  P4 = 163,93 x105 Pa   3366,6278  P4 = 4,9 x 105 Pa

f). Kondisi Titik 5a berlaku rumus idealisasi isentropik, yaitu:

Pr 5 a P5 a = Pr 4 P4 dimana telah diketahui tekanan masuk turbin P5 a = 1,63 x 105 Pa sehingga, P Pr 5 a = Pr 4  5 a  P4

  

 1,63 x105 Pa   Pr 5 a = 110,1491875 5  4,9 x10 Pa 

Pr 5 a = 36,3492322 menurut (lit.8 hal.830) dari tabel pada Pr 5 a = 36,3492322 diperoleh : T5 a = 788,5 0 K

U 5 a = 582,240 kJ / kg h5 a = 809,599 kJ / kg Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

v r 5 a = 14,48818

g). Kondisi titik 5 pada kondisi ini berlaku rumus idealisasi isentopik dimana : Pr 5 P = 5 Pr 5 a P5 a dimana telah diidealisasikan bahwa tekanan keluar turbin sama dengan tekanan atmosfer yaitu sebesar: P5 = 1,013 x 10 5 Pa sehingga, P  Pr 5 = Pr 5 a  5   P5 a 

 1,013 x10 5 Pa   Pr 5 = 36,349232 5  1,63 x10 Pa 

Pr 5 = 22,59004 menurut (lit.8 hal.830) dari tabel pada Pr 5 = 22,59004 diperoleh: T5 = 695,19 0 K

U 5 = 508,863 kJ / kg h5 = 708,404 kJ / kg


3.7 Analisa Termodinamika Motor Bakar Tanpa Turbocarjer dan Interkuler pada motor bakar ini siklus yang digunakan yaitu : siklus tekanan terbatas (siklus gabungan) tanpa turbocharger yang ditunjukkan pada gambar berikut :

Gambar 3.7 Diagram P-V siklus gabungan pada motor diesel Keterangan : 0-1 :

Langkah isap tekanan konstan

1 – 2 : Langkah kompresi isentropis 2 - 3a :

Proses Pembakaran pada volume konstan

3a - 3 :

Proses Pembakaran pada tekanan konstan

3 – 4:

Langkah ekspansi isentropis

4-1 :

Langkah buang pada volume konstan

3.7.1 Perhitungan Termodinamika didalam Ruang Bakar Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

a). Langakah isap titik 0 P0 = 1,013 x 10 5 Pa T0 = 303 0K

Kerapatan udara luar :

ρ=

ρ=

P0 RT0

1,013 x10 5 Pa 0,287 kJ / kg 0 K (3030 K )

ρ = 1,16 kg / m 3

b).Kondisi Titik 1 Kondisi temperatur masuk ruang bakar dapat dituliskan sesuai dengan persamaan berikut ini T1 =

To + ∆t w + γ r Tr 1+ γ r

dimana :

γ r = koefisien gas sisa pembakaran, 0 untuk sistem turbocarjer ∆t w = kenaikan temperatur akibat kontak dinding silinder dengan piston,yaitu: sebesar 10 – 15 0K (lit.3 hal 81) dalam hal ini diambil 13 0 K Tr = temperatur yang terkandung didalam gas sisa, karena nilainya terlalu kecil maka dianggap 0. Sehingga ,


T1 =

To + ∆t w + γ r Tr 1+ γ r

T1 =

3030 K + 130 K 1

T1 = 316 0K

Pada T1 = 316 0K menurut (lit.8 hal.830), diperoleh :

U1 = 225,853 kJ / Kg pr1 = 1,34069 vr1 = 158,0806 h1 = 316,555 kJ / kg

Dimana volume spesifik pada keadaan ini:

ν1 =

RT P1

ν1 =

0,287kJ / kg 0 K (316 K ) 1,013 x105 Pa

ν 1 = 0,913 m3 / kg c).Kondisi Titik 2 pada kondisi titik 2 ini merupakan langkah kompresi yang terjadi secara isentropik. Dimana pada daa sebelumnya perbandingan kompresi sebesar r = 18. Menurut (lit.1 hal.9)untuk proses kompresi isentropik berlaku hubungan : r =

V1 V2


r=

V1 = 18 V2

Keterangan V1 = Volume langkah (m3) V2 = Volume sisa (m3)

Dimana pada keadaan kompresi berlaku hubungan :

v r1 V1 = v r 2 V2 v r 2 = v r1

vr 2 =

V2 V1

158,0806 18

vr 2 = 8,782255 menurut (lit.8 hal.830) pada vr 2 = 8,782255 diperoleh : T2 = 939,140 K

pr 2 = 71,710224 U 2 = 707,648 kJ / kg h1 = 977,211 kJ / kg kondisi tekanan pada titik 2 keadaan isentropik berlaku hubungan :

p r 2 P2 = p r1 P1  71,710224  P2 = 1,013x105 Pa    1,34069  Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

P2 = 54,18 x105 Pa volume spesifik pada titik 2: v1 =r v2

v2 =

0,913 m3 / kg 18

v2 = 0,0507 m3 / kg

d).Kondisi Titik 2 – 3a - 3 Pada kondisi titik 2 - 3a terjadi pemasukan kalor pada volume konstan dan dilanjutkan dengan pemasukan kalor pada tekanan konstanyaitu terjadi pada titik 3a – 3, menurut (lit.3 hal. 50) bahwa perbandingan tekanan maksimum :

λ=

P3a P3 = P2 P2

Untuk λ = Mesin dengan pengabutan mekanis peningkatan tekanannya 1,7 ~ 2,2 dalam hal ini dipilih λ = 1,7

Sehingga tekanan maksimum yang diperoleh adalah :

λ=

P3a P3 = P2 P2

P3a = 1,7 P2 P3a = 54,18 x105 Pa (1,7)

P3a = 92,106 x105 Pa

karena pada titik 3a = titik 3 pada tekanan konstan maka besar tekanan P3 = P3a. Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

P3 = P3a = 92,106 x105 Pa Menurut (lit.1 hal 22). Hubungan antara temperatur titik 2 – 3a adalah pada volume konstan.

T3a P3a v3a = =λ T2 P2 v 2 keterangan : λ dinamai ”laju ledakan” sehingga, temperatur T3a dapat dicari:

T3a =λ T2 T3a = 939,14 0 K (1,7) T3a = 1597,0 0 K

menurut (lit.8 hal 830) pada T3a = 1597,0 0 K diperoleh: U 3a = 1295,287 kJ / kg h3a = 1753,676 kJ / kg

pemasukan kalor pada titik 2 - 3a – 3, menurut (lit.2 hal.20),yaitu: qin = q3a − 2 + q3−3a Dimana qin kalor yang masuk memenuhi persamaan berikut : qin = (FA) (LHV) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.10 hal.385) qin = (0,033) (41868 kJ/kg) qin = 1381,644 kJ/Kg sehingga entalpi pada titik 3 dapat diperoleh: qin = (U 3a − U 2 ) + (h3 − h3a ) Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

qin = (U 3a − U 2 ) + (h3 − U 3a + h3 = U 2 +

P3a v3a ) J

P3a v3a + qin J

h3 = 707,648 kJ / kg +

92,106 x105 Pa (0,0507 m3 / kg ) + 1381,644 kJ / kg 102kg m / kJ

h3 = 2547,113 kJ / kg

menurut (lit.8 hal.830) dari tabel pada, h3 = 2547,113 kJ / kg diperoleh: T3 = 2235,240 K

pr 3 = 2700,395 vr 3 = 0,552849 U 3 = 1905,520 kJ / kg

e). Kondisi Titik 4 Dimana pada persamaan gas ideal diketahui bahwa :

P3aV3a P3V3 = T3a T3 dimana pada keadaan tekanan konstan berlaku rumus :

V3a V3 = T3a T3 V3 2235,240 K = V3a 1597,00 K

V3 = 1,39 V3a Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

V4  V1 = V3  V2

 V3a   V3

  

V4  1  = (18)  V3  1,39 

V4 = β = 12,949640 V3

untuk keadaan ekspansi isentropik berlaku rumus :

V4 v r 4 = V3 v r 3 vr 4 =

V4 (vr 3 ) V3

vr 4 = 12,949640 (0,552849) vr 4 = 7,159195 menurut (lit.8 hal.830) dari tabel pada vr 4 = 7,159195 diperoleh : T4 = 1005,910 K

pr 4 = 93,978828 U 4 = 764,260 kJ / kg sehingga tekanan di titik 4, yaitu: pada kondisi ini berlaku rumus idealisasi isentopik dimana : p r 4  P4  =  p r 3  P3 

sehingga, Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

P  P4 = P3  r 4   Pr 3 

 93,9788289  P4 = 92,106 x105 Pa   2713,356  P4 = 3,1 x 105 Pa

3.8 Analisa Termodinamika Motor Bakar Diesel dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler Pada motor bakar diesel dengan turbocarjer tanpa interkuler ini siklus yang digunakan yaitu : siklus gabungan, tetapi tidak ada penurunan temperatur udara setelah kompresor, sehingga udara dari kompresor langsung masuk ke ruang bakar.


Gambar 3.8 : Diagram T – S Siklus gabungan dengan turbocarjer tanpa interkuler Keterangan : 0 – 1a = Langakah isap dengan Kerja kompresor aktual 0 – 1s = Langakah isap dengan Kerja kompresor ideal 1 – 2 = Langakah kompresi isentropik 2 – 3a = Proses pemasukan Kalor pada volume konstan 3a – 3 = Proses pemasukan kalor pada Tekanan konstan 3 – 4 = Langakah ekspansi isentropik 4 – 1 = Langakah Buang 4 – 5a = Proses pemasukan gas dan temperatur kedalam Turbin Turbocarjer aktual 4 – 5s = Proses pemasukan gas dan temperatur kedalam Turbin Turbocarjer idea 0 – 1 – 4 – 5a : Kerja turbocarjer 5a – 0 = Proses Pembuangan gas dan temperatur dari turbocarjer secara aktual 5s – 0 = Proses Pembuangan gas dan temperatur dari turbocarjer secara ideal

3.8.1 Analisa Termodinamika Turbin Turbocarjer Dengan menggunakan diagram h – s untuk turbin turbocarjer sesuai dengan gambar 3.4. Sesuai dengan perhitungan sebelumnya Dimana kerja yang dihasilkan oleh turbin adalah: .

WT = ∆htT = m(h01 − h02 ) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.9.hal.35)

dari data pemilihan kajian telah diketahui bahwa T5a = T01 dan T6 = T02, sehingga T01 lebih tinggi dari tenperatur turbocarjer yang memakai interkuler, yaitu sebesar T01 = 800 0K P01 = 1,63 x 105 Pa Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

.

m eg = 0,170 kg/det dengan menggunakan cara perhitungan yang sama dengan analisa perhitungan terbocarjer dengan interkuler maka diperolerh T01 = 800 0K dengan entalpi sebesar : h01 = 822,202 kJ / kg

untuk mencari temperatur keluar turbin secara stagnasi isentropik dapat dicari dengan persamaan ;

T02 s  P02  =  T01  P01 

k −1 k

tekanan udara keluar turbin isentropik dapat ditentukan, dalam hal ini dimana tekanan keluar turbin akan sama dengan tekanan udara atmosfer P02 = 1,013 x105 Pa.

T02 s

1,013 x10 5 Pa  = 800 0 K   5  1,63 x10 Pa 

1, 4 −1 1, 4

T02 s = 698,57 0K dimana diambil efisiensi isentropik dari turbin

η T = 0,75 – 0,90 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.8 hal.28) dalam hal ini diambil efisiensi isentropik 0,8 sehingga dengan menggunakan efisiensi turbin, mak didaoat temperatur keluar turbin dalam keadaan stagnasi.

0,8 =

800 0 K − T02 800 0 K − 698,57 0 K


T02 = 718,85 0K Menurut (lit.8 hal.830) pada T02 = 718,85 0K diperoleh: h02 = 733,85 kJ / kg

3.8.2 Termodinamika pada Kompresor Dengan menggunakan digram h – s untuk kompresor turbocrjer sesuai dengan gambar 3.5. Sesuai dengan perhitungan turbocarjer dengan interkuler sebelumnya dan dengan menggunakan cara yang sama untuk menghitung analisa kompresor pada turbocarjer tanpa interkuler. Pada kajian studi ini temperatur udara dan tekanan masuk kompresor sebesar; T01 = 3030K P01 = 1,013 x105 Pa Dimana kerja kompresor : .

Wc = m (h02 − h01 ) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.9.hal.37)

pada temperatur T01 = 303 0K, diperoleh entalpi h01 = 303,488 kJ/kg pada kajian studi ini daya kompresor sama dengan daya turbin, karena daya yang digunakan kompresor pada turbocharger sama dengan daya pada turbin. Sesuai dengan hukum termodinamika pertama, bahwa: .

.

Q − W = 0( KJ ) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.8 hal.20) .

.

Di dalam turbocarjer proses alirannya adalah adiabatik, sehingga Q = W , dan persamaannya menjadi : Wt = Wk Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

.

.

m eg (h01 − h02 ) = m k (h02 − h01 ) 0,170kg / det (822,202kJ / kg − 733,85kJ / kg ) = 0,165kg / det (h02 − 303,488kJ / kg )

h02 = 394,51 kJ / kg pada h02 = 394,51 kJ / kg , diperoleh dari tabel (lit.8 hal 830): T02 = 393,29 0 K

Pada kompresor berlaku efisiensi isentropik,

ηk =

(T02 s − T01 ) (T02 − T01 )

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.9.hal.41)

dimana efisiensi isentropik kompresor:

η k = 0,7 ~ 0,9 dalam hal ini di pilih η k = 0,7, sehingga :

(T

)

− 3030 K 0,7 = 393,29 0 K − 3030 K

(

02 s

)

T02 s = 366,2030 K

Dimana hubungan isentropik dari kompresor :

 T02 s   P02   =   T01   P01 

k −1 k

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.9 hal.19)

1, 4

 366,2030 K  1, 4−1 P02 = 1,013x10 5 Pa   0  303 K  P02 = 1,94 x 105 Pa sehingga diperoleh tekanan dan temperatur yang disuplai kompresor pada keadaan stagnasi adalah: T02 = 393,29 0K Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

P02 = 1,94 x 105 Pa

3.8.3 Analisa Termodinamika Pada Ruang Bakar dengan menggunakan cara yang sama maka analisa setiap titik pada ruang bakar dapat di tabelkan sebagai berikut : Tabel 3.1 : Perhitungan analisa termodinamika pada ruang bakar Titik 1 T1 = 406,29 0 K P1 = 1,89 x 10 5 Pa v1 = 0,6293 m 3 / kg ρ1 = 1,58 kg / m 3 U 1 = 291,062 kJ / kg h1 = 407,680 kJ / kg

p r1 = 3,24236 v r1 = 83,94949

Titik 2

Titk 3a

v r 2 = 4,663860 T2 = 1159,18 0 K

T3a = 1970,60 0 K p3a = 164,79 x 10 5 Pa

P2 = 96,94 x 10 5 Pa

U 3a = 1649,268 kJ / kg

v 2 = 0,03496 m / kg U 2 = 897,318 0 K h2 = 1230,039 kJ / kg p r 2 = 166,3149

h3a = 2214,892 kJ / kg

3

v3a = 0,03496 m 3 kg


Titik 3

Titik 4

Titk 5a

v r 4 = 5,665025 0 5 P3 = 164,79 x 10 Pa T4 = 1087,81 K

T3 = 2469 0 K

v 3 = 0,6293 m 3 / kg

P4 = 5 x 10 5 Pa

v 4 = 0,6293 m / kg ρ 3 = 1,58 kg / m 3 0 U 3 = 2135,035 kJ / k U 4 = 834,876 K h = 1147,112 kJ / kg h3 = 2843,771 kJ / kg 4 p r 4 = 128,664511 p r 3 = 4191,580 v r 3 = 0,3934045 3

T5 a = 801,049 0 K p 5 a = 1,63 x 10 5 Pa U 5 a = 593,433 kJ / kg

h5 a = 823,3599 kJ / kg

p r 5 a = 38,59935

3.9 Daya Turbin dan Kompresor Turbocarjer Menurut (lit.9 hal.27) daya turbin pada turbocharger dapat dituliskan sesuai dengan persamaan : .

Wt = m eg (h01 − h02 )

keterangan : Wt = daya turbin turbocharger (hp) .

m eg = laju aliran gas buang masuk tubin (kg/det), .

pada perhitungan sebelumnya telah diperoleh m eg = 0,170 kg/det h01 = entalpi gas buang masuk turbin dalam keadaan stagnasi (kJ/kg) pada perhitungan sebelumnya telah diperoleh sebesar 810,322 kJ/kg. Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

h02 = entalpi gas buang keluar turbin dalam keadaan stagnasi (kJ/kg) pada perhitungan sebelumnya telah diperoleh sebesar 723,382 kJ/kg.

Maka , daya turbin dapat diperoleh sebesar : .

Wt = m eg (h01 − h02 )

Wt = 0,170kg / det (810,322kJ / kg − 723,382kJ / kg ) Wt = 14,77 kW Wt = 19,79 hp sedangkan untuk daya kompresor menurut (lit.9 hal.27) dapat dituliskan sesuai dengan persamaan berikut : Wc = m k (h02 − h01 ) .

keterangan : Wc = daya kompresor turbocharger (hp) .

m k = laju aliran udara melalui kompresor (kg/det) pada perhitungan sebelumnya telah diketahui sebesar 0,165 kg/det h02 = entalpi udara keluar kompresor dalam keadaan stagnasi (kJ/kg) pada perhitungan sebelumnya telah diketahui sebesar 393,062 kJ/kg. h01 = entalpi udara masuk kompresor dalam keadaan stagnasi (kJ/kg) pada perhitungan sebelumnya telah diketahui sebesar 303, 488 kJ/kg. Sehingga, daya kompresor dapat diperoleh sebesar : Wc = m k (h02 − h01 ) .


Wc = 0,165kg / det (393,062kJ / kg − 303,488kJ / kg ) Wc = 14,77 kW Wc = 19,79 hp

3.10

Putaran Turbin dan Kompresor Seperti

yang

dijelaskan

sebelumnya

pada

termodinamika

turbin

turbocharger, bahwa turbin dan kompresor satu poros, sehingga putaran dan daya turbin dengan kompresor adalah sama. Dengan grafik dibawah ini dapat dicari putaran turbin dan kompresor.


Gambar 3.9 : grafik performansi kompresor Sumber : ”The Motor Vehicle ”, T.K.Garett, K.Newton dan Wsteeds.

Dimana data sebelumnya telah diketahui, yaitu : Tekanan udara masuk kompresor (Pa)

= T01

Tekanan udara yang disupai kompresor (Pa) = T02 .

Laju aliran udara melalui kompresor (kg/det) = m k Efisiensi isentropik kompresor (η c )

= 0,7

Putaran poros turbin dan kompresor (rpm) = N Dari grafik diatas diperoleh putaran turbin dan kompresor dengan tekanan suplai kompresor sebesar 1,94 x 105 Pa. .

m T01 P01

=

0,165 303 1,013 bar

.

m T01 P01

= 2,835

P02 1,94 x 10 5 Pa = P01 1,013 x 10 5 Pa diketahui efisiensi isentropik kompresor sebesar ( η c ) = 0,7. Sehingga, putaran kompresor dan turbin diperoleh : N T01

= 4850

N = 4850

(

303

)

N = 84423,4 Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

N = 85000 rpm

BAB IV PERFORMANSI MOTOR BAKAR Pada motor diesel tanpa turbocarjer kerapatan udara sangat bergantung pada kondisi udara atmosfer yang diisap. Pada tekanan udara yang lebih tinggi dan temperatur yang lebih rendah, berat udara yang diisap akan bertambah, sebaliknya pada tekanan udara yang lebih rendah dan temperatur yang lebih tinggi, berat udara yang diisap akan berkurang. Dari perhitungan analisa temodinamika pada bab sebelumnya telah diperoleh data sebagai berikut : a. Motor Diesel Dengan Turbocarjer dan Interkuler

λ = laju ledakan = 1,7

β = perbandingan pemotongan = 1,32 P2 = tekanan setelah kompresi = 96,43 x 10 5 Pa

δ = derajat ekspansi = 13,636 Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

b. Motor Diesel Tanpa Turbocarjer dan Interkuler



δ = derajat ekspansi = 12,94964

c. Motor Diesel Dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler



δ = derajat ekspansi = 14,4 4.1 Performansi Motor Bakar Diesel Dengan Turbocarjer dan Interkuler 4.1.1 Tekanan Indikator Rata – Rata menurut (lit.3 hal.54), tekanan indikator rata – rata pada siklus gabungan adalah: pit =

p2  λβ  1  1  1  λ ( β − 1) + x1 − n −1  − x1 − n −1   r −1  n − 1  δ  n − 1  r 

dimana :

λ = laju ledakan

T3a =1,7 T2

β = perbandingan pemotongan

V3 = 1,32 V3a

n = eksponen polytropik 1,15 ~ 1,30 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.52) diambil n = 1,30

δ = menurut (lit.3 hal.14) adalah perbandingan

V4 V3


dimana

V4 r 18 = = = 13,6364 V3 β 1,32

sehingga, tekanan indikator dapat diperoleh sebesar : pit =

p2  λβ  1  1  1  λ ( β − 1) + x1 − n −1  − x1 − n −1   r −1  n − 1  δ  n − 1  r 

pit =

 96,43 x105 Pa  1,7(1,32)  1 1 1   − x1 − x1 − 1,30−1  1,7(1,32 − 1) + 1, 30−1  17 1,30 − 1  (13,636)   1,30 − 1  18 

pit = 5,6 x105 Pa (0,54 + 4,12 – 1,93 ) pit = 15,28 kg/cm2

untuk faktor koreksi tekanan indikator rata – rata adalah: pi = ϕ pit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.55) Dimana :

ϕ = 0,95 ~ 0,97 faktor koreksi dari diagram untuk mesin 4_langkah 0,96 ~ 0,98 faktor koreksi dari diagram untuk mesin 2_langkah dalam hal ini faktor koreksi diambil ϕ = 0,95 untuk mesin diesel 4_langkah. Maka tekanan indikator rata – rata nya menjadi: pi = ϕ pit pi = 0,95 (15,28 kg / cm 2 ) pi = 14,51 kg / cm 2

4.1.2 Tekanan Efektif Rata - Rata Tekanan efektif rata – rata yang terjadi adalah: Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

ηm =

pe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.61) pi

dimana : η m = efisiensi mekanis yang menggunakan turbocharger 0,8 ~ 0,88 dalam hal ini diambil η m = 0,807 pi = tekanan indikator rata – rata (kg/cm2) p e = tekanan efektif rata – rata (kg/cm2) maka, tekanan efektif rata – rata dapat diperoleh:

ηm =

pe pi

p e = 0,807 (14,51 kg / cm 2 )

p e = 11,70kg / cm 2 4.1.3 Kerja Indikator Kerja indikator sesuai dengan persamaan berikut:

Wi = pi

πD 2 4

L (kg-m) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.22)

Dimana : pi = Tekanan indikator rata – rata (kg/cm2) D = Diameter silinder (m) Sesuai dengan hasil survei diperoleh diameter 0,104 m L = panjang langkah piston (m) Sesuia dengan hasil survei diperoleh panjang langkah piston 0,118 m Sehingga,

Wi = 14,51x10 4 kg / m 2

π (0,104 m) 2 4

0,118 m


Wi = 145,37 kg-m 4.1.4 Kerja Efektif kerja efektif sesuai dengan persamaan berikut: We = p e V d

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.57)

dimana : Vd =

πD 2 4

L (m3)

sehingga diperoleh kerja efektif sebesar:

We = 11,70 x10 4 kg / m 2

π (0,104 m) 2 4

0,118 m

We = 117,22 kg − m

4.1.5 Kerja Mekanik Yang Hilang kerja mekanik yang hilang memenuhi persamaan berikut: Wm = Wi − We Wm = (145,37 kg − m) − (117,22 kg − m) Wm = 28,15 kg − m 4.1.6 Daya Indikator Daya indikator dapat diperoleh dengan persamaan : Ni =

piVd ni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .(lit.3 hal.58) 60 x75 xz

Keterangan Ni = Daya Indikator ( hp) Pi = Tekanan indikator rata-rata (kg/cm2) Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Vd = Volume langkah torak (m3) z = untuk mesin 4 langkah z =2 ,untuk 2 langkah z = 1 n = Putaran mesin ( rpm) i

= Jumlah silinder mesin

14,51x10 4 kg / m 2 0,001001886 m 3 (2500rpm) 4 Ni = 60 x75 x 2 N i = 161,52 hp

4.1.7 Daya Efektif Daya efektif rata – rata dapat diperoleh dengan menggunakan efisiensi mekanis adalah:

ηm =

Ne . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.60) Ni

dimana : η m = efisiensi mekanis yang menggunakan turbocharger 0,8 ~ 0,88 dalam hal ini diambil η m = 0,805 sehingga, diperoleh besar daya efektif adalah: N e = 0,805 (161,52)hp ) N e = 130 hp 4.1.8 Konsumsi Bahan Bakar Tiap Jam Konsumsi bahan bakar tiap jam dituliskan sesuai persamaan berikut:

ηb =

632 N e Fh QL

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.62)

Dimana :

η b = efisiensi termal efektif Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

η b = η mη i = η mη thη r N e = Daya efektif

(Hp)

Fh = Konsumsi bahan bakar tiap jam (kg/hr) QL = Nilai kalor bawah (LHV) (kkal/kg) Efisiensi relatif dapat dicari dengan persamaan:

ηr =

Wi Wt

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.23)

dimana: Wi = kerja indikator (kg-m) Wt = kerja thermal siklus ideal

(kg-m)

kerja thermal siklus ideal : Wt = PitVd

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.23)

Wt = 15,28 x10 4 kg / m 2 (0,001001886 m 3 )

Wt = 153,08 kg − m sehingga, efisiensi relatif dapat diperoleh:

ηr =

ηr =

Wi Wt

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.23)

145,37 kg − m 153,08 kg − m

η r = 0,95 efisiensi thermal siklus :

η th = 1 −

q out . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.1 hal.22) qin


 799,486kJ / kg − 257,193kJ / kg   1381,644 kJ / kg  

η th = 1 − 

η th = 61 % sehingga diperoleh efisiensi thermal efektif :

η b = η mη thη r . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.62) ηb = (0,805)(0,61)(0,95) ηb = 0,47

sehingga konsumsi bahan bakar tiap jam nya dapat dicari :

ηb =

632 N e Fh QL

Fh =

632 (130hp ) 0,47 (10006,69) (kkal / kg )

Fh = 17,4 kg / hr 4.1.9 Konsumsi Bahan Bakar Spesifik Konsumsi bahan bakar spesifik sesuai dengan persamaan:

F=

F=

Fh . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.63) Ne

17,4 kg / hr 130 Hp

F = 133,8 g / hp − hr 4.1.10 Torsi menurut (lit.1 hal.24) momen putar atu torsi dirumuskan sebagai berikut : Nb =

2πn 1 .T . 60 75


T=

N b x60 x75 2πn

sehingga dapat diperoleh:

T=

115hpx60 x75 2 xπx 2100rpm

T = 39 kg-m

4.2. Performansi Motor Bakar Diesel Tanpa Turbocarjer dan Interkuler 4.2.1 Tekanan Indikator Rata – Rata menurut (lit.3 hal.54), tekanan indikator rata – rata pada siklus gabungan adalah: pit =

p2  λβ  1  1  1  λ ( β − 1) + x1 − n −1  − x1 − n −1   r −1  n − 1  δ  n − 1  r 

dimana :

λ = laju ledakan

T3a =1,7 T2


V3 = 1,39 V3a


n = eksponen polytropik 1,15 ~ 1,30 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.52) diambil n = 1,30


dimana

V4 V3

18 V4 r = = = 12,94964 V3 β 1,39


p2  λβ  1  1  1  λ ( β − 1) + x1 − n −1  − x1 − n −1   r −1  n − 1  δ  n − 1  r 

54,18 x105 Pa  1,7(1,39)  1 1 1    − pit = x 1 − x1 − 1,30 −1  1,7(1,39 − 1) + 1, 30 −1  17 1,30 − 1  12,94964   1,30 − 1  18 

pit = 3,18 x105 Pa (0,66 + 4,22 – 1,932 ) pit = 9,37 kg / cm 2

untuk faktor koreksi tekanan indikator rata – rata adalah: pi = ϕ pit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.55) Dimana :

ϕ = 0,95 ~ 0,97 faktor koreksi dari diagram untuk mesin 4_langkah 0,96 ~ 0,98 faktor koreksi dari diagram untuk mesin 2_langkah dalam hal ini faktor koreksi diambil ϕ = 0,95 untuk mesin diesel 4_langkah. Maka tekanan indikator rata – rata nya menjadi: pi = ϕ pit


pi = 0,95 (9,37 kg / cm 2 ) pi = 8,90 kg / cm 2

4.2.2 Tekanan Efektif Rata - Rata Tekanan efektif rata – rata memenuhi persamaan berikut :

ηm =

pe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.61) pi

dimana :

η m = menurut (lit.2 hal 27) efisiensi mekanis untuk motor bakar diesel tanpa turbocarjer 0,75 – 0,85 dalam hal ini diambil η m = 0,79 pi = tekanan indikator rata – rata (kg/cm2) p e = tekanan efektif rata – rata (kg/cm2) maka, tekanan efektif rata – rata dapat diperoleh:

ηm =

pe pi

pe = 0,79 (8,90 kg / cm 2 ) p e = 7,03 kg / cm 2

4.2.3 Kerja Indikator kerja indikator sesuai dengan persamaan berikut:

Wi = pi

πD 2 4

L

(kg-m) . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.22)

Dimana : pi = Tekanan indikator rata – rata (kg/cm2) Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

D = Diameter silinder (m) Sesuai dengan hasil survey diperoleh diameter D = 0,104 m L = panjang langkah piston (m) Sesuia dengan hasil survey diperoleh panjang langkah piston L = 0,118 m Sehingga,

Wi = pi

πD 2 4

kg-m

L

Wi = 8,90 x104 kg / m 2

π (0,104 m) 2 4

0,118 m

Wi = 89,16 kg-m

4.2.4 Kerja Efektif menurut (lit.3 hal.57) kerja efektif sesuai dengan persamaan berikut: We = p e V d dimana : Vd =

πD 2 4

L (m3)


We = 7,03 x10 4 kg / m 2

π (0,104 m) 2 4

0,118 m

We = 70,43 kg − m

4.2.5 Kerja Mekanik Yang Hilang menurut (lit.3 hal.57) kerja mekanik yang hilang memenuhi persamaan berikut: Wm = Wi − We Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Wm = (89,16kg − m ) − ( 70,43kg − m) Wm = 18,73 kg − m 4.2.6 Daya Indikator Daya indikator dapat diperoleh dengan persamaan : Ni =

piVd ni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.58) 60 x75 xz

Keterangan Ni = Daya Indikator ( hp) Pi = Tekanan indikator rata-rata (kg/cm2) Vd = Volume langkah torak (m3) z = untuk mesin 4 langkah z =2 ,untuk 2 langkah z = 1 n = Putaran mesin ( rpm) i


Ni =

8,90 x104 kg / m 2 0,001001886 m3 (2500rpm) 4 60 x75 x 2

N i = 99,07 hp

4.2.7 Daya Efektif Daya efektif rata – rata adalah:

ηm =

Nb . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.60) Ni

dimana : η m = efisiensi mekanis motor bakar diesel tanpa turbocharger 0,75 ~ 0,85 dalam hal ini diambil η m = 0,80 sehingga, diperoleh besar daya efektif adalah: Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

N b = 0,79 (99,07)hp N b = 78,26 hp 4.2.8 Konsumsi Bahan Bakar Tiap Jam Konsumsi bahan bakar tiap jam dituliskan sesuai persamaan berikut:

ηb =

632 N b Fh QL

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.62)

Dimana :

η b = efisiensi termal efektif

η b = η mη i = η mη thη r N b = Daya efektif

(Hp)

Fh = Konsumsi bahan bakar tiap jam (kg/hr)

QL = Nilai kalor bawah (LHV) (kkal/kg) Efisiensi relatif dapat dicari dengan persamaan:

ηr =

Wi Wt

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.23)


(kg-m)

kerja thermal siklus ideal : Wt = PitVd Wt = 9,37 x104 kg / m 2 (0,001001886 m3 )

Wt = 93,87 kg − m sehingga, efisiensi relatif dapat diperoleh: Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

ηr =

Wi Wt

ηr =

89,16 kg − m 93,87 kg − m

η r = 0,94 efisiensi thermal menurut (lit.1 hal.22) adalah:

η th = 1 − η th = 1 −

η th = 1 −

q out qin

(U 4 − U 1 )

(U 3a − U 2 + h3 − h3a )

[764,260 kJ / kg

− 225,853 kJ / kg ] (1295,287 kJ / kg − 707,648kJ / kg ) + (2547,113kJ / kg − 1753,676kJ / kg )

η th = 0,61 sehingga diperoleh efisiensi thermal efektif :

η b = η mη thη r ηb = (0,79)(0,61)(0,94)

ηb = 0,45

sehingga konsumsi bahan bakar tiap jam nya dapat dicari :

ηb = Fh =

632 N e . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.62) Fh QL

632 (78,26hp ) 0,45 (10006,69) (kkal / kg )

Fh = 10,98 kg / hr 4.2.9 Konsumsi Bahan Bakar Spesifik Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Konsumsi bahan bakar spesifik sesuai dengan persamaan:

F=

F=

Fh . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.63) Ne

10,98 kg / hr 78,26 hp

F = 140,3 g / hp − hr 4.2.10 Torsi menurut (lit.1 hal.24) momen putar atau torsi dirumuskan sebagai berikut : Ne =

2πn 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.1 hal.24) .T . 60 75

sehingga momen putar atau torsi tersebut dapat diperoleh:

T=

75hpx60 x75 2 xπx 2300rpm

T = 23 kg-m

4.3 Performansi Motor Bakar Diesel Dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler 4.3.1 Tekanan Indikator Rata – Rata menurut (lit.3 hal.54), tekanan indikator rata – rata pada siklus gabungan adalah: pit =

p2  λβ  1  1  1  λ ( β − 1) + x1 − n −1  − x1 − n −1   r −1  n − 1  δ  n − 1  r 

dimana : Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

λ = laju ledakan

T3a =1,7 T2


V3 = 1,25 V3a

n = eksponen polytropik 1,15 ~ 1,30 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.52) diambil n = 1,30


dimana

V4 V3

V4 r 18 = = = 14,4 V3 β 1,25


p2  λβ  1  1  1  λ ( β − 1) + x1 − n −1  − x1 − n −1   r −1  n − 1  δ  n − 1  r 

pit =

 96,94 x10 5 Pa  1,7(1,25)  1 1 1   x1 − x1 − 1,30−1  − 1,7(1,25 − 1) + 1, 30 −1  17 1,30 − 1  14,4   1,30 − 1  18 

pit = 5,70 x105 Pa (0,425 + 3,90 – 1,932 ) pit = 13,65 kg / cm 2

untuk faktor koreksi tekanan indikator rata – rata adalah: pi = ϕ pit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.55) Dimana :

ϕ = 0,95 ~ 0,97 faktor koreksi dari diagram untuk mesin 4_langkah 0,96 ~ 0,98 faktor koreksi dari diagram untuk mesin 2_langkah Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

dalam hal ini faktor koreksi diambil ϕ = 0,95 untuk mesin diesel 4_langkah. Maka tekanan indikator rata – rata nya menjadi: pi = ϕ pit pi = 0,95 (13,65 kg / cm 2 ) pi = 12,96 kg / cm 2

4.3.2 Tekanan Efektif Rata - Rata Tekanan efektif rata – rata sesuai dengan persamaan adalah:

ηm =

pe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.61) pi

dimana :

η m = menurut (lit.3 hal 61) efisiensi mekanis untuk motor bakar diesel dengan turbocarjer 0,80 – 0,88 dalam hal ini diambil η m = 0,80 pi = tekanan indikator rata – rata (kg/cm2) p e = tekanan efektif rata – rata (kg/cm2) maka,

tekanan efektif rata – rata dapat diperoleh:

ηm =

pe pi

p e = 0,80 (12,96 kg / cm 2 )

p e = 10,36 kg / cm 2 Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

4.3.3 Kerja Indikator Kerja indikator sesuai dengan persamaan berikut:

Wi = pi

πD 2 4

L (kg-m) . . . . . . . . . . . . . . . .(lit.3 hal.22)

Dimana : pi = Tekanan indikator rata – rata (kg/cm2) D = Diameter silinder (m) Sesuai dengan hasil survei diperoleh diameter 0,104 m L = panjang langkah piston (m) Sesuia dengan hasil survey diperoleh panjang langkah piston 0,118 m Sehingga,

Wi = pi

πD 2 4

L

Wi = 12,96 x10 kg / m 4

kg-m

2

π (0,104 m) 2 4

0,118 m

Wi = 129,84 kg-m 4.3.4 Kerja Efektif menurut (lit.3 hal.57) kerja efektif sesuai dengan persamaan berikut: We = p e V d dimana : Vd =

πD 2 4

L (m3)


We = 10,36 x10 4 kg / m 2

π (0,104 m) 2 4

0,118 m


We = 103,79 kg − m 4.3.5 Kerja Mekanik Yang Hilang menurut (lit.3 hal.57) kerja mekanik yang hilang memenuhi persamaan berikut: Wm = Wi − We Wm = (129,84kg − m ) − (103,79kg − m) Wm = 26,05 kg − m 4.3.6 Daya Indikator Daya indikator dapat diperoleh dengan persamaan : Ni =

piVd ni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.58) 60 x75 xz

Keterangan Ni = Daya Indikator ( hp) Pi = Tekanan indikator rata-rata (kg/cm2) Vd = Volume langkah torak (m3) z = untuk mesin 4 langkah z =2 ,untuk 2 langkah z = 1 n = Putaran mesin ( rpm) i


Ni =

12,96 x10 4 kg / m 2 0,001001886 m 3 (2500rpm) 4 60 x75 x 2

N i = 144,27 hp 4.3.7 Daya Efektif Daya efektif rata – rata adalah:

ηm =

Nb . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.60) Ni


dimana : η m = efisiensi mekanis motor bakar diesel tanpa turbocharger 0,75 ~ 0,85 dalam hal ini diambil η m = 0,80 sehingga, diperoleh besar daya efektif adalah: N b = 0,80 (144,27) Hp ) N b = 115,41 hp 4.3.8 Konsumsi Bahan Bakar Tiap Jam Konsumsi bahan bakar tiap jam dituliskan sesuai persamaan berikut:

ηb =

632 N b Fh QL

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.62)

Dimana :

η b = efisiensi termal efektif

η b = η mη i = η mη thη r N b = Daya efektif

(Hp)

Fh = Konsumsi bahan bakar tiap jam (kg/hr)

QL = Nilai kalor bawah (LHV) (kkal/kg) Efisiensi relatif dapat dicari dengan persamaan:

ηr =

Wi Wt

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.23)


(kg-m)

kerja thermal siklus ideal : Wt = PitVd Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Wt = 13,65 x10 4 kg / m 2 (0,001001886 m 3 )

Wt = 136,75 kg − m sehingga, efisiensi relatif dapat diperoleh:

ηr =

Wi Wt

ηr =

129,84 kg − m 136,75 kg − m

η r = 0,95 efisiensi thermal menurut (lit.1 hal.22) adalah:

η th = 1 − η th = 1 −

η th = 1 −

q out qin

(U 4 − U 1 )

(U 3a − U 2 + h3 − h3a )

[834,876 kJ / kg

− 291,062 kJ / kg ] (1649,268kJ / kg − 897,318kJ / kg ) + (2843,771kJ / kg − 2214,892kJ / kg )

η th = 0,61 sehingga diperoleh efisiensi thermal efektif :

η b = η mη thη r η b = (0,80)(0,61)(0,95) η b = 0,46 sehingga konsumsi bahan bakar tiap jam nya dapat dicari :

ηb =

632 N e Fh QL

Fh =

632 (115,41hp ) 0,46 (10006,69) (kkal / kg )


Fh = 15,84 kg / hr

4.3.9 Konsumsi Bahan Bakar Spesifik Konsumsi bahan bakar spesifik sesuai dengan persamaan: F=

F=

Fh Ne

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.3 hal.63)

15,84 kg / hr 115,41 hp

F = 137,2 g / hp − hr

4.3.10 Torsi Momen putar atau torsi dirumuskan sebagai berikut : Ne = T=

2πn 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (lit.1 hal.22) .T . 60 75

N e x60 x75 2πn

sehingga momen putar atau torsi tersebut dapat diperoleh:

T=

113hpx60 x75 2 xπx 2300rpm

T = 35 kg-m

4.4 Perhitungan Performansi Pada Beberapa Putaran

253 144 146 140 142

239 225


138

136

211

134

135

197

133

183 169 133

134

155

136

135

141 127 113 99

140

138 142

144

85

146

71 1700

57

43

29 1300

2100

2500

2900

3300

Gambar 4.1: grafik prestasi motor diesel dengan turbocarjer dengan interkuler Sumber : ”Penggerak mula motor bakar torak”, Wiranto Arismunandar Dari grafik diatas dapat diperoleh data performansi motor bakar diesel dengan turbocarjer dan interkuler dengan metode interpolasi sebagai berikut Tabel 4.1: Daya Motor Bakar Diesel dengan Turbocarjer dan Interkuler Tekanan Putaran efektif Volume silinder Jumlah Daya motor (rpm) (kg/cm2) (m3) silinder (hp) 1300 10,012 0,001001886 4 57,95621 1500 10,8125 0,001001886 4 72,21928 1700 11,4375 0,001001886 4 86,57965 1900 11,875 0,001001886 4 100,4669 2100 12,3125 0,001001886 4 115,1334 2300 12,4657 0,001001886 4 127,6675 2500 11,703 0,001001886 4 130,2786 2700 10,575 0,001001886 4 127,1393 2900 9,678 0,001001886 4 124,9739 3100 8,125 0,001001886 4 112,1556 3300 6,75 0,001001886 4 99,18671 Tabel 4.2: Daya Motor Bakar Diesel dengan Turbocarjer tanpa Interkuler.

Putaran (rpm)

Tekanan efektif (kg/cm2)

Volume silinder (m3)

Jumlah silinder

Daya motor (hp)

1300

8,9106

0,001001886

4

51,58056


1500 1700 1900 2100 2300 2500 2700 2900 3100 3300

9,62312 10,17037 10,5715 10,9581 11,1806 10,41 9,411 8,613 7,2312 6,0075

0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886

4 4 4 4 4 4 4 4 4 4

64,27513 76,98772 89,43881 102,4685 114,5061 115,8848 113,145 111,2214 99,81777 88,27618

Dan untuk motor bakar diesel tanpa turbocarjer dan interkuler mengunakan grafik yang berdasarkan literatur sebagai berikut :

144

146 143

118

142 106

94 140 141 82 142 70 143 144 58 146 46 148 34 1700

1900

2100

2300

2500

2700

2900

Gambar 4.2 : grafik prestasi motor bakar diesel tanpa turbocarjer dan interkuler Sumber ”Penggerak Mula Motor Bakar Torak”, Wiranto Arismunandar. Dengan demikian diperoleh data performansi motor bakar diesel tanpa turbocarjer dan interkuler dengan metode interpolasi sebagai berikut. Tabel 4.3: Daya Motor Bakar Diesel tanpa Turbocarjer dan Interkuler. Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Putaran (rpm) 1700 1900 2100 2300 2500 2700 2900

Tekanan efektif (kg/cm2) 4,6 5,6 6,4 7,1 7,03 6,2 5,7

Volume silinder (m3) 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886

Jumlah silinder 4 4 4 4 4 4 4

Daya motor (hp) 34,8211 47,37808 59,84599 72,71466 78,25843 74,54032 73,60522

Dari data diatas dapat ditampilkan dalam bentuk grafik 140

Daya Motor (hp)

120 Dengan Turbocarjer dan Interkuler Dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler Tanpa Turbocarjer dan Interkuler

100 80 60 40 20 0 1300 1600 1900 2200 2500 2800 3100 3400 Putaran (rpm)

Gambar 4.3 : Grafik Daya Motor Vs Putaran Dari gambar grafik diatas dipat dilihat bahwa dengan menggunakan turbocarjer dan interkuler daya efektif dapat meningkat hingga 130 hp pada putaran 2500 rpm, sedangkan motor bakar yang menggunakan turbocarjer tanpa interkuler daya maksimum 115 hp pada putaran 2500 rpm. Dan untuk motor bakar tanpa turbocarjer dan tanpa interkuler daya maksimum yang diperoleh 78 hp pada putaran 2300 rpm. Hal ini disebabkan karena pengisian lanjut yang dilakukan oleh turbocarjer untuk meningkatkan tekanan suplai udara yang masuk kedalam ruang bakar yang berakibat dengan meningkatnya tekanan efektif rata – rata pada motor Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

bakar tersebut. Dan khusus untuk motor bakar dengan turbocarjer dan interkuler udara yang disuplai masuk ke dalam ruang bakar meningkat akan tetapi kerapatan udara tersebut juga meningakat, hal ini disebabkan karenan adanya proses pendinginan udara sebelum masuk kedalam ruang bakar sehingga tekanan yang dihasilkan pada ruang bakar jauh relatif lebih tinggi dibandingkan tanpa pendinginan udara, hal inilah yang membedakan motor bakar yang menggunakan pendinginan udara dan yang tidak menggunakan pendinginan udara.

Tekanan Efektif (kg/cm2)

14 12 10

Dengan Turbocarjer dan Interkuler

8 6

Dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler

4

Tanpa Turbocarjer dan Interkuler

2 0 1300

1600

1900

2200

2500

2800

3100

3400

Putaran (rpm)

Gambar 4.4 : Tekanan Efektif Vs Putaran sehingga dari grafik diatas dapat dilihat begitu besar pengaruh penggunaan turbocarjer dengan interkuler tersebut. Tekanan efektif maksimum untuk motor bakar dengan turbocarjer dan interkuler terjadi pada putaran 2300 rpm dimana besarnya yaitu : 12,4657 kg/cm2 untuk motor bakar dengan turbocarjer dan interkuler sedangkan untuk motor bakar dengan turbocarjer tanpa interkuler besar nya yaitu :11,806 kg/cm2. dan tekanan efektif maksimum untuk motor bakar tanpa turbocarjer dan inerkuler terjadi pada putaran 2100 rpm yang diperoleh sebesar:7,65 kg/cm2. hal ini disebabkan oleh pengisian lanjut udara yang dilakukan Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

oleh turbocarjer. Dimana pada turbocarjer ini udara yang disuplai masuk ke dalam ruang bakar dengan bantuan kompresor yang di gerakkan oleh turbin turbocrjer, sedangkan turbin turbocarjer itu sendiri digerakkan oleh gas buang yang berasal dari mesin itu sendiri. Akan tetapi berbada halnya kalau memakai alat pendingin udara sebelum masuk kedalam ruang bakar, kerapatan udara tersebut akan meningkat yang berakibat pada naiknya tekanan efektif rata – rata. 4.4.1 Pengaruh Penggunaan Turbocarger dengan Interkuler terhadap Daya Efektif dan tekanan efektif Motor Bakar Diesel a. Kenaikkan daya motor dengan menggunakan Turbocarjer dan Interkuler Nb =

N n − N T int er x100% Nn

Nb =

78,25 − 130 x100% 78,25

N b = 66,1 % Motor bakar yang menggunakan turbocarjer dengan interkuler dapat menaikkan daya sebesar 66,1% hal ini sesuai dengan (lit.2 hal.114) bahwa tujuan utama penggunaan turbocarjer menaikkan daya (30 – 80 %).

b. Kenaikkan daya motor dengan menggunakan Turbocarjer tanpa Interkuler Nb =

N n − NT x100% Nn


Nb =

78,25 − 115,33 x100% 78,25

N b = 47,38 % Dari hasil persentase dapat dilihat bahwa motor bakar yang menggunakan turbocarjer tanpa interkuler kenaikkan daya kurang begitu besar, hal ini dikarenakan kerapatan udara mempengaruhi besar kecilnya tekanan efektif rata – rata dan hal ini berdampak langsung terhadap daya efektif motor bakar diesel tersebut.

c. Daya motor tanpa menggunakan Turbocarjer dan Interkuler Daya motor yang tidak menggunakan turbocarjer dan interkuler adalah daya motor yang telah dipersiapkan pabrikan sebagai perbandingan kenaikkan daya yang menggunakan perangkat tambahan Turbocarjer dan tanpa Interkuler. Sesuai hasil survey dimana turbocarjer dan interkuler itu digunakan bahwa tipe mesin yang lama yan masih mengadopsi sistem SOHC ( Single OverHead Camshaft ) yakni yang mempunyai satu katup isap (intake) dan satu katup buang (exhaust).yakni besarnya daya yang terpasang adalah : N b = 78,25 hp

untuk pengaruh kenaikan persentase tekanan efektif rata – rata adalah sebagai berikut : a. Tekanan Efektif yang menggunakan Turbocarjer dan Interkuler Pe =

Pen − PeTin Pen

x100%


Pe =

7,03 − 11,7 x100% 7,03

Pe = 66,4 % b. Tekanan Efektif yang menggunakan Turbocarjer Tanpa Interkuler Pe =

Pen − PeT x100% Pen

Pe =

7,03 − 10,41 x100% 7,03

Pe = 48 % c. Tekanan Efektif Tanpa menggunakan Turbocarjer dan Interkuler Dalam hal ini tekanan efektif yang tidak menggunakan turbocarjer sangat dipengaruhi oleh kondisi udara luar. Sehingga kalau kondisi udara luar pada tekanan atmosfer maka motor tersebut hanya mampu menghisap udara pada tekanan atmosfer. Hal ini yang membedakan memakai atau tidaknya turbocarjer (alat pengisian lanjut) pada motor bakar. Pada kasus ini tekanan efektifnya yang sesuai untuk daya maksimum diperoleh tekanan efektif rata – rata pada mesin yang tidak menggunakan turbocarjer dan tanpa interkuler yaitu sebesar : Pe = 7,03 kg / cm 2 . tekanan efektif inilah yang sebagai perbandingan dengan

turbocarjer dan tanpa interkuler. 4.4.2 Pengaruh Penggunaan Turbocarjer dengan Interkuler Terhadap Torsi Motor Bakar Diesel Dengan cara dan metode yang sama maka tabel daya dan torsi dapat diperoleh dan dipaparkan dalam bentuk tabel sebagai berikut: Tabel 4.4: Torsi Motor Bakar Diesel dengan Turbocrjer dan Interkuler Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Putaran (rpm) 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2500 2700 2900 3100 3300

Tekanan efektif (kg/cm2) 10,012 10,8125 11,4375 11,875 12,3125 12,4657 11,703 10,575 9,678 8,125 6,75

Volume silinder (m3) 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886

Jumlah silinder 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4

Daya motor (hp) 57,95621 72,21928 86,57965 100,4669 115,1334 127,6675 130,2786 127,1393 124,9739 112,1556 99,18671

Momen puntir atau torsi (kg-m) 31,94549 34,49966 36,49386 37,8898 39,28574 39,77456 37,341 33,74185 31,34883 25,9246 21,5359

Tabel 4.5: Torsi Motor Bakar Diesel dengan Turbocarjer tanpa Interkuler. Tekanan Putaran efektif (rpm) (kg/cm2) 1300 8,9106 1500 9,62312 1700 10,17037 1900 10,5715 2100 10,9581 2300 11,094 2500 10,41 2700 9,411 2900 8,613 3100 7,2312 3300 6,0075


Jumlah silinder 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4

Daya motor (hp) 51,58056 64,27513 76,98772 89,43881 102,4685 113,6192 115,8848 113,145 111,2214 99,81777 88,27618

Momen puntir atau torsi (kg-m) 28,43122 30,70468 32,4508 33,73069 34,96423 35,39784 33,21539 30,02787 27,9003 23,07273 19,16825

Untuk tabel motor bakar diesel tanpa turbocarjer dan interkuler menggunakan tabel yang sama dengan mencari daya pada motor bakar diesel tanpa turbocarjer dan interkuler. Tabel 4.6: Torsi Motor Bakar Diesel Tanpa Turbocarjer dan Interkuler.

Putaran (rpm) 1700 1900

Tekanan efektif (kg/cm2) 6,02 6,897

Volume silinder (m3) 0,001001886 0,001001886

Jumlah silinder 4 4

Daya motor (hp) 45,57023 58,35118

Momen puntir atau torsi (kg-m) 19,20813 22,0064


2100 7,65 0,001001886 4 71,53466 2300 7,36 0,001001886 4 75,37745 2500 7,032 0,001001886 4 78,28069 2700 6,345 0,001001886 4 76,2836 2900 5,87 0,001001886 4 75,80047 Dari tabel torsi diatas dapat dilihat bahwa torsi maksimum yang

24,40901 23,4837 22,43714 20,24512 18,72953 dialami oleh

motor bakar tanpa tubocarjer dan interkuler yaitu terjadi pada putaran 2100 rpm dimana tekanan efektifnya juga maksimum pada putaran tersebut. Sedangkan untuk motor bakar dengan turbocarjer dan tanpa interkuler torsi maksimum terjadi

Momen Puntir /Torsi (kg-m)

pada putaran 2300 rpm, hal ini dapat di paparkan kedalam bentuk grafik berikut ini 45 40 35

Dengan Turbocarjer dan Interkuler Dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler Tanpa Turbocarjer dan Interkuler

30 25 20 15 10 5 0 1300 1600 1900 2200 2500 2800 3100 3400 Putaran (rpm)

Gambar 4.5 : Grafik Torsi Vs Putaran Dari gambar grafik diatas dapat dilihat bahwa torsi yang maksimum di tunjukkan oleh motor bakar dengan turbocarjer dan interkuler, hal ini disebabkan karena daya efektif pada motor bakar dengan turbocarjer dan interkuler memiliki daya yang maksimum dibandingkan dengan motor bakar dengan turbocarjer tanpa interkuler dan juga motor bakar tanpa turbocarjer dan tanpa interkuler. 4.4.3 Pengaruh Penggunaan Turbocarjer dengan Interkuler Terhadap Daya Indikator Motor Bakar Diesel Tabel 4.7 : Daya Indikator dengan Turbocarjer dan Interkuler Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

Tekanan Daya Daya Putaran Efektif Volume motor Indikator Jumlah (kg/cm2) silinder (m3) (hp) (hp) (rpm) silinder 1300 10,012 0,001001886 4 57,95621 69,54745 1500 10,8125 0,001001886 4 72,21928 86,66314 1700 11,4375 0,001001886 4 86,57965 103,8956 1900 11,875 0,001001886 4 100,4669 120,5603 2100 12,3125 0,001001886 4 115,1334 138,1601 2300 12,4657 0,001001886 4 127,6675 154,3906 2500 11,703 0,001001886 4 130,2786 156,3343 2700 10,575 0,001001886 4 127,1393 152,5672 2900 9,678 0,001001886 4 124,9739 149,9687 3100 8,125 0,001001886 4 112,1556 134,5867 3300 6,75 0,001001886 4 99,18671 119,0241 Tabel 4.8 : Daya Indikator dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler Tekanan Putaran Efektif (rpm) (kg/cm2) 1300 8,9106 1500 9,62312 1700 10,17037 1900 10,5715 2100 10,9581 2300 11,1806 2500 10,41 2700 9,411 2900 8,613 3100 7,2312 3300 6,0075


Daya Daya Jumlah motor Indikator silinder (hp) (hp) 4 51,58056 61,89668 4 64,27513 77,12986 4 76,98772 92,28425 4 89,43881 107,3266 4 102,4685 122,9622 4 114,5061 137,4 4 115,8848 139,0618 4 113,145 135,774 4 111,2214 133,4656 4 99,81777 119,7808 4 88,27618 105,9314

Tabel 4.9 : Daya Indikator Tanpa Turbocarjer dan Interkuler Tekanan Putaran Efektif (rpm) (kg/cm2) 1700 6,02 1900 6,897 2100 7,65 2300 7,36 2500 7,032 2700 6,345 2900 5,87

Volume silinder (m3) 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886 0,001001886

Daya Daya Jumlah motor Indikator silinder (hp) (hp) 4 45,57023 54,68427 4 58,35118 69,95034 4 71,53466 85,84159 4 75,37745 90,49391 4 78,28069 93,93683 4 76,2836 91,54032 4 75,80047 90,90891


180 160

Daya Indikator (hp)

140 Dengan Turbocarjer dan Interkuler Dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler Tanpa Turbocarjer dan Interkuler

120 100 80 60 40 20 0 1300 1600 1900 2200 2500 2800 3100 3400 Putaran (rpm)

Gambar 4.6 : Daya indikator Vs Putaran Untuk gambar grafik daya indikator, penggunaan turbocarjer dan interkuler masih mempunyai peranan penting dimana dalam hal ini ditunjukkan oleh garfik yang paling tinggi yaitu gambar grafik motor bakar yang menggunakan turbocrjer dan interkulerlah yang relatif lebih tinggi dibandingkan dengan motor bakar dengan turbocarjer tanpa interkuler dan juga motor bakar tanpa turbocarjer dan tanpa interkuler. Hal ini juga disebabkan karena efisiensi mekanis yang menggunakan turbocarjer dan interkuler relatif lebih baik dibandingkan dengan motor bakar tanpa interkuler dan motor bakar tanpa turbocarjer dan interkuler. 4.4.4

Pengaruh Penggunaan Turbocarjer dengan Interkuler Terhadap Konsumsi Bahan Bakar Motor Bakar Diesel

Tabel 4.10 : Konsumsi bahan bakar spesifik dengan Turbocarjer dan Interkuler

Putaran (rpm) 1300

Nilai kalor bawah (kJ/kg) 10006,69

Efisiensi thermal Daya brake motor (ηb) (hp) 0,45197 57,95621

Konsumsi bahan bakar /jam(kg/hr) 8,098731

Konsumsi bahan bakar spesifik (kg/hp-hr) 0,139739


1500 1700 1900 2100 2300 2500 2700 2900 3100 3300

10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69

0,4587 0,462 0,46785 0,4732 0,4675 0,4648 0,4635 0,45796 0,44987 0,44376

72,21928 86,57965 100,4669 115,1334 128,6589 130,2786 127,1393 124,9739 112,1556 99,18671

9,943769 11,83588 13,5626 15,36679 17,3814 17,70246 17,32434 17,23528 15,74565 14,11666

0,137689 0,136705 0,134996 0,133469 0,135097 0,135882 0,136263 0,137911 0,140391 0,142324

Tabel 4.11 : Konsumsi bahan bakar spesifik dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler

Putaran (rpm) 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2500 2700 2900 3100 3300

Nilai kalor bawah (kJ/kg) 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69

Efisiensi thermal brake (ηb) 0,45054 0,45164 0,45329 0,45897 0,46012 0,4532 0,4504 0,44769 0,44352 0,43905 0,43421

Daya motor (hp) 61,89668 77,12986 92,28425 107,3266 122,9622 137,4 139,0618 135,774 133,4656 119,7808 105,9314

Konsumsi bahan bakar /jam(kg/hr) 8,676821 10,78591 12,85814 14,76895 16,87824 19,148 19,50007 19,15428 19,00565 17,23058 15,40819

Konsumsi bahan bakar spesifik (kg/hp-hr) 0,140182 0,139841 0,139332 0,137608 0,137264 0,13936 0,140226 0,141075 0,142401 0,143851 0,145454

Tabel 4.12 : Konsumsi bahan bakar spesifik tanpa turbocarjer dan interkuler

Putaran (rpm) 1700 1900 2100 2300 2500 2700 2900

Nilai kalor bawah (kJ/kg) 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69 10006,69

Efisiensi thermal brake (ηb) 0,43958 0,4427 0,4479 0,45016 0,44936 0,44501 0,4401

Daya motor (hp) 54,68427 69,95034 85,84159 90,49391 93,93683 91,54032 90,90891

Konsumsi bahan bakar /jam(kg/hr) 7,856898 9,979458 12,1044 12,69636 13,20286 12,9918 13,04613

Konsumsi bahan bakar spesifik (kg/hp-hr) 0,143677 0,142665 0,141009 0,140301 0,14055 0,141924 0,143508


Dari tabel diatas dapat dipaparkan dalam bentuk grafik. Dan hal ini menunjukkan bahwa penggunaan turbocarjer pada konsumsi bahan bakar spesifik sangat baik karena persentasenya lebih rendah dibandingkan dengan turbocarjer tanpa

Konsumsi Bahabn Bakar Spesifik (kg/hp-hr)

interkuler dan juga tanpa turbocarjer dan interkuler itu sendiri 0,148 0,146 0,144

Dengan Turbocarjer dan Interkuler Dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler Tanpa Turbocarjer dan Interkuler

0,142 0,14 0,138 0,136 0,134 0,132 1300 1600 1900 2200 2500 2800 3100 3400 Putaran (rpm)

Gambar 4.7 : Konsumsi bahan bakar spesifik Vs Putaran Persentase penurunan konsumsi bahan bakar spesifik yang terendah: a. Motor bakar diesel dengan Turbocarjer dan Interkuler F=

Fn − FTin x100% Fn

F=

140,3 − 133 x100% 140,3

F = 5,20 % b. Motor Bakar Diesel dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler F=

Fn − FTin x100% Fn

F=

140,3 − 137,2 x100% 140,3


F = 2,21 %

c. Motor Bakar Diesel Tanpa Turbocarjer dan Interkuler Untuk motor bakar tanpa turbocarjar dan interkuler konsumsi bahan bakarnya tinggi dan ini sebagai perbandingan pada motor bakar diesel dengan turbocrjer dan tanpa interkuler.dalam hal ini konsumsi bahan bakar yang dihasilkan setelah melakukan analisa termodinamika pada motor bakag tanpa turbocarjer yaitu sebesar F = 140,3 g/hp-hr,harga ini sebagai perbandingan untuk semua perhitungan konsumsi bahan bakar. Konsumsi bahan bakar spesifik yang terendah yang dialami motor bakar diesel dengan turbocarjer dan tanpa interkuler terjadi pada putaran 2100 rpm, sedangkan untuk motor bakar diesel tanpa turbocarjer dan interkuler konsumsi bahan bakar terendah terjadi pada putaran 2300 rpm, hal inilah yang membedakan motor bakar diesel yang memakai turbocarjer dan tanpa

Konsumsi Bahan Bakar / Jam (kg/jam)

interkuler. 25 20 Dengan Turbocarjer dan Interkuler Dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler Tanpa Turbocarjer dan Interkuler

15 10 5 0 1300 1600 1900 2200 2500 2800 3100 3400 Putaran (rpm)

Gambar 4.8: Konsumsi bahan bakar /jam Vs Putaran


Konsumsi bahan bakar / jam untuk motor bakar diesel yang paling tinggi ditunjukkan oleh motor bakar diesel dengan turbocarjer tanpa interkuler berdasarkan grafik diatas.

4.4.5 Pengaruh Penggunaan Turbocarjer dengan Interkuler Terhadap Emisi Gas Buang a. Pengaruh Turbocarjer terhadap Emisi Gas Buang Dengan menggunakan mekanisme turbocarjer atau pengisian lanjut makafaktor kelebihan udara yang masuk kedalam ruang bakar lebih besar dibandingkan motor bakar tanpa pengisian lanjut. Oleh karena itu pada bab sebelumnya telah diketahui bahwa dengan menggunakan mekanisme pengisian lanjut udara teoritis dapat ditingkatkan hingga 200 % atau lebih. Sehingga persamaan reaksi pembakaran yang terjadi di dalam ruang bakar adalah sebagai berikut: panas C13 H 28 + a (O2 + 3,76 N 2 )  → bCO2 + cH 2 O + dN 2

dengan menggunakan prinsip kesetimbangan dari karbon, hidrogen, oksigen dan nitrogen, dapat ditentukan sebagai berikut : C

=

b

= 13

H

=

2c

= 28

O

=

2b+c

= 2a

N

=

d

= 3,76a

a

=

20

b

=

13

Maka diperoleh nilai:


c

=

14

d

=

75,2

sehingga persamaannya menjadi: panas → 13CO2 + 14 H 2 O + 75,2 N 2 C13 H 28 + 20 (O2 + 3,76 N 2 ) 

dengan menggunakan mekanisme turbocarjer maka kelebihan udara teoritis sebesar 200 %. Sehingga persamaannya menjadi : panas C13 H 28 + 40 (O2 + 3,76 N 2 )  → 13CO2 + 14 H 2 O + 20O2 + 150,4 N 2

Total mol hasil pembakaran (product) = 13 + 14 + 20 + 150,4 = 197,4 CO2 = 13 mol =

13 x 100% = 6,58 % 197,4

H 2 O = 14 mol =

14 x 100 % = 7,09 % 197,4

O2 = 20 mol =

20 x 100 % = 10,13 % 197,4

N 2 = 150,2 mol =

150,4 x 100% = 76,19 % 197,4

Untuk emisi gas buang yang dihasilkan didalam proses pembakaran bahan bakar C13 H 28 dengan menggunakan mekanisme turbocarjer yaitu dihasilkan unsur CO2 yang relatif lebih kecil sekitar 6,58 % untuk setiap 1 mol terbakarnya bahan bakar. b. Motor Bakar Diesel Tanpa Menggunakan Mekanisme Turbocarjer (Pengisian Lanjut )


Untuk motor bakar diesel tanpa menggunakan pengisian lanjut, udara yang masuk kedalam ruang bakar hanya melalui proses isap yang dilakukan oleh piston hal ini membuat udara yang disuplai relatif lebih sedikit. Sehingga, persamaan reaksi pembakaran yang terjadi sebagai berikut : panas C13 H 28 + a (O2 + 3,76 N 2 )  → bCO2 + cH 2 O + dN 2

dengan menggunakan prinsip kesetimbangan dari karbon, hidrogen, oksigen dan nitrogen, dapat ditentukan sebagai berikut : C

=

b

= 13

H

=

2c

= 28

O

=

2b+c

= 2a

N

=

d

= 3,76a

a

=

20

b

=

13

c

=

14

d

=

75,2

Maka diperoleh nilai:

sehingga persamaannya menjadi: panas → 13CO2 + 14 H 2 O + 75,2 N 2 C13 H 28 + 20 (O2 + 3,76 N 2 ) 

analisis molarnya sebagai berikut : Total mol hasil pembakaran (product) = 13 + 14 + + 75,4 = 102,2 CO2 = 13 mol =

13 x 100% = 12,72 % 102,2


H 2 O = 14 mol =

14 x 100 % = 13,69 % 102,2

N 2 = 75,2 mol =

75,2 x 100% = 73,58 % 102,2

Dari persentase diatas dapat dilihat bahwa motor bakar tanpa pengisian lanjut mempunyai gas buang karbon dioksida CO2 12,72 % dari setiap pembakaran 1 mol bahan bakar diesel. Hal ini menunjukkan bahwa dengan menggunakan pengisian lanjut emisi gas buang yaitu berupa CO2 dapat dikurangi sehingga polusi udara dari sektor transportasi dapat dikurangi dengan menggunakan mekanisme turbocarjer (pengisian lanjut).

BAB V KESIMPULAN

5.1 Kesimpulan


1. Motor Bakar Diesel dengan daya 130 PS penggerak kendaraan truk dengan .

4 – silinder mempunyai laju aliran gas buang sebesar m eg = 0,170 kg / det . .

Dan laju aliran udara yang melalui kompresor sebesar m k = 0,165 kg / det 2. Tekanan yang disuplai oleh kompresor adalah sebesar Psup = 1,94 x10 5 Pa 3. Daya dan Putaran turbocarjer yang dihasilkan dari laju aliran gas buang motor bakar diesel 4_silinder, yaitu sebagai berikut : •

Turbin

 .  Daya W T  = 19,79 hp   Putaran ( N T ) = 85000 rpm •

Kompresor

 .  Daya W T  = 19,79 hp   Putaran ( N T ) = 85000 rpm Pada Turbocarjer putaran dan daya Turbin dan Kompresor adalah sama, hal ini dikarenakan turbin dan kompresor pada turbocarjer seporos atau di kopel langsung.

4. Performansi Motor Bakar Diesel dengan Turbocarjer dan Interkuler: •

Daya meningkat sebesar 66,1 % dengan memakai turbocarjer dan interkuler pada putaran 2500 rpm dengan jumlah silinder dan ukuran / dimensi mesin yang sama.


•

Tekanan efektif rata – rata meningkat sebesar 66,4 % pada putaran 2300 rpm dengan dimensi mesin yang sama.

•

Torsi untuk motor bakar diesel ini juga meningkat sebesar 60,8% pada putaran 2100 rpm dengan dimensi mesin juga sama.

•

Konsumsi bahan bakar spesifik menurun sebesar 5,20 % pada putaran 2100 rpm untuk motor bakar dengan turbocarjer dan interkuler ini

•

Daya indikator pada motor bakar diesel ini meningkat sebesar 62,6%.

Dengan hasil ini boleh dikatakan bahwa penggunaan turbocarjer dan interkuler sangat efisien dan sangat berpengaruh terhadap performansi motor bakar diesel tersebut. 5. Performansi motor bakar diesel dengan Turbocarjer Tanpa Interkuler: •

Daya meningkat sebesar 47,38 % dengan memakai turbocarjer tanpa interkuler pada putaran 2500 rpm dengan jumlah silinder dan ukuran / dimensi mesin yang sama.

•

Tekanan efektif rata- rata meningkar sebesar 48 % pada putaran 2300 rpm hal ini sangat sesuai untuk motor bakar yang menggunakan

pengisian

lanjut

seperti

turbocarjer

ataupun

mekanikal supercarjer. •

Torsi pada motor bakar diesel ini pun ikut meningkat sebesar 43,4 % pada putaran 2100 rpm untuk motor bakar diesel dengan turbocarjer tanpa interkuler ini.


•

Konsumsi bahan bakar spesifik pada motor bakar diesel dengan turbocarjer tanpa interkuler ini menurun sebesar 2,21 %.

•

Daya indikator meningkat sebesar 45,4 % .

dari hasil diatas boleh dikatakan motor bakar dengan turbocarjer tanpa interkuler mempunyai pengaruh terhadap performansi motor bakar tersebut akan tetapi tidak sebaik prestasi atau pengaruh yang dihasilkan oleh motor bakar diesel yang menggunakan turbocarjer dan interkuler. 6. Untuk emisi gas buang kendaraan yang menggunakan Turbocarjer atau (pengisian lanjut) memiliki kandungan CO2 dari hasil pembakaran sesuai dengan analisis molar diperoleh sebesar 6,58 %. Sedangkan untuk kendaraan yang tidak menggunakan Turbocarjer atau pengisian lanjut memiliki kandungan CO2 dari hasil pembakaran sebesar 12,72 % dari setiap jumlah bahan bakar yang terbakar. Sehingga pengurangan polusi udara dari sektor transportasi dapat dikurangi dengan menggunakan perangkat tambahan yaitu dengan Turbocarjer (pengisian lanjut).

DAFTAR PUSTAKA


1. Arismunandar, W, dan Tsuda, K,”Motor Diesel Putaran Tinggi”,Cetakan Kesepuluh, Pradnya Paramita, Jakarta, 2004. 2. Arismunandar Wiranto, ”Penggerak Mula Motor Bakar Torak”, Cetakan Keempat, Penerbit ITB Bandung, Jakarta, 1988. 3. Petrovsky, N, “Marine Internal Combustion Engine”, Mir Publisher, Moscow, 1988. 4. Edward F. Obert, “Internal Combustion Engines”, third edition, Scranton, Pennsylvania, 1968. 5. Koestoer, Raldi Artono, ” Perpindahan Kalor untuk Mahasiswa Teknik”, Edisi Pertama, Salemba Teknika, Jakarta, 2002. 6. Holman, J. P ” Perpindahan Kalor ”, Edisi Kelima, Erlangga, Jakarta Pusat, 1984. 7. Taylor, Professor C, F, ”The Internal Combustion Engine In Theory and Practice”, Vol. II, M. I. T. PRESS, USA, 1985. 8. Rama Gorla S.R, dan Airjaz A.khan, ”Turbomachinary Design and Theory”, Marcel Dekker, New York, 2003. 9. Dixon, S.L, “Fluid Mechanics, Thermodynamics of Turbomachinery”, 4th edition, Jordan Hill, Oxford, 1998. 10. David

Burghradt,

M,”Engineering

Thermodynamics

With

Applications” 2nd edition, Harper and Row, New York, 1982. 11. Bernard Challen and Rodica Baranescu, “Diesel Engine Reference Book”, 2nd edition, Jordan Hill, Oxford, 1999. 12. http// www.google.com /Induction, Exhaust, and Turbocharger System Principles. Ardi Kusmawadi : Kajian Studi Pengaruh Penggunaan Turbocarjer Dengan Interkuler Terhadap Performansi Motor Bakar Diesel 130 Ps Penggerak Kendaraan Truk, 2008. USU Repository © 2009

13. http// www.google.com / Intercooler . 14. Garrett, T.K, K. Newton dan W.S teeds, ”The Motor Vehicle”, Mir Publisher, Moskow, 1988. 15. Hermann Hiereth, dan Peter Prenninger “Charging The Internal Combustion Engine”, Springer Wien, New York. 2003. 16. V.L. Maleev, M.E.,DR. A.M dan penerjemah Priambodo, Bambang, “Operasi Dan Pemeliharaan Mesin Diesel”, cetakan kedua, Erlangga, Jakarta, 1991. 17. http// www.google.com / Tesis Dynaware Product_Catalogue_2008_en, pdf 18. http// www.google.com / Turbocharger, pdf. 19. http// www.google.com / 86020%20intercooler%20360%20DS, Pdf .


LAMPIRAN








DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 2008

Recommend Documents