REKALKULASI DIMENSI HEAT EXCHANGER PADA PULVERIZED-COAL BOILER KAPASITAS 32 MWE BERDASARKAN ANALISIS TERMODINAMIKA DAN PERPINDAHAN PANAS

TUGAS AKHIR – TM141585

REKALKULASI DIMENSI HEAT EXCHANGER PADA PULVERIZED-COAL BOILER KAPASITAS 32 MWE BERDASARKAN ANALISIS TERMODINAMIKA DAN PERPINDAHAN PANAS ARIF MAULANA AKBAR NRP. 2113106038 Dosen Pembimbing Dr. Wawan Aries Widodo ST., MT.

JURUSAN TEKNIK MESIN Fakultas Teknologi Industri Institut Teknologi Sepuluh Nopember Surabaya 2016

FINAL PROJECT - TM141585

RECALCULATION HEAT EXCHANGER DIMENSIONS IN PULVERIZED-COAL BOILER 32 MWE CAPACITY BASED ON THERMODYNAMIC AND HEAT TRANSFER ANALYSIS ARIF MAULANA AKBAR NRP. 2113106038 Supervisor : Dr. Wawan Aries W. ST. MT

MECHANICAL ENGINEERING DEPARTMENT Industrial Technology Faculty Sepuluh Nopember Institute of Technology Surabaya 2016

REKALKULASI DIMENSI HEAT EXCHANGER PADA PULYERIZED-COAL BOILER KAPASITAS 32 MWe BERI}ASARKAhI ANALISIS TER]VTODINAMIKA DAN PERPINDAHAN PANAS TUGAS AKHIR Diajukan Untuk Memenuhi Salah Satu Syarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik pada

Bidang Sfudi Konversi Energi Program Studi S-l Jurusan Teknik Mesin Fakultas Telarologi Industri Institut Telarologi Sepuluh November

Oleh: ARIF MAULANA AKBAR NRP. 2t 13 106 038

2. Ary Bachtiar KP, ST, 3,

Dr. Barnbang Sudanhffiq

4. ' j' "o**"*.ii.il.1**.. '..

SW JAI{UARr,2016

,,..(Penguj i 2)

REKALKULASI DIMENSI HEAT EXCHANGER PADA PULVERIZED-COAL BOILER KAPASITAS 32 MWe BERDASARKAN ANALISIS TERMODINAMIKA DAN PERPINDAHAN PANAS Nama Mahasiswa NRP Jurusan Dosen Pembimbing

: : : :

Arif Maulana Akbar 2113 106 038 Teknik Mesin FTI – ITS Dr.Wawan Aries W.ST.MT

ABSTRAK Berdasarkan data statistik ketenagalistrikan 2014, pada tahun 2013 pembangkit listrik tenaga uap (PLTU) batubara menyumbang 45 % kebutuhan listrik nasional, sehingga perhatian kepada PLTU batubara dianggap penting. Salah satu komponen penting dari PLTU adalah boiler. Boiler berfungsi untuk menghasilkan uap untuk menggerakkan turbin yang dikopel dengan generator sehingga dapat menghasilkan listrik. Boiler pada umumnya memliki beberapa komponen utama yaitu dapur pembakaran bahan bakar (furnace) dan water wall tube, superheater, economizer, dan air preheater seperti yang dimiliki oleh boiler PT Petrokimia Gresik. Mengamati konstruksi dari boiler PT Petrokimia Gresik yang memiliki tinggi 28 m dengan panjang dan lebar masing-masing sebesar 7 m untuk menghasilkan energi listrik sebesar 32 MWe, menjadi perhatian awal dalam penelitian ini. Tujuan dari penelitian ini adalah untuk mempelajari proses kalkulasi dan analisis untuk mengetahui kebutuhan luas area perpindahan panas dari tiap komponen heat exchanger serta dimensi dari ruang bakar sehingga bisa diketahui kebutuhan dari dimensi boiler secara keseluruhan. Metode yang digunakan dalam penelitian ini yaitu analisis berdasarkan termodinamika dan perpindahan panas mengacu pada kondisi existing pada boiler PT Petrokimia Gresik. Tahap awal dari metode ini adalah menentukan panas diserap

i

ii oleh tiap komponen boiler. Setelah itu dilakukan perhitungan losses berdasarkan ASME PTC 4-1, dimana outputnya berupa air fuel ratio dan losses boiler. Selanjutnya menghitung temperatur fluida melewati masing-masing heat exchanger. Setelah dilakukan perhitungan temperatur fluida pada sisi external dan internal tube, bisa dilakukan perhitungan heat transfer coefficient untuk mendapatkan luas area perpindahan panas dari tiap-tiap heat exchanger antara lain, superheater, economizer, air preheater, dan waterwall tube. Hasil yang diperoleh dari proses rekalkulasi ini antara lain persentase besar panas yang diserap oleh tiap heat exchanger mulai dari platen superheater sebesar 5,36 %, superheater class 2 sebesar 8,9 %, superheater class 1 sebesar 10,7 %, high pressure economizer sebesar 8,53 %, top air preheater sebesar 6,67 %, low pressure economizer sebesar 2,35 %, middle air preheater sebesar 2,76 %, bottom air preheater sebesar 2,94 %, waterwall tube sebesar 51,78 %. Dari hasil perhitungan, panjang dan lebar furnace didapat sebesar 6,9 m dan tinggi furnace sebesar 28,9 m. Perhitungan luas area perpindahan panas dari masing-masing heat exchanger yaitu Platen Superheater sebesar 251,84 m2, Superheater Class 2 sebesar 609,66 m2, Superheater Class 1 sebesar 873,17 m2, High Pressure Economizer sebesar 831,27 m2. Top Air Preheater sebesar 1646,85 m2, Low Pressure Economizer sebesar 1082,93 m2, Middle Air Preheater sebesar 710,78 m2, Bottom Air Preheater sebesar 689,8 m2, Waterwall Tube sebesar 1633,09 m2. Berdasarkan hasil perbandingan dengan kondisi existing luas area tube boiler PT petrokimia, nilai ketidaksesuaian terhadap existing terbesar yaitu pada perhitungan komponen top air preheater sebesar 68,81 % dimana hasil perhitungan pada komponen tersebut lebih kecil daripada kondisi existing. Nilai ketidaksesuaian paling kecil yaitu pada perhitungan superheater class 2 yaitu sebesar 4,26 %. Kata Kunci : pulverized-coal boiler, rekalkulasi boiler, heat exchanger, dimensi furnace

RECALCULATION HEAT EXCHANGER DIMENSIONS IN PULVERIZED-COAL BOILER 32 MWe CAPACITY BASED ON THERMODYNAMIC AND HEAT TRANSFER ANALYSIS Student Name NRP Major Supervisior

: Arif Maulana Akbar : 2113 106 038 : Mechanical Engineering FTI - ITS : Dr.Wawan Aries W.ST.MT ABSTRACT

Based on statistical data of electricity in 2014, in 2013 coal-fired power plant accounted for 45% of national demand, thus attention to the coal-fired power plant is considered important. One important component of the plant is a boiler. Boiler is used to generate steam to drive a turbine coupled with a generator that can produce electricity. Boiler generally possess some of the main components like furnace and the water wall tubes, superheater, economizer and air preheater as owned by the boiler PT. Petrokimia Gresik (PKG). Observing the construction of the boiler PT PKG which has a 28 m high with length and width of each of 7 m to generate 32 MW electricity (MWe), as a concern in this research. The purpose of this research is to study the process of calculation and analysis to determine the area of heat transfer needed of each component of the heat exchanger and furnace dimensions so they can know the needs of the overall dimensions of the boiler. The method used in this research is the analysis based on thermodynamics and heat transfer refers to the existing condition of the boiler PT PKG. The initial step of this method is to determine the heat absorbed by each component of the boiler. Then calculation of losses based on ASME PTC 4-1, where the output is air fuel ratio and boiler losses. Next calculate the temperature of the fluid passing through each heat exchanger.

iii

iv After calculating the fluid temperature in the external and internal side of the tube, can be calculated overall heat transfer coefficient to obtain the heat transfer area of each heat exchanger, among others superheater, economizer, air preheater, and waterwall tube. The results of this recalculation process, among others a percentage of the heat absorbed by each heat exchanger from platen superheater amounted to 5.36%, superheater class 2 is 8.9%, superheater class 1 of 10.7%, high pressure economizer for 8.53%, top air preheater at 6.67%, a low pressure economizer of 2.35%, middle air preheater by 2.76%, bottom water preheater at 2.94%, and waterwall tube amounted to 51.78%. From the calculation, the length and width of furnace is 6.9 m and furnace height is 28.9 m. Calculation of heat transfer area of each heat exchanger which amounted to 251.84 m2 platen superheater, superheater Class 2 amounted to 609.66 m2, superheater Class 1 of 873.17 m2, high pressure economizer of 831.27 m2, top air preheater of 1646.85 m2, low pressure economizer of 1082.93 m2, middle air preheater of 710.78 m2, bottom air preheater of 689.8 m2, and waterwall tube 1633,09 m2. Based on the results of the comparison with the existing condition of the area of the boiler tube PT PKG, the most discrepancy with existing is 68.81% in calculation of the top air preheater, where the results of the calculation of this component is smaller than the existing condition. The smallest discrepancy is 4.26% in calculation of the superheater class 2. Key word : pulverized-coal boiler, boiler recalculation, heat exchanger, furnace dimensions

KATA PENGANTAR Segala puji dan syukur penulis panjatkan kepada Allah SWT, Tuhan semesta alam yang selalu memberi kasih sayang tiada tara pada penulis hingga mampu menyelesaikan Tugas Akhir ini. Penulis menyadari bahwa dalam penyelesaian tugas akhir ini tidak lepas dari bantuan dan dorongan dari berbagai pihak. Untuk itu, pada kesempatan ini penulis menyampaikan ucapan terima kasih dan penghargaan setinggi-tingginya kepada : 1. Kedua orang tua penulis, bapak Achmad Budiman dan ibu Sumiyartini yang senantiasa memberi dukungan baik secara materi maupun moril sehingga penulis dapat menyelesaikan perkuliahan di ITS dan tugas akhir ini. 2. Dr. Wawan Aries Widodo, ST, MT., selaku dosen pembimbing yang telah dengan sangat sabar membimbing penulis dan memberikan waktunya hingga terselesaikannya Tugas Akhir ini. 3. Ary Bachtiar KP, ST, MT, PhD., Bambang Arip, ST, M.Eng, PhD., dan Dr. Bambang Sudarmanta, ST, MT selaku dosen penguji yang memberi banyak arahan dan masukan serta kritikan yang sangat membangun. 4. Prof. Dr. Ir. Triyogi Yuwono, DEA., selaku dosen wali yang senantiasa memberi arahan selama pengambilan mata kuliah. 5. Ir Bambang Pramujati MSc, PhD., selaku Ketua Jurusan Teknik Mesin FTI – ITS. 6. Bapak Fuguh, ST., dan PT. Petrokimia yang telah membantu penulis dalam pengambilan data 7. Keluarga Jakarta Team yaitu Muh. Irvan Yusup, Antonius Danny, Ade Iskandar, Akbar Adrieq, Saifudin Nur, Muchamad Faiz, dan Kamal Fontana yang senantiasa berbagi suka duka selama hidup di Surabaya. 8. Eza Anansa selaku teman diskusi, Syukron Masruri selaku partner bimbingan, Cheridolang, Sinta Khalida, Galih Setyo dan Mirza Hamdhani, selaku teman-teman terbaik

v

9. Teman-teman LJ genap '13 atas bantuannya selama 2 tahun masa studi kepada penulis. 10. Sri Sumarsi yang senantiasa memberi dukungan secara moril dan mendoakan penulis 11. Serta semua pihak yang tidak dapat penulis sebutkan satu per satu yang telah memberikan do’a, bantuan, dan dukungannya bagi penulis hingga tugas akhir ini dapat terselesaikan dengan baik dan tepat waktu. Kekurangan atau kesalahan tentu masih ada, namun bukan suatu yang disengaja, hal tersebut semata-mata disebabkan karena kekhilafan dan keterbatasan pengetahuan yang dimiliki. Oleh karena itu, kritik dan saran yang membangun sangat diharapkan demi kesempurnaan Tugas Akhir ini. Akhir kata, semoga Tugas Akhir ini bermanfaat bagi pembaca dan mahasiswa, khususnya mahasiswa S1 Teknik Mesin FTI-ITS. Wassalam.

Surabaya, Januari 2016 Penulis

vi

DAFTAR ISI HALAMAN JUDUL LEMBAR PENGESAHAN ABSTRAK i ABSTRACT iii KATA PENGANTAR v DAFTAR ISI vii DAFTAR GAMBAR xi DAFTAR TABEL xiii BAB I PENDAHULUAN 1 1.1 Latar Belakang Masalah 1 1.2 Perumusan Masalah 2 1.3 Tujuan Penelitian 2 1.4 Batasan Masalah 2 1.5 Manfaat Hasil Penelitian 3 BAB II DASAR TEORI 4 2.1 Dasar Teori 5 2.1.1 Furnace 5 2.1.2 Water wall tube 5 2.1.3 Superheater 5 2.1.4 Air Pre-Heater 6 2.1.5 Economizer 6 2.2 Teori Pembakaran Tangentially-Fired Pada Pulverized Coal Boiler 6 2.3 Perhitungan Efisiensi Boiler ASME PTC 4.1 7 2.3.1 Direct Method 7 2.3.2 Indirect Method 8 2.4 Persamaan Energi 12 2.4.1 Energi yang harus dihasilkan boiler 12 2.4.2 Kesetimbangan Energi Boiler 13 2.4.3 Persamaan Termodinamika 15 2.5 Perpindahan Panas 15 2.5.1 Konveksi 15 2.5.2 Radiasi 16

vii

2.5.3 Tahanan Termal Pada Dinding Silinder 18 2.5.4 Koefisien Overall Heat Transfer 19 2.5.5 External Flow 20 2.5.6 Internal Flow 21 2.5.7 Metode LMTD untuk analisa perpindahan panas 22 2.5.8 Perhitungan Heat Transfer Coefficient Water Wall Tube 24 2.6 Grafik Pendukung 27 2.6.1 Grafik Pengaruh Heat Release Rate Terhadap Temperature Gas Keluar Furnace 27 2.6.2 Grafik Pengaruh Heat Flux terhadap Tinggi furnace 28 2.7 Rekomendasi Desain 30 BAB III METODE PENELITIAN 35 3.1 Flowchart Rekalkulasi 39 3.2 Data Bahan Bakar dan Parameter Desain 40 3.2.1 Data dan Parameter Untuk Perhitungan Efisiensi Indirect Method 40 3.2.2 Data Temperatur Flue Gas Masuk dan Keluar Heat Exchanger 41 3.3 Proses Rekalkulasi 42 3.3.1 Perhitungan Laju massa bahan bakar (ṁf) 42 3.3.2 Perhitungan Laju massa udara (ṁair) 43 3.3.3 Perhitungan Laju massa flue gas (ṁflue gas) 43 3.3.4 Perhitungan Panas Diserap Superheater, Economizer dan Air Preheater 43 3.3.5 Hitung Temperatur Uap, Air, dan Udara yang melewati Heat Exchanger 45 3.3.6 Hitung Geometri Furnace 46 3.3.7 Hitung Area Perpindahan Panas Platen Superheater 46 3.3.8 Hitung Area Perpindahan Panas Superheater Class 2 47 3.3.9 Hitung Area Perpindahan Panas Superheater Class 1 47

viii

3.3.10 Hitung Area Perpindahan Panas High Pressure Economizer 48 3.3.11 Hitung Area Perpindahan Panas Top Air Heater 48 3.3.12 Hitung Area Perpindahan Panas Low Pressure Economizer 49 3.3.13 Hitung Area Perpindahan Panas Middle Air Heater 49 3.3.14 Hitung Area Perpindahan Panas Low Air Heater 50 3.3.15 Hitung Area Water Wall Tube 50 3.3.16 Hitung Luas Area Perpindahan Panas Kondisi Existing 51 BAB IV ANALISA DAN PEMBAHASAN 53 4.1 Data Perhitungan 53 4.1.1 Data Heat Balance Untuk Estimasi Efisiensi Siklus 53 4.1.2 Data awal untuk Perhitungan Indirect Method 55 4.1.3 Data Distribusi Temperatur Flue Gas 56 4.2 Perhitungan dan Analisis 57 4.2.1 Perhitungan efisiensi dengan Direct Method 58 4.2.2 Perhitungan heat loss dengan Indirect Method 58 4.2.3 Analisis Termodinamika 63 4.2.4 Menghitung Temperatur Air dan Udara Pada Heat Exchanger 70 4.2.5 Perhitungan Dimensi Furnace 77 4.2.6 Perhitungan Luas Area Perpindahan Panas 80 4.3 Pembahasan Hasil Perhitungan 104 4.3.1 Efisiensi Boiler 104 4.3.2 Panas Diserap Komponen Heat Exchanger 105 4.3.3 Profil Temperatur Flue Gas, Uap, Air, Udara Tiap Komponen Boiler 106 4.3.4 Luas Area Perpindahan Panas 107 BAB V KESIMPULAN 111 5.1 Kesimpulan 111 5.2 Saran 112 DAFTAR PUSTAKA 113

ix

(halaman ini sengaja dikosongkan)

x

DAFTAR GAMBAR Gambar 1.1. Boiler PT Petrokimia Gresik Andi, (2012) 1 Gambar 2.1 Tangentially-Fired 7 8 Gambar 2.2 Heat loss yang terjadi pada boiler Gambar 2.3. Siklus PLTU sederhana (Moran&Shapiro, 2006) 12 Gambar 2.4. Desain Existing komponen alat penukar kalor pada Boiler PT Petrokimia Gresik 14 Gambar 2.5. Basic radiation heat transfer coefficient 17 Gambar 2.6. Tahanan termal pada silinder 18 Gambar 2.7. Skema tube bank pada cross flow (a) aligned (b) staggered (Incropera, 2011) 20 Gambar 2.8. LMTD correction factor untuk aliran crossflow dimana kedua fluida tidak bercampur 24 Gambar 2.9. Grafik boiling untuk air pada 1 atm: Surface Heat flux adalah fungsi dari excess temperature 25 Gambar 2.10. Pengaruh Heat release rate terhadap temperatur gas keluar furnace 28 Gambar 2.11. Pengaruh Heat flux terhadap tinggi furnace 29 Gambar 2.12. Skema dari oil, gas, atau pulverized coal fired furnace [4] 30 Gambar 2.13. Pengaruh kualitas batu bara terhadap geometri furnace [4] 32 Gambar 2.14. Rekomendasi heat absorbed pada tiap komponen boiler [7] 33 Gambar 2.15. Rekomendasi heat absorbed pulverized coal boiler [9] 34 Gambar 3.1. Flowchart Rekalkulasi 39 Gambar 3.2. Skema aliran flue gas melewati area Heat Exchanger 42 Gambar 3.3. Desain Boiler Existing PT Petrokimia 44 Gambar 4.1. Desain boiler 150 ton/jam steam 57 Gambar 4.2. Heat Balance pada boiler 68 Gambar 4.3. Skema aliran steam 71 Gambar 4.4. Skema aliran air melewati heat exchanger 73

xi

Gambar 4.5. Skema aliran udara melewati heat exchanger Gambar 4.6. LMTD untuk proses boiling [6] Gambar 4.7. Grafik persentase panas yang diserap oleh tiap komponen boiler berdasarkan klasifikasi tipe heat exchanger Gambar 4.8. Profil temperatur fluida yang melewati heat exchanger

xii

75 99 105 107

DAFTAR TABEL Tabel 2.1. Nilai Gs,f untuk kombinasi surface-fluid 27 Tabel 2.2. Batas bawah untuk nilai Hfu 31 Tabel 2.3. Nilai minimum kedalaman furnace (b) 31 Tabel 3.1. Data untuk perhitungan 40 53 Tabel 4.1 Data Heat Balance PT Petrokimia Gresik Tabel 4.2. Data Desain boiler PT Petrokimia Gresik 55 Tabel 4.3. Distribusi temperatur flue gas 56 Tabel 4.4. Data flue gas melewati Platen Superheater 63 Tabel 4.5. Data flue gas melewati Superheater Class 2 64 Tabel 4.6. Data flue gas melewati Superheater Class 1 65 Tabel 4.7. Data flue gas melewati high pressureeconomizer 65 66 Tabel 4.8. Data flue gas melewati top air preheater Tabel 4.9. Data flue gas melewati low pressure economizer 66 Tabel 4.10. Data flue gas melewati middle air preheater 67 67 Tabel 4.11. Data flue gas melewati bottom air preheater Tabel 4.12. Besar panas yang diserap masing-masing heat exchanger 70 Tabel 4.13. Data Perhitungan Temperatur Steam 71 Tabel 4.14. Data Perhitungan Temperatur Air 74 Tabel 4.15. Data Perhitungan Temperatur Udara 76 Tabel 4.16. Analisis temperatur fluida pada sisi dalam tube heat exchanger 77 Tabel 4.17. Data perhitungan dimensi furnace 78 Tabel 4.18. Data perhitungan Platen Superheater 80 Tabel 4.19. Data Superheater Class 2 84 Tabel 4.20. Data hasil perhitungan Superheater Class 2 86 Tabel 4.21. Data Superheater Class 1 88 Tabel 4.22. Data hasil perhitungan Superheater Class 1 88 Tabel 4.23. Data High Pressure Economizer 89 Tabel 4.24. Data hasil perhitungan High Pressure Economizer 90 Tabel 4.25. Data Top Air Heater 91 Tabel 4.26. Data hasil perhitungan Top Air Heater 92 Tabel 4.27. Data Low Pressure Economizer 93

xiii

Tabel 4.28. Data hasil perhitungan Low Pressure Economizer 93 Tabel 4.29. Data Middle Air Heater 95 Tabel 4.30. Data hasil perhitungan Middle Air Heater 95 Tabel 4.31. Data Bottom Air Heater 97 Tabel 4.32. Data hasil perhitungan Bottom Air Heater 97 Tabel 4.33. Data perhitungan Waterwall tube 98 Tabel 4.34. Perbandingan hasil perhitungan efisiensi boiler Direct dan Indirect Method 104 Tabel 4.35. Luas area tube pada kondisi existing boiler PT Petrokimia Gresik 108 Tabel 4.36. Perbandingan luas area tube hasil perhitungan dan kondisi existing pada heat exchanger boiler PT Petrokimia Gresik 108

xiv

BAB I PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang Masalah Berdasarkan data statistik ketenagalistrikan 2014, pada tahun 2013 pembangkit listrik tenaga uap (PLTU) batubara menyumbang 45 % kebutuhan listrik nasional, sehingga perhatian kepada PLTU batubara dianggap penting. Untuk menghasilkan energi listrik, PLTU terdiri dari beberapa peralatan yang saling berkaitan, salah satu komponen utamanya yaitu boiler. Boiler merupakan sebuah peralatan yang digunakan untuk menghasilkan uap, dengan proses memanaskan air dan mengubah air tersebut menjadi uap jenuh, uap jenuh digunakan untuk menggerakkan turbin yang dikopel dengan generator, sehingga menghasilkan tenaga listrik. Boiler pada umumnya memliki beberapa komponen utama yaitu dapur pembakaran bahan bakar (furnace) dan water wall tube, superheater, economizer, dan air preheater seperti yang dimiliki oleh boiler PT Petrokimia Gresik. PT Petrokimia Gresik merupakan suatu perusahaan produsen pupuk nasional yang terletak di Gresik, Jawa Timur yang memiliki PLTU dengan boiler tipe tangentially fired pulverizedcoal seperti pada gambar 1.1. Boiler milik PT Petrokimia Gresik memiliki tinggi 28 m dengan panjang dan lebar masing-masing sebesar 7 m untuk menghasilkan energi listrik sebesar 32 MW.

Gambar 1.1. Boiler PT Petrokimia Gresik Andi, (2012)

1

2 Pulverized coal boiler merupakan salah satu tipe boiler yang menghasilkan energi termal dengan membakar bubuk batubara yang ditiupkan ke ruang bakar (furnace). Ide dasar dari sistem dengan bakan bakar bubuk ini adalah untuk menggunakan keseluruhan volume dari ruang bakar untuk membakar partikel solid dari batu bara. Dalam proses awal engineering untuk mengetahui kebutuhan dimensi dari suatu boiler, diperlukan proses kalkulasi dan analisis. Beberapa text book yang memberikan referensi untuk kalkulasi dan analisis geometri suatu boiler antara lain Boilers and Burners - Design and Theory, kemudian Boilers for Power and Process, dan Steam: Its Generation and Use. 1.2 Perumusan Masalah Dimensi dari boiler secara keseluruhan dipengaruhi oleh kebutuhan dimensi ruang bakar dan jajaran heat exchanger yang terdapat di dalamnya. Proses kalkulasi dan analisis untuk mengetahui luas area perpindahan panas dari tiap komponen heat exchanger serta dimensi dari ruang bakar penting untuk dipelajari sehingga bisa diketahui kebutuhan dari dimensi boiler secara keseluruhan.. 1.3 Tujuan Penelitian Berdasarkan rumusan masalah di atas, maka tujuan penelitian ini adalah: Mempelajari alur kalkulasi luasan area perpindahan panas dan perhitungan dimensi furnace boiler PT. Petrokimia Gresik untuk mendapatkan dimensi furnace, serta luasan. 1. Membandingkan hasil kalkulasi dengan kondisi existing desain Proyek Konversi Energi Boiler Batu bara (KEBB) PT. Petrokimia Gresik 1.4 Batasan Masalah Beberapa batasan yang digunakan dalam penelitian ini adalah:.

3 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8.

Pendekatan empiris berdasarkan kondisi existing boiler PLTU PT. Petrokimia Gresik Formulasi yang dihasilkan hanya untuk perancangan luas area furnace, water-wall tube dan superheater, economizer dan air preheater Laju masa air masuk = laju masa uap Kalkulasi tidak melibatkan desain burner Analisis hanya dengan termodinamika dan perpindahan panas, tanpa melibatkan perhitungan stress analysis Tidak melibatkan perhitungan isolasi pada dinding furnace Bahan bakar boiler yaitu batu bara Tube heat exchanger diasumsikan smooth sehingga kekasaran material tube tidak diperhitungkan untuk perhitungan Reynolds number

1.3 Manfaat Penelitian Manfaat dari penelitian yang dilakukan adalah 1. Menghasilkan langkah-langkah perhitungan untuk mempermudah alur kalkulasi perhitungan kebutuhan luas perpindahan panas komponen-komponen boiler 2. Sebagai referensi bagi mahasiswa atau engineer untuk melakukan pendekatan teoritis dalam desain permulaan suatu boiler

4

(halaman ini sengaja dikosongkan)

BAB II TINJAUAN PUSTAKA 2.1.

Dasar Teori Boiler adalah suatu bejana tertutup yang mampu mengubah air menjadi steam dengan bantuan panas dari proses pembakaran batubara. Boiler secara efisien dapat mengubah air menjadi steam yang sangat panas dalam volume yang besar. Steam tersebut akan digunakan untuk menggerakkan turbin yang dikopel dengan generator. Generator adalah alat untuk membangkitkan listrik. Di dalam boiler terdapat beberapa komponen utama yaitu: 2.1.1 Furnace Furnace atau ruang bakar merupakan suatu ruangan tempat terjadinya pembakaran serbuk batu bara. Pada ruangan inilah sumber panas boiler dihasilkan. Pada ruangan ini juga terjadi proses evaporasi yaitu berubahnya air menjadi uap. Pembakaran di dalam furnace ini nantinya akan menghasilkan gas yang sangat panas yang biasa disebut sebagai flue gas yang dialirkan ke jajaran heat exchanger untuk meningkatkan temperatur fluida yang mengalir. 2.1.2 Water wall tube Bagian ini biasa disebut sebagai evaporator. Water-wall tube merupakan pipa-pipa yang menempel pada dinding furnace yang berfungsi sebagai pipa penguap air. Pada water-wall tube, air berubah fasa dari air menjadi uap. 2.1.3 Superheater Superheater merupakan jajaran pipa boiler yang terletak di daerah aliran gas panas hasil pembakaran. Panas dari gas ini dipindahkan ke saturated steam yang ada dalam tube superheater, sehingga berubah menjadi superheated steam.

5

6 Superheater ini ada dua bagian, yaitu Primary Superheater dan Secondary Superheater. Primary Superheater merupakan pemanas pertama yang dilewati oleh Saturated Steam setelah keluar dari Steam drum, setelah itu baru melewati Platen Superheater kemudian menuju Secondary Superheater dan menjadi Superheated Steam. Superheated Steam akan dialirkan untuk memutar Turbin, tekanan dan temperaturnya akan turun. 2.1.4 Air Pre-Heater Air pre-heater adalah bagian yang berfungsi untuk memanasi udara pembakaran sebelum dikirim ke furnace. Pemanas udara pembakaran tersebut diambil dari gas buang hasil pembakaran dari furnace yang dialirkan melalui air pre-heater. 2.1.5 Economizer Economizer merupakan jajaran tube yang berfungsi untuk meningkatkan temperatur air (pemanasan awal) sebelum masuk ke boiler untuk selanjutnya dialirkan ke steam drum, komponen ini berada dalam boiler yang terdiri dari rangkaian tube yang menerima air dari inlet. Sumber panas yang diperlukan oleh alat tersebut berasal dari gas buang dalam boiler. Air mengalir dalam pipa–pipa, sementara diluar mengalir gas panas yang berasal dari hasil pembakaran boiler. Selanjutnya steam panas tersebut dimanfaatkan untuk memanaskan air sehingga temperaturnya meningkat. 2.2

Teori Dasar Pembakaran Pulverized Coal merupakan serbuk batubara dengan dimensi partikel mencapai ukuran mikron yang menjadi bahan bakar dari boiler. Adapun tipe pembakaran yang digunakan oleh boiler PT. Petrokimia Gresik yaitu tipe Tangentially-Fired. Tangentially-Fired adalah suatu bentuk proses pembakaran dalam boiler dengan pemasukan bahan bakar dan udara yang membentuk poligon dengan empat, enam, delapan atau lebih

7 sudut yang akan membentuk lingkaran bola api, seperti ditunjukkan pada gambar 2.1 [2]. Lingkaran bola api di tengah furnace tersebut akan membuat suatu aliran vortek motion yang akan bergerak ke atas. Bentuk ini banyak dipakai dalam power plant karena memiliki beberapa keuntungan antara lain : 1. Poses percampuran bahan bakar dengan udara yang lebih merata sehingga distribusi temperatur akan lebih merata. 2. Heat flux yang merata di dinding furnance, sehingga akan mengurangi kegagalan akibat thermal stress. 3. Vortex motion dari tengah furnance dapat mengurangi erosi dan overheating. 4. NOx yang dihasilkan tangentially-fire furnace lebih kecil dari pada dengan firing type. 5. Aliran udara dan bahan bakar dapat bergerak ke atas dan ke bawah, sehingga panasnya dapat diserap dengan baik oleh dinding furnace dan dapat mengontrol superheater temperature.

a)

b)

c)

Gambar 2.1 Tangentially-Fired a) Square Corners, b) Regular Duedecahedren, c) Regular Octahedren

2.3 Perhitungan Efisiensi Boiler ASME PTC 4.1 2.3.1 Direct Method Analisis Direct Method didasarkan pada steam yang dihasilkan berbanding terhadap energi input. 𝐻𝑒𝑎𝑡 𝑂𝑢𝑡𝑝𝑢𝑡 𝐵𝑜𝑖𝑙𝑒𝑟 𝐸𝑓𝑓𝑖𝑐𝑖𝑒𝑛𝑐𝑦 (%) = 𝑥100 (2.1) 𝐻𝑒𝑎𝑡 𝐼𝑛𝑝𝑢𝑡

8 𝐵𝑜𝑖𝑙𝑒𝑟 𝐸𝑓𝑓𝑖𝑐𝑖𝑒𝑛𝑐𝑦 (%) ṁ𝑠 (𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 𝑒𝑛𝑡𝑎𝑙𝑝ℎ𝑖 − 𝑓𝑒𝑒𝑑𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟 𝑒𝑛𝑡𝑎𝑙𝑝ℎ𝑖) = 𝑥100 ṁ𝑓𝑢𝑒𝑙 𝑥𝐺𝐶𝑉

2.3.2

(2.2)

Indirect Method

Indirect Method adalah suatu metode untuk menghitung effisiensi boiler dengan cara mengestimasi semua losses sewaktu proses yang terjadi. Metode ini dapat mengatasi kekurangan dari perhitungan efisiensi secara direct method, dengan menghitung berbagai macam heat loss yang terjadi seperti pada gambar 2.2.

Gambar 2.2 Heat loss yang terjadi pada boiler Efisiensi boiler dengan indirect method: (L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7+L8) Dimana, L1 : Loss due to dry flue gas L2 : Loss due to hydrogen in fuel (H2) L3 : Loss due to moisture in fuel

100

-

9 L4 : Loss due to moisture in air L5 : Loss due to carbon monoxide L6 : Loss due to surface radiation, convection and other unaccounted L7 : Unburnt losses in fly ash ( carbon) L8 : Unburnt losses in bottom ash (carbon) Untuk melakukan perhitungan secara indirect method harus melakukan perhitungan terlebih dahulu dengan stoichiometric air fuel ratio dan excess air. 1. Kondisi teori udara yang dibutuhkan untuk pembakaran ( kg/kg of coal) 𝑇ℎ𝑒𝑜𝑟𝑖𝑡𝑖𝑐𝑎𝑙 𝑎𝑖𝑟 (𝑡) (11.6𝑥𝐶) + {34.8𝑥(𝐻2 − 𝑂2 ⁄8)} + (4.35𝑥𝑆)] = 100

(2.3)

2. Kondisi teori CO2 𝑇ℎ𝑒𝑜𝑟𝑖𝑡𝑖𝑐𝑎𝑙 𝑎𝑖𝑟 (𝑡) 𝑥 77 𝑊𝑡 𝑜𝑓 𝑁2 𝑖𝑛 𝑡ℎ𝑒𝑜𝑟𝑖𝑡𝑖𝑐𝑎𝑙 𝑎𝑖𝑟 = 100 𝑁2 𝑊𝑡 𝑜𝑓 𝑁2 𝑖𝑛 𝑓𝑢𝑒𝑙 = 100 𝑊𝑡 𝑜𝑓 𝑁2 𝑖𝑛 𝑡ℎ𝑒𝑜𝑟𝑖𝑡𝑖𝑐𝑎𝑙 𝑎𝑖𝑟 𝑀𝑜𝑙𝑠 𝑜𝑓 𝑁2 = 𝑀𝑜𝑙 𝑊𝑡 𝑜𝑓 𝑁2 𝑊𝑡 𝑜𝑓 𝑁2 𝑖𝑛 𝑓𝑢𝑒𝑙 + 𝑀𝑜𝑙 𝑊𝑡 𝑜𝑓 𝑁2

(2.4) (2.5)

(2.6)

Dimana, Mol Wt of N2 = 28

𝑀𝑜𝑙𝑠 𝑜𝑓 𝐶 =

𝐶 100 𝑥 𝑀𝑜𝑙 𝑤𝑡 𝑜𝑓 𝐶

(2.7)

Dimana, Mol Wt of C = 12 (𝐶𝑂2 )𝑡 =

𝑀𝑜𝑙𝑠 𝑜𝑓 𝐶 𝑀𝑜𝑙𝑠 𝑜𝑓 𝑁2 + 𝑀𝑜𝑙𝑠 𝑜𝑓 𝐶

3. Excess air supplied (dari analisis flue gas) Dari pengukuran O2

(2.8)

10 𝑂2 % 𝑥100 21 − 𝑂2% Dari pengukuran CO2 7900𝑥[(𝐶𝑂2 %)𝑡 − (𝐶𝑂2 %)𝑎 𝐸𝑥𝑐𝑒𝑠𝑠 𝑎𝑖𝑟 = (𝐶𝑂2 %)𝑎 𝑥[100 − (𝐶𝑂2 %)𝑡 ] 𝐸𝑥𝑐𝑒𝑠𝑠 𝑎𝑖𝑟 =

(2.9)

(2.10)

4. Actual mass of air supplied (AAS) 𝐴𝐴𝑆 = {1 + 𝐸𝐴⁄100} 𝑥 𝑡ℎ𝑒𝑜𝑟𝑖𝑡𝑖𝑐𝑎𝑙 𝑎𝑖𝑟

ṁair = AAS x ṁfuel Dimana : ṁair = laju massa udara (kg/s)

(2.11)

(2.12)

5. Actual mass of dry flue gas (kg / kg of coal) =(

𝑁2 77 𝐶 44 𝑥 )+( ) + (𝐴𝐴𝑆 𝑥 ) 100 100 12 100 + ((𝐴𝐴𝑆 − 𝑇ℎ𝑒𝑜𝑟𝑖𝑡𝑖𝑐𝑎𝑙 𝑎𝑖𝑟 (𝑡))𝑥 23/100) (2.13)

ṁfg = Actual mass of dry flue gas x ṁfuel Dimana, ṁfg = laju massa flue gas (kg/s)

(2.14)

Dibawah ini adalah rumus yang digunakan untuk menghitung berbagai macam losses yang terjadi. 1. Heat loss due to dry flue gas (%) 𝐿1 ∶

𝑚 𝑥 𝐶𝑝 𝑥 (𝑇𝑓 − 𝑇𝑎 ) 𝑥100 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙

Dimana : m (kg/kg coal) Cp Tf Ta GCV 2.

(2.15)

= massa dari dry flue gas per massa bahan bakar = Specific heat of flue gas (kCal/kgC) = Temperatur flue gas (C) = Temperatur ambient (C) = Nilai kalor batu bara (kCal/kg)

Heat loss due to evaporation of water formed due to H2 in fuel (%)

11 𝐿2 ∶

9 𝑥 𝐻2 𝑥 { 584 + 𝐶𝑝𝑠 (𝑇𝑓 − 𝑇𝑎 )} 𝑥 100 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙

(2.16)

Dimana : H2 = kg of hydrogen present in fuel on 1 kg basis Cps = Specific Heat of superheated steam (kCal/kg) 584 = Latent heat corresponding to partial pressure of water vapour 3.

Heat loss due to moisture present in fuel (%)

𝑀 𝑥 { 584 + 𝐶𝑝𝑠 (𝑇𝑓 − 𝑇𝑎 )} 𝐿3 ∶ 𝑥 100 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙

Dimana : M

4.

(2.17)

= kg moisture in fuel on 1 kg basis

Heat loss due to moisture present in air (%) 𝐿4 ∶

𝐴𝐴𝑆 𝑥 ℎ𝑢𝑚𝑖𝑑𝑖𝑡𝑦 𝑓𝑎𝑐𝑡𝑜𝑟 𝑥 𝐶𝑝𝑎 𝑥 (𝑇𝑓 − 𝑇𝑎 ) 𝑥 100 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙

(2.18)

Dimana : Cpa = Specific Heat of air (kCal/kg) 5.

Heat loss due to incomplete combustion (%) 𝐿5 ∶

6.

5744 %𝐶𝑂 𝑥 𝐶 𝑥 𝑥 100 %𝐶𝑂 + %𝐶𝑂2 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙

(2.19)

Heat loss due to radiation and convection (%) Heat loss radiation (Rd) Untuk menghitung heat loss radiation dilakukan dengan

mengetahui daya yang dihasilkan dari generator maka dapat dihitung besar heat loss radiasi

Heat loss radiation (Rd)

𝑅𝑑 = 0,548 𝑥 [(𝑇𝑠 /55,55)4 (𝑇𝑎 /55,55)4 ]

(2.20)

12 Heat loss convection (Cv) 𝐶𝑣 = 1,957 𝑥 (𝑇𝑠 − 𝑇𝑎 )1,25 𝑥 √[(196,85𝑉𝑚 + 68,9)/68,9] (2.21)

Heat loss due to radiation and convection (%) 𝐿6 = 𝑅𝑑 + 𝐶𝑣 Dimana : Ts

= Temperatur surface (C)

7. Heat loss due to unburnt in fly ash (%) 𝐿7 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑎𝑠ℎ 𝑐𝑜𝑙𝑙𝑒𝑐𝑡𝑒𝑑 ⁄𝑘𝑔 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙 𝑥 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑙𝑦 𝑎𝑠ℎ 𝑥 100 = 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙

(2.22)

8. Heat loss due to unburnt in bottom ash (%) 𝐿8 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑎𝑠ℎ 𝑐𝑜𝑙𝑙𝑒𝑐𝑡𝑒𝑑 𝑝𝑒𝑟 𝑘𝑔 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙 𝑥 𝐺𝐶𝑉 𝑏𝑜𝑡𝑡𝑜𝑚 𝑎𝑠ℎ 𝑥100 = (2.23) 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙

2.4 Persamaan Energi 2.4.1 Energi yang harus dihasilkan boiler

Gambar 2.3. Siklus PLTU sederhana [8]

13 Pada gambar 2.3 merupakan siklus Rankine sederhana dimana terdapat komponen boiler. Berdasarkan siklus di atas, maka dibuat persamaan sebagai berikut MWth (useful) = Q boiler (100%) =

MWe ηcycle

MWth ηb

Q boiler (100%) = ṁ𝑓𝑢𝑒𝑙 𝑥 𝐺𝐶𝑉𝑐𝑜𝑎𝑙

(2.24) (2.25) (2.26)

Dimana : MWe = daya output yang dihasilkan generator (MW) MWth = energi useful boiler (MW) Qboiler = 100 % energi input boiler (MW) 𝜂cycle = efisiensi siklus pembangkit 𝜂b = efisiensi boiler ṁfuel = laju massa bahan bakar (kg/s) GCVcoal = nilai kalor batu bara (kJ/kg) 2.4.2 Kesetimbangan Energi Boiler Kesetimbangan energi pada boiler dibangun berdasarkan analisis dari existing boiler pada PT Petrokimia Gresik pada gambar 2.4 Qboiler = qwater wall tube + (qplatensuperheater + qSH2 + qSH1 + qHP economizer + qtop air heater + qLP economizer + qmiddle air heater + qbottom air pre-heater) + losses (2.27) atau Qboiler = (ṁsteam x hfg) + (ṁflue gas x Cp x (T1-T9)) + losses (2.28) Dimana : qwater wall tube qsuperheater qeconomizer ṁflue gas

= panas latent terjadi pada water wall tube (MW) = Energi yang terjadi pada superheater (MW) = Energi yang terjadi pada economizer (MW) = laju massa flue gas (kg/s)

14 Cp 4-1

= Heat specific flue gas (kJ/kg C) – ASME PTC

Gambar 2.4. Desain Existing komponen alat penukar kalor pada Boiler PT Petrokimia Gresik Dimana: FEGT = Furnace Exit Gas Temperature (C) T1 sampai T9 = Temperatur flue gas (C) Losses = Kehilangan energi pada boiler (MW)

15 2.4.3

Persamaan Termodinamika Persamaan termodinamika yang dapat kita gunakan untuk perhitungan energi pada superheater dan economizer adalah sebagai berikut (2.29) Q = ṁs Cp (T2 – T1) atau Q = ṁs x (h2 - h1) Dimana : ṁs = laju massa air atau uap (kg/s) Cp = kalor spesifik pada tekanan konstan (kJ/kg K) = Entalphi air atau uap yang keluar (kJ/kg) h2 h1 = Entalphi air atau uap yang masuk (kJ/kg) 2.5

Perpindahan Panas

Perpindahan panas akan terjadi jika ada perbedaan temperatur. Perpindahan panas dapat terjadi dengan tiga cara yaitu konduksi, konveksi, dan radiasi. Pada komponen boiler, perpindahan panas yang akan dianalisis yaitu perpindahan panas yang terjadi secara konveksi, yaitu yang terjadi pada jajaran heat exchanger, dan radiasi yaitu yang terjadi pada water wall tube.

2.5.1 Konveksi Konveksi merupakan perpindahan panas yang terjadi dengan disertai perpindahan partikel zat atau fluidanya. Konveksi yang terjadi pada bagian superheater dan economizer yaitu perpindahan panas antara fluida panas yaitu flue gas dan fluida yang lebih rendah temperaturnya yaitu air pada economizer dan steam pada superheater. Panas yang dipindahkan secara konveksi dapat dihitung dengan persamaan,

q = h x A x (T2 – T1) Dimana : h = koefisien konveksi (W/m2 K) T2 = Temperatur fluida yang lebih tinggi (K) T1 = Temperatur fluida yang lebih rendah (K) A = Luas perpindahan panas (m2)

(2.30)

16 2.5.2 Radiasi Radiasi merupakan perpindahan panas yang terjadi tanpa adanya perantara, atau yang biasa kita sebut sebagai ruang hampa, perpindahan panas yang terjadi yaitu karena pancaran sumber panasnya. Panas yang dipindahkan secara radiasi dapat dihitung dengan persamaan, q = σ x A x ε x (T24 – T14) (2.31)

Dimana : σ = konstanta boltzman = 5,67 x 10-8 ε = nilai emisivitas benda, 0 < ε < 1, semakin gelap suatu benda maka nilainya mendekati 1 maka semakin tinggi dalam penyarapan panas T2 = Temperatur fluida yang lebih tinggi (K) T1 = Temperatur fluida yang lebih rendah (K) A = Luas perpindahan panas (m2)

Untuk mendapat nilai radiation heat transfer coefficient, dapat mengacu pada gambar 2.5 berikut, dimana nilai hrad fungsi dari LMTD dan temperatur surface [3]

17

Gambar 2.5. Basic radiation heat transfer coefficient [3]

18 2.5.3

Tahanan Termal Pada Dinding Silinder

q 1

ln( 𝑟2/𝑟1)

1

ℎ𝑖 𝐴1

2π L k

h𝑜 .A

Gambar 2.6. Tahanan termal pada silinder Berdasarkan tahanan termal secara seri pada gambar 2.6, maka tahanan termal total dapat dirumuskan sebagai berikut 1 ln(𝑟2/𝑟1) 1 𝑅𝑡𝑜𝑡 = + + (2.32) ℎ𝑖 𝐴1 2𝜋 𝐿 𝑘 ℎ𝑜 𝐴2 Dimana : hi = koefisien konveksi bagian dalam pipa (W/m2 K) ho = koefisien konveksi bagian luar pipa (W/m2 K) r2 = jari-jari luar (m) r1 = jari-jari dalam (m) k = koefisien termal konduksi (W/m) A1 = Luas penampang dalam pipa (m2) A2 = Luas penampang dalam pipa (m2) L = Panjang pipa (m)

19 Jika dinding dianggap tipis, maka tahanan termal konduksi dapat diabaikan sehingga tahanan termal total sebagai berikut 𝑅𝑡𝑜𝑡 =

1 1 + ℎ𝑖 𝐴1 ℎ𝑜 𝐴2

(2.33)

Karena dinding tipis maka A1 = A2 2.5.4 Koefisien Overall Heat Transfer Berdasarkan tahanan termal yang tersusun secara parallel, maka persamaan perpindahan panas adalah sebagai berikut q = U . A . ∆T (2.34) Dimana : U = koefisien overall heat transfer (W/m2 K) A = luas area perpindahan panas (m2) ∆T = beda temperatur (K) Persamaan perpindahan panas hubungan antara koefisien overall heat transfer dan tahanan termal adalah sebagai berikut 1 𝑈. 𝐴 = 𝑅𝑡𝑜𝑡 𝑈=

1 𝑅𝑡𝑜𝑡 . 𝐴

Karena tahanan termal secara konveksi pada posisi dalam dan luar tube, maka persamaannya menjadi 1 𝑈= (2.35) 1 1 ( + ) .𝐴 ℎ𝑖 𝐴 ℎ𝑜 𝐴 Persamaan di atas dapat disederhanakan menjadi 1 𝑈= 1 1 + ℎ𝑖 ℎ𝑜

(2.36)

20 2.5.5 External Flow Pada gambar 2.7 berikut adalah skema tube bank pada cross flow yang tersusun secara staggered dan aligned, dimana pada komponen heat exchanger boiler yaitu superheater, economizer, dan air heater semua menggunakan tipe staggered

(a) (b) Gambar 2.7. Skema tube bank pada cross flow (a) aligned (b) staggered [6] Beberapa persamaan yang dapat digunakan untuk analisa pada external flow dengan skema staggered antara lain sebagai berikut 1. Temperatur film, adalah temperatur rata-rata gas (K) 𝑇𝑠 + 𝑇∞ 𝑇𝑓 = 2 Dimana : Ts = Temperatur surface pipa (K) T∞ = Temperatur infinity (K) 2. Kecepatan gas (m/s) 𝑉𝑔 =

ṁ𝑔 𝜌 .𝐴

Dimana : ṁg = laju massa gas (kg/s) ρ = density gas (kg/m3) A = luas area yang dilalui gas (m2)

(2.37)

(2.38)

21 3. Kecepatan maksimal gas (m/s) 𝑆𝑇 .𝑉 (2.39) 𝑉𝑔 𝑚𝑎𝑥 = 2(𝑆𝑇 − 𝐷) 𝑔 Dimana : ST = jarak transversal antar tube (gambar 2.4 a) (m) D = diameter tube (m) 4. Bilangan Reynolds 𝑅𝑒 =

𝑉𝑔 𝑚𝑎𝑥 . 𝐷 𝜗

(2.40)

Dimana, 𝜗 = viskositas kinematik gas (m2/s) D = diameter tube (m) 5. Bilangan Nusselt Perhitungan Nusselt metode Churcil pada External Flow [6] 0,62 𝑅𝑒𝐷 1/2 𝑃𝑟 1/3 𝑅𝑒𝐷 5/8 [1 + ( ) ] 𝑁𝑢 = 0,3 + 2/3 1/4 282000 [1 + (0,4/𝑃𝑟) ]

Syarat

4/5

(2.41)

Pr ≤ 0,2 Semua bulangan ReD

6. Koefisien konveksi (W/m2K) 𝑁𝑢𝐷 . 𝑘𝑓 ℎ𝑜 = 𝐷 Dimana : = konduktivitas termal fluida (W/mK) kf

(2.42)

2.5.6 Internal Flow Internal flow adalah aliran di dalam tube, dimana fluida yang mengalir pada jajaran heat exchanger pada boiler adalah air di economizer, dan uap di superheater. Beberapa persamaan yang dapat digunakan untuk analisa pada internal flow dengan skema antara lain sebagai berikut

22 1. Temperatur mean, adalah temperatur rata-rata fluida yang mengalir dalam tube (K) 𝑇𝑖 + 𝑇𝑜 𝑇𝑚 = (2.43) 2 Dimana : Ti = Temperatur air atau steam masuk heat exchanger (K) To = Temperatur air atau steam keluar heat exchanger (K) 2. Bilangan Reynolds 𝑅𝑒 =

4 . ṁ𝑠 𝜋. 𝐷. 𝜇

(2.44)

Dimana : ṁs = laju massa air atau steam (kg/s) μ = viskositas dinamis air atau steam (kg/m s) 3. Bilangan Nusselt metode Gnielinski (𝑓/8)(𝑅𝑒𝐷 − 1000)𝑃𝑟 𝑁𝑢 = 1 + 12.7(𝑓/8)1/2 (𝑃𝑟 2/3 − 1) Syarat 0,5 ≤ Pr ≤ 2000 3000 ≤ ReD ≤ 5x106 L/D ≥ 10 Untuk nilai f, f = (0,790 ln ReD – 1,64)-2 Dimana : Pr = bilangan Prandtl air atau steam dalam tube f = faktor gesek 4.

Koefisien konveksi ℎ𝑖 =

𝑁𝑢 . 𝑘𝑓 𝐷

Dimana : kf = koefisien termal air atau steam (W/m K)

(2.45)

(2.46)

(2.47)

23 2.5.7 Metode LMTD untuk analisa perpindahan panas LMTD (Log Mean Temperature Different) adalah salah satu metode yang digunakan untuk menganalisis perpindahan panas dengan menghitung beda temperature rata-rata yang terjadi antara fluida panas dan dingin pada heat exchanger tersebut, sehingga besarnya perpindahan panas dapat dihitung dengan persamaan Q = U . A . LMTD atau Q = U . A . LMTD . Nt (2.48) Dimana : U = koefisien overall heat transfer (W/m2 K) A = Luas area perpindahan panas (m2) LMTD = Beda temperatur rata-rata antara kedua fluida (K) Nt = Jumlah tube pada heat exchanger Aliran yang terjadi pada jajaran heat exchanger adalah tipe crossflow, yaitu dimana arah aliran externalnya mengalir tegak lurus terhadap arah aliran dalam tube. Pada gambar 2.6 berikut dapat dilihat perubahan temperatur yang terjadi. Berdasarkan tipe aliran yaitu crossflow, maka persamaan untuk perhitungan LMTD pada bagian superheater, economizer, dan air preheater adalah sebagai berikut (𝑇ℎ𝑖 − 𝑇𝑐𝑜 ) − (𝑇ℎ𝑜 − 𝑇𝑐𝑖 ) 𝐿𝑀𝑇𝐷 (𝐾) = (2.49) 𝑇ℎ𝑖 − 𝑇𝑐𝑜 ln ( ) 𝑇ℎ𝑜 − 𝑇𝑐𝑖 Dimana Thi = Temperatur masuk fluida panas (K) Tho = Temperatur keluar fluida panas (K) Tci = Temperatur masuk fluida dingin (K) Tco = Temperatur keluar fluida dingin (K) Berdasarkan tipe aliran crossflow dimana kedua fluida unmixed atau tidak bercampur, maka ada faktor koreksi untuk LMTD dimana pada gambar 2.8 berikut dapat dilihat nilai faktor

24 koreksi F, pengaruh dari temperature efficiency P dan heat capacity rate ratio R [9]. Sehingga perhitungan untuk nilai perpindahan panas menjadi 𝑄 = 𝑈 . 𝐴 . 𝐹 . 𝐿𝑀𝑇𝐷

Gambar 2.8. LMTD correction factor untuk aliran crossflow dimana kedua fluida tidak bercampur 2.5.8 Perhitungan Heat Transfer Coefficient Water Wall Tube 2.5.8.1 Bagian External Pada bagian external waterwall tube, terjadi perpindahan panas secara radiasi. Dimana nilai dari hrad dapat dilihat pada gambar 2.3. 2.5.8.2 Bagian Internal (2 fasa) Untuk menghitung Heat Transfer Coefficient Pada bagian internal waterwall tube, terjadi perpindahan panas secara konveksi dimana juga terjadi perubahan fasa fluida dari liquid menjadi vapor. Pada gambar 2.9 berikut merupakan kurva surface heat flux pengaruh dari excess temperature. [6]

25

Gambar 2.9. Grafik boiling untuk air pada 1 atm: Surface Heat flux adalah fungsi dari excess temperature Nilai untuk maximum surface heat flux, q”max, 1/4 𝜎 𝑔 (𝜌𝑙 − 𝜌𝑣 ) " 𝑞𝑚𝑎𝑥 = 𝐶 ℎ𝑓𝑔 𝜌𝑣 [ ] 𝜌𝑣2 Dimana nilai C = 0,131(the Zuber constant)

(2.50)

26 Persamaan untuk koefisien konveksi saturated flow pada circular tube merujuk pada buku incropera adalah sebagai berikut

atau

ℎ 𝜌𝑙 0,1 = 0,6683 ( ) 𝑋 0,16 (1 − 𝑋)0,64 𝑓(𝐹𝑟) ℎ𝑠𝑝 𝜌𝑣 0,7 𝑞𝑠 " + 1058 ( ) (1 − 𝑋)0,8 𝐺𝑠,𝑓 ṁ"ℎ𝑓𝑔

ℎ 𝜌𝑙 0,45 0,72 = 1,136 ( ) 𝑋 (1 − 𝑋)0,08 𝑓(𝐹𝑟) ℎ𝑠𝑝 𝜌𝑣 0,7 𝑞𝑠 " + 667,2 ( ) (1 − 𝑋)0,8 𝐺𝑠,𝑓 ṁ"ℎ𝑓𝑔

(2.51𝑎)

(2.51𝑏)

0 < X ≤ 0,8 Dimana, X = kualitas vapor pada sisi output ṁ” = ṁ/Ac, dimana Ac adalah cross sectional area Fr = (ṁ”/ρl)2/g D hsp = koefisien konveksi pada single fasa, persamaan Nusselt 2.41 sampai 2.45 Untuk Fr ≤ 0,04, f(Fr) = 2,63 Fr0,3 Nilai untuk Froude number adalah sebagai berikut (ṁ" / 𝜌𝑙 )2 𝐹𝑟 = 𝑔𝐷 Nilai koefisien Gs,f tergantung dari kombinasi surface-fluid pada tabel 2.1

27 Tabel 2.1. Nilai Gs,f untuk kombinasi surface-fluid [6] Fluid in Commercial Copper Tubing

Gsf

Kerosene Refrigerant R-13a Refrigerant R-152a Water

0.488 1.63 1.10 1.00

For stainless steel tubing, use Gsf = 1 2.6 Grafik Pendukung 2.6.1 Grafik Pengaruh Heat Release Rate Terhadap Temperature Gas Keluar Furnace Pada gambar 2.10 berikut, menggambarkan pengaruh heat release rate terhadap Furnace Exit Gas Temperature (FEGT) [3]. Dengan mendapatkan nilai heat rate, maka kita bisa mendapatkan Area dari furnace dimana, 𝑄𝑏 ℎ𝑒𝑎𝑡 𝑟𝑎𝑡𝑒 = (2.52) 𝐴 Dimana : = Panas atau Energi input boiler (MW) Qb Af = Luas area furnace (m2)

28

Gambar 2.10. Pengaruh Heat release rate terhadap Furnace Exit Gas Temperature (FEGT) 2.6.2 Grafik Pengaruh Heat Flux Terhadap Tinggi Furnace Pada gambar 2.11 berikut, menggambarkan pengaruh heat flux terhadap tinggi furnace [3].

29

Gambar 2.11. Pengaruh Heat flux terhadap tinggi furnace

30 Dengan mendapatkan tinggi furnace, kita bisa merencanakan perhitungan panjang dan lebar dengan asumsi bahwa heat flux = heat rate, maka. 𝐴𝑓 = 2 (𝑝 + 𝑙)ℎ (2.53) Dimana : A = Luas area furnace (m2) h = tinggi furnace dari grafik – tinggi ash hopper (m) dimana tinggi bottom ash hopper sekitar 5 m p = panjang bagian dalam furnace (m) l = lebar bagian dalam furnace (m) 2.7

Rekomendasi Desain Basu, dkk (2000) pada bukunya yang berjudul Boilers and Burners - Design and Theory, memberi beberapa rekomendasi terkait desain furnace untuk boiler seperti pada gambar 2.12 berikut

Gambar 2.12. Skema dari oil, gas, atau pulverized coal fired furnace [4] Proporsional dari pulverized coal boiler seperti pada gambar 2.12 di atas mengikuti referensi sebagai berikut α = 30 sampai 50˚

31 β > 30˚ γ = 50 sampai 55˚ E = 0.8 sampai 1 m = (0,25 sampai 0,33)b d Batas bawah untuk nilai Hfu menurut Lin, (1991) ditunjukkan pada tabel 2.2 Tabel 2.2. Batas bawah untuk nilai Hfu Boiler capacity (t/h) Jenis Batu bara 65 - 75 130 220 420 670 Anthracite 8 11 13 17 18 Bituminous 7 9 12 14 17 Lignite Oil 5 8 Rekomendasi nilai minimum untuk b dapat dilihat pada tabel 2.3 berikut Tabel 2.3. Nilai minimum kedalaman furnace (b) Boiler Capacity (t/h) Jenis Bahan bakar 130 220 420 670 >670 Coal Oil

6.0 5.0

7.0 5.0

7.5 6.0

8.0 7.5

≥(5-6)dra

Dimana, dra adalah maksimum nozzle diameter of burner Nilai dari heat release rate dihitung dengan persamaan ṁ𝑓𝑢𝑒𝑙 𝑥 𝐺𝐶𝑉 𝑞" = (2.54) 𝐴𝑓 Prabir Basu, dkk memberi rekomendasi geometri pengaruh dari kualitas batu bara mengacu pada buku Singer (1991) Fossil Power Systems, Combustion Engineering, Inc., Windsor, USA, P. 7-3, Figure 1 adalah seperti pada gambar 2.13 berikut

32

Gambar 2.13. Pengaruh kualitas batu bara terhadap geometri furnace [4] Kumar (2009) pada bukunya yang berjudul Boilers for Power and Process memberi beberapa rekomendasi terkait desain furnace dan persentase heat absorbed pada gambar 2.14 oleh tiap komponen boiler. Berikut adalah rekomendasi desain furnace yang dapat digunakan 1. Tinggi furnace dari center of burner ke middle area keluaran furnace harus cukup untuk waktu tinggal gas buang (residence time), yaitu 1 – 2 s 2. Jarak platen superheater 600 sampai 1000 mm dari area keluaran furnace 3. Jarak penangkap bottom ash sekitar 3 – 6 m dari burner yang paling bawah

33

Gambar 2.14. Rekomendasi heat absorbed pada tiap komponen boiler [7] Kakac (1971) memberikan rekomendasi heat absorbed oleh tiap komponen heat exchanger pada pulverized coal boiler pada gambar 2.15. Rekalkulasi boiler mengacu pada tipe industrial dengan pressure 10.3 MPa

34

Gambar 2.15. Rekomendasi heat absorbed pulverized coal boiler [9]

BAB III METODE PENELITIAN 3.1

Flowchart Rekalkulasi Proses rekalkulasi meliputi analisis pembakaran, termodinamika, dan perpindahan panas untuk menghitung kebutuhan area perpindahan panas dari tiap heat exchanger. Adapun tahapannya dapat dilihat pada gambar 3.1 berikut. Mulai

- Data bahan bakar Proximate: Ultimate: Moisture Kandungan Ash C, O, H, S, N GCV fuel - Heat balance - Temperatur flue gas masuk dan keluar heat exchanger - Dimensi Furnace - Diameter, panjang, jumlah tube Superheater, Economizer, Air Heater

Parameter Awal: Laju massa steam (kg/s) Steam Pressure (Mpa) Steam Temperature (C) Feedwater Temperature (C) Ambient Temperature (C) Temperatur akhir flue gas (C) Temperatur surface boiler (C)

A

35

36 A

Tentukan Daya output Generator atau MW e (MW)

Tentukan efisiensi siklus PLTU cycle sehingga Daya output boiler atau MWth = MWe / cycle

Tentukan efisiensi boiler b sehingga Qb = MWth / b

Hitung laju massa bahan bakar ṁfuel = Qb / GCV Perhitungan efisiensi boiler dengan direct Method Hitung laju massa udara pembakaran dan flue gas ṁair ṁflue gas

B

37 B

Perhitungan efisiensi boiler dengan Indirect Method

Hitung panas yang diserap oleh masing-masing heat exchanger Superheater, Economizer, Air Preheater, dan waterwall tube ṁfluegas. Cp. (Tin – Tout) = ṁsteam. h

Hitung temperatur air yang melewati economizer, udara yang melewati air preheater, dan uap yang melewati superheater dengan asumsi

Asas Black ṁfluegas. Cp. (Tin – Tout) = ṁsteam. h

Hitung dimensi Furnace Tinggi, panjang, lebar

Hitung Luas Area Perpindahan panas Platen Superheater

C

38 C

Hitung Luas Area Perpindahan panas Superheater Class 2

Hitung Luas Area Perpindahan panas Superheater Class 1

Hitung Luas Area Perpindahan panas High Pressure Economizer

Hitung Luas Area Perpindahan panas Top Air Preheater

Hitung Luas Area Perpindahan panas Low Pressure Economizer

D

39 D

Hitung Luas Area Perpindahan panas Middle Air Preheater

Hitung Luas Area Perpindahan panas Bottom Air Preheater

Hitung Luas Area Perpindahan panas waterwall tube

Hitung Luas Area Perpindahan panas masing-masing heat exchanger kondisi existing

Hasil kalkulasi dibandingkan dengan dimensi existing

Selesai

Gambar 3.1. Flowchart Rekalkulasi

40

3.2

Data Bahan Bakar dan Parameter Desain Tahap awal dari proses perancangan adalah mengumpulkan data dan parameter berdasarkan heat balance 3.2.1 Data dan Parameter Untuk Perhitungan Efisiensi Indirect Method Pada tabel 3.1 berikut merupakan data desain untuk perhitungan heat loss dengan Indirect Method Tabel 3.1. Data untuk perhitungan 1. Fuel firing rate

kg/hr

2.

Steam generation rate

kg/hr

3.

Steam pressure

Mpa

4.

Steam temperature

°C

5.

Feed water temperature

°C

6.

%CO2 in flue gas

%

7.

%CO in flue gas

%

8.

%O2 in flue gas

%

9.

Average flue gas temperature

°C

10.

Ambient temperature

°C

11.

Humidity in ambient air

kg / kg dry air

12.

Surface temperature of boiler

°C

13.

Wind velocity around the boiler

m/s

14.

Total surface area of boiler

m2

15.

GCV of Bottom ash

kCal/kg

16.

Ratio of bottom ash to fly ash

kCal/kg

41 Fuel Analysis in (%) 1.

Ash content in fuel

2.

Moisture in coal

3.

Carbon content

4.

Hydrogen content

5.

Nitrogen content

6.

Oxygen content

7.

GCV of Coal

kCal/kg

3.2.2 Data Temperatur Flue Gas Masuk dan Keluar Heat Exchanger Pada Gambar 3.2 berikut adalah data temperatur yang dibutuhkan untuk melakukan analisis panas yang diserap oleh tiap heat exchanger pada desain existing

42

Gambar 3.2. Skema aliran flue gas melewati area Heat Exchanger 3.3 3.3.1 1. 2. 3.

Proses Rekalkulasi Perhitungan Laju massa bahan bakar (ṁf) Tentukan daya output generator nilai MWe (MW) Asumsi efisiensi pembangkit (𝜂cycle) MW Daya output boiler, 𝑀𝑊𝑡ℎ = η e cycle

43 4. 5.

Asumsi efisiensi boiler (𝜂b) MW Qboiler = η th

6.

Hitung laju massa bahan bakar, ṁ𝐟 =

b

𝐐𝐛 𝐆𝐂𝐕

3.3.2 Perhitungan Laju massa udara (ṁair) 1. Hitung kebutuhan udara kondisi teori (2.3) 2. Hitung % CO2 kondisi teori a) Wt N2 (2.4) b) Wt N2 fuel (2.5) c) Hitung mols N2 (2.6) d) Hitung mols C (2.7) e) Dapat nilai % CO2 kondisi teori (2.8) 3. Hitung supply excess air, EA (2.9) 4. Hitung kebutuhan udara kondisi aktual, AAS (2.11) 5. Dapat nilai kebutuhan laju massa udara, ṁair (2.12) 3.3.3 Perhitungan Laju massa flue gas (ṁflue gas) Hitung nilai laju massa flue gas dengan persamaan (2.13) dan (2.14) 3.3.4 Perhitungan Panas Diserap Superheater, Economizer dan Air Preheater Pada gambar 3.3 berikut merupakan desain existing boiler PT Petrokimia, kemudian dilakukan analisis termodinamika untuk mendapatkan nilai panas yang diserap oleh Superheater, Economizer, dan Air Preeater

44

Gambar 3.3. Desain Boiler Existing PT Petrokimia Dimana, T9 diketahui = Temperatur akhir flue gas (C) T’7 diketahui = Tempratur steam menuju steam turbine (C) T’1 sampai T’4 = Temperatur air (C)

45 T’4 sampai T’7 = Temperatur steam (C) T1 sampai T9 = Temperatur flue gas (C) Sehingga persamaan energi dibangun sebagai berikut qSH = ṁfg . Cp . (T1 – T4) = ṁs. (h’7 – h’4) = ṁfg . (Cp . (T4 – T5) + Cp (T6 – T7)) = ṁs. ((h’2 – qEco h’1)+(h’3 – h’2)) qAH = ṁfg . (Cp . (T4 – T5) + Cp (T7 – T8) + Cp (T8 – T9)) qSH + qECON + qAH = ṁfg . Cp . (T1 – T9) Dimana : ṁfg = laju massa flue gas (kg/s) ṁs = laju massa steam = laju massa air (water) (kg/s) h'1 = entalphi air dari feedwater pada temperatur T’1 (kJ/kg) h’3 = entalphi air keluar feedwater pada temperatur T’3 h’4 = entalphi steam masuk superheater class 1 (kJ/kg) h’7 = entalphi superheated steam pada temperatur steam ke steam turbin (kJ/kg) 3.3.5 Hitung Temperatur Uap, Air, dan Udara yang melewati Heat Exchanger Besarnya Temperatur dari tiap fluida yang dipanaskan dapat dihitung dengan pendekatan asas black, dimana kalor yang dilepaskan = kalor yang diterima. 𝑞ℎ = 𝑞𝑐 𝑞𝑆𝐻 = ṁ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 𝑥 ∆ℎ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 𝑞𝐸𝐶𝑂𝑁 = ṁ𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟 𝑥 ∆ℎ𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟 𝑞𝐴𝐻 = ṁ𝑎𝑖𝑟 𝑥 ∆ℎ𝑎𝑖𝑟 Karena salah satu temperatur fluida diketahui, maka nilai entalphi juga bisa diketahui sehingga temperatur masuk dan keluar fluida dapat diketahui dari nilai entalphi nya. Pada

46 superheater, temperatur keluar diketahui sehingga temperatur masuk dapat diketahui. Pada Economizer temperatur air dari feedwater diketahui, sehingga temperatur keluar dapat diketahui. Pada air preheater temperatur udara masuk diketahui sehingga temperatur udara keluar air preheaterdapat diketahui. Temperatur fluida ini akan mempengaruhi dalam perhitungan nusselt number untuk menghitung nilai heat transfer coefficient 3.3.6 1.

Hitung Geometri Furnace Hitung q flux = fungsi dari FEGT, gambar 2.6 Dimana,

Q" = Qb /A,

sehingga dapat nilai A 2.

3. 4. 3.3.7 1. 2.

Hitung h furnace (m) = fungsi dari Q” (gambar 2.7) h furnace (m) = h total furnace (m) – tinggi ash hopper (m) Dimana, Tinggi ash hopper = 3 – 5 m A = 2(p + l) h Jika p = l, maka Dapat nilai panjang dan lebar furnace Hitung Area Perpindahan Panas Platen Superheater Hitung q= ṁfg . Cp . (T1 – T2) Hitung LMTD 𝐿𝑀𝑇𝐷 (𝐾) =

(𝑇1 − 𝑇′6 ) − (𝑇2 − 𝑇′5 ) 𝑇 − 𝑇′6 ln ( 1 ) 𝑇2 − 𝑇′5

3.

q = U . A . LMTD

4. 5.

Hitung nilai koefisien overall heat transfer U (2.36) Mencari nilai koefisien konveksi external tube dengan pendekatan radiasi Mencari nilai koefisien konveksi internal tube (persamaan 2.43 – 2.47)

6.

47 7.

Hitung nilai luas area perpindahan panas, 𝑞 𝐴= 𝑈 . 𝐹. 𝐿𝑀𝑇𝐷

3.3.8 Hitung Area Perpindahan Panas Superheater Class 2 1. Hitung q= ṁfg . Cp . (T2 – T3) 2. Hitung LMTD 𝐿𝑀𝑇𝐷 (𝐾) =

(𝑇2 − 𝑇′6 ) − (𝑇3 − 𝑇′5 ) 𝑇 − 𝑇′6 ln ( 2 ) 𝑇3 − 𝑇′5

3.

q = U . A . LMTD

4. 5.

Hitung nilai koefisien overall heat transfer U (2.36) Mencari nilai koefisien konveksi external tube dengan metode nusselt number persamaan Churcil Mencari nilai koefisien konveksi internal tube dengan metode nusselt number persamaan Gnielinsky (persamaan 2.43 – 2.47) Hitung nilai luas area perpindahan panas, 𝑞 𝐴= 𝑈 . 𝐹. 𝐿𝑀𝑇𝐷

6. 7.

3.3.9 Hitung Area Perpindahan Panas Superheater Class 1 1. Hitung q= ṁfg . Cp . (T3 – T4) 2. Hitung LMTD 𝐿𝑀𝑇𝐷 (𝐾) =

(𝑇3 − 𝑇′5 ) − (𝑇4 − 𝑇′4 ) 𝑇 − 𝑇′5 ln ( 3 ) 𝑇4 − 𝑇′4

3.

q = U . A . LMTD

4. 5.

Hitung nilai koefisien overall heat transfer U (2.36) Mencari nilai koefisien konveksi external tube dengan metode nusselt number persamaan Churcil Mencari nilai koefisien konveksi internal tube dengan metode nusselt number persamaan Gnielinsky (persamaan 2.43 – 2.47)

6.

48 7.

Hitung nilai luas area perpindahan panas, 𝑞 𝐴= 𝑈 . 𝐹. 𝐿𝑀𝑇𝐷

3.3.10 Hitung Area Perpindahan Panas High Pressure Economizer 1. Hitung q = ṁfg . Cp . (T4 – T5) 2. Hitung LMTD 𝐿𝑀𝑇𝐷 (𝐾) =

3. 4. 5. 6. 7.

(𝑇4 − 𝑇′3 ) − (𝑇5 − 𝑇′2 ) 𝑇 − 𝑇′3 ln ( 4 ) 𝑇5 − 𝑇′2

q = U . A . LMTD Hitung nilai koefisien overall heat transfer U (2.36) Mencari nilai koefisien konveksi external tube dengan metode nusselt number persamaan Churcil Mencari nilai koefisien konveksi internal tube dengan metode nusselt number persamaan Gnielinsky (persamaan 2.43 – 2.47) Hitung nilai luas area perpindahan panas, 𝑞 𝐴= 𝑈 . 𝐹. 𝐿𝑀𝑇𝐷

3.3.11 Hitung Area Perpindahan Panas Top Air Heater 1. Hitung q = ṁfg . Cp . (T5 – T6) 2. Hitung LMTD 𝐿𝑀𝑇𝐷 (𝐾) =

(𝑇5 − 𝑇4 𝑎𝑖𝑟 ) − (𝑇6 − 𝑇3 𝑎𝑖𝑟 ) 𝑇 − 𝑇 4 𝑎𝑖𝑟 ln ( 5 ) 𝑇6 − 𝑇3 𝑎𝑖𝑟

3.

q = U . A . LMTD

4.

Hitung nilai koefisien overall heat transfer U (2.36) Mencari nilai koefisien konveksi eksternal tube dengan metode nusselt number persamaan Churcil

5.

49 6. 7.

Mencari nilai koefisien konveksi internal tube dengan metode nusselt number persamaan Gnielinsky (persamaan 2.43 – 2.47) Hitung nilai luas area perpindahan panas, 𝑞 𝐴= 𝑈 . 𝐹. 𝐿𝑀𝑇𝐷

3.3.12 Hitung Area Perpindahan Panas Low Pressure Economizer 1. Hitung q = ṁfg . Cp . (T6 – T7) 2. Hitung LMTD 𝐿𝑀𝑇𝐷 (𝐾) =

3. 4. 5. 6. 7.

(𝑇6 − 𝑇′2 ) − (𝑇7 − 𝑇′1 ) 𝑇 − 𝑇′2 ln ( 6 ) 𝑇7 − 𝑇′1

q = U . A . LMTD Hitung nilai koefisien overall heat transfer U (2.36) Mencari nilai koefisien konveksi eksternal tube dengan metode nusselt number persamaan Churcil Mencari nilai koefisien konveksi internal tube dengan metode nusselt number persamaan Gnielinsky Hitung nilai luas area perpindahan panas, 𝑞 𝐴= 𝑈 . 𝐹. 𝐿𝑀𝑇𝐷

3.3.13 Hitung Area Perpindahan Panas Middle Air Heater 1. Hitung q = ṁfg . Cp . (T7 – T8) 2. Hitung LMTD 𝐿𝑀𝑇𝐷 (𝐾) =

3. 4.

(𝑇7 − 𝑇′3 𝑎𝑖𝑟 ) − (𝑇8 − 𝑇′2 𝑎𝑖𝑟 ) 𝑇 − 𝑇′3 𝑎𝑖𝑟 ln ( 7 ) 𝑇8 − 𝑇′2 𝑎𝑖𝑟

q = U . A . LMTD Hitung nilai koefisien overall heat transfer U (2.36)

50 5. 6. 7.

Mencari nilai koefisien konveksi external tube dengan metode nusselt number persamaan Churcil Mencari nilai koefisien konveksi internal tube dengan metode nusselt number persamaan Gnielinsky (persamaan 2.43 – 2.47) Hitung nilai luas area perpindahan panas, 𝑞 𝐴= 𝑈 . 𝐹 . 𝐿𝑀𝑇𝐷

3.3.14 Hitung Area Perpindahan Panas Low Air Heater 1. Hitung q = ṁfg . Cp . (T8 – T9) 2. Hitung LMTD 𝐿𝑀𝑇𝐷 (𝐾) =

3. 4. 5. 6. 7.

3.3.15 1. 2. 3. 4. 5.

(𝑇8 − 𝑇′2 𝑎𝑖𝑟 ) − (𝑇9 − 𝑇′1 𝑎𝑖𝑟 ) 𝑇 − 𝑇′2 𝑎𝑖𝑟 ln ( 8 ) 𝑇9 − 𝑇′1 𝑎𝑖𝑟

q = U . A . LMTD Hitung nilai koefisien overall heat transfer U (2.36) Mencari nilai koefisien konveksi external tube dengan metode nusselt number persamaan Churcil Mencari nilai koefisien konveksi internal tube dengan metode nusselt number persamaan Gnielinsky Hitung nilai luas area perpindahan panas 𝑞 𝐴= 𝑈 . 𝐹. 𝐿𝑀𝑇𝐷 Hitung Area Water Wall Tube qwater wall tube = ṁs x hfg Hitung h pada sisi external tube dengan pendekatan radiasi Hitung h single fasa konveksi pada sisi internal tube Hitung h konveksi pada sisi internal tube dengan pendekatan perhitungan boiling persamaan (2.51a atau 2.51b) Hitung LMTD proses evaporasi

51

𝐿𝑀𝑇𝐷 (𝐾) =

6. 7.

(𝑇𝑓𝑢𝑟𝑛𝑎𝑐𝑒 − 𝑇𝑔𝑎𝑠 𝑜𝑢𝑡 ) 𝑇𝑓𝑢𝑟𝑛𝑎𝑐𝑒 − 𝑇𝑠𝑎𝑡 ) ln ( 𝑇𝑔𝑎𝑠 𝑜𝑢𝑡 − 𝑇𝑠𝑎𝑡

Hitung nilai koefisien overall heat transfer U (2.36) Hitung nilai luas area perpindahan panas

3.3.16 Hitung Luas Area Perpindahan Panas Kondisi Existing Perhitungan luas area perpindahan panas kondisi existing bertujuan untuk dibandingkan dengan hasil perhitungan. Dimana luas area perpindahan panas merupakan perkalian dari luas selimut tube dikali jumlah tube.

𝐴 = 𝜋 𝐷 𝐿 𝑁𝑡

52

(halaman ini sengaja dikosongkan)

BAB IV ANALISA DAN PEMBAHASAN Pada bab ini akan dibahas mengenai perhitungan dan analisa hasil rekalkulasi. Perhitungan meliputi efisiensi boiler dengan direct method dan indirect method ASME PTC 4.1, perhitungan panas yang diserap oleh masing-masing heat exchanger seperti superheater, economizer, air preheater, dan waterwall tube, perhitungan temperatur air dan udara yang masuk melewati masing-masing heat exchanger, perhitungan dimensi furnace, kemudian perhitungan luas perpindahan panas pada masing-masing heat exchanger yang nantinya akan dibandingkan dengan kondisi existing boiler PT. Petrokimia Gresik. 4.1

Data Perhitungan Data perhitungan didapat dari data Desain Proyek Konversi Energi Boiler Batubara (KEBB) Petrokimia Gresik meliputi data ultimate analysis dan proximate analysis untuk perhitungan heat loss dengan indirect method, data temperatur flue gas tiap melewati masing-masing heat exchanger, serta data heat balance. 4.1.1 Data Heat Balance Untuk Estimasi Efisiensi Siklus Pada tabel 4.1 berikut merupakan data heat balance boiler PT Petrokimia Gresik dimana diketahui tingkat keadaan air masuk boiler dan uap yang keluar dari boiler. Tabel 4.1 Data Heat Balance PT Petrokimia Gresik Data 1 Turbine Output 32,64 MW 2 Steam rate 133750 kg/h 3 Steam Pressure 9,8 MPa 4 Steam Temperature 540 ˚C 5 Feed water 215 ˚C Temperature 6 Steam Enthalpy 3476 kJ/kg

53

54 7 8 9

Feed water enthalpy Boiler efficiency GCV coal

920 91 3751

kJ/kg % kcal/kg

Berikut adalah blok diagram perhitngan efisiensi siklus pembangkit 𝜂b 𝜂cycle 𝜂gen Qboiler WTurbin MWth MWee

32,97 MW

32,64 MW

Dimana, MWe = Daya output generator = 32,64 MW Wturbin = Daya turbin = 32,97 MW 𝑀𝑊𝑒 𝐷𝑎𝑦𝑎 𝑇𝑢𝑟𝑏𝑖𝑛 = 𝜂𝑔𝑒𝑛 dengan asumsi bahwa 𝜂gen = efisiensi generator = 0,99 MWth = Energi useful atau energi steam boiler (MW) Qboiler = Energi input bahan bakar (MW) 𝜂cycle = efisiensi siklus rankine 𝜂b = efisiensi boiler

Berdasarkan blok diagram di atas, maka ditentukan efisiensi siklus rankine sebagai berikut

𝜂𝑐𝑦𝑐𝑙𝑒 =

𝑊𝑇𝑢𝑟𝑏𝑖𝑛 𝑀𝑊𝑡ℎ

32,97 𝑀𝑊 ṁ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 𝑥 (ℎ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 − ℎ𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟 ) 32,97 𝑘𝐽/𝑠 = 37.15 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 (3476 − 920) 𝑘𝐽/𝑘𝑔

𝜂𝑐𝑦𝑐𝑙𝑒 = 𝜂𝑐𝑦𝑐𝑙𝑒

= 0,3472

= 34,72 %

Perhitungan selanjutnya, menghitung laju bahan bakar berdasarkan energi input boiler Qboiler dengan estimasi efisiensi siklus sebesar 34,72 % dan efisiensi boiler 91%. Berdasarkan blok

55 diagram, maka perhitungan energi input bahan bakar adalah sebagai berikut MWe Q boiler = ηgen 𝑥 ηcycle x ηb 𝑄𝑏𝑜𝑖𝑙𝑒𝑟 =

32,64 𝑀𝑊 0,99 𝑥 0,347 𝑥 0,91

𝑄𝑏𝑜𝑖𝑙𝑒𝑟 = 104, 35 𝑀𝑊 Sehingga, laju massa bahan bakar diestimasi sebesar 𝑄𝑏𝑜𝑖𝑙𝑒𝑟 ṁ𝑓𝑢𝑒𝑙 = 𝐺𝐶𝑉 104,41 𝑀𝑊 ṁ𝑓𝑢𝑒𝑙 = 3751 𝑘𝑐𝑎𝑙/𝑘𝑔 𝑥 4.187 𝑘𝐽/𝑘𝑔 ṁ𝒇𝒖𝒆𝒍 = 𝟐𝟑𝟗𝟏𝟗, 𝟖𝟗 𝒌𝒈/𝒉 Dimana : GCV

= nilai kalor batu bara (kcal/kg)

4.1.2 Data awal untuk Perhitungan Indirect Method Data desain untk perhitungan indirect method dapat dilihat pada tabel 4.2 berikut Tabel 4.2. Data Desain boiler PT Petrokimia Gresik Data 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10.

Fuel firing rate Steam generation rate Steam pressure Steam temperature Feed water temperature %CO2 in flue gas %CO in flue gas %O2 in flue gas Average flue gas temperature Ambient temperature

24000 133750 98 540 215 16 0.55 8,41 145 31

kg/hr kg/hr Mpa °C °C % % % °C °C

56 11. 12. 13. 14. 15. 16 17. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8.

Humidity in ambient air Surface temperature of boiler Wind velocity around the boiler Total surface area of boiler GCV of Bottom ash GCV of Fly ash Ratio of bottom ash to fly ash Fuel Analysis in (%) Ash content in fuel Moisture in coal Carbon content Hydrogen content Nitrogen content Oxygen content Sulfur GCV of Coal

0,0204 60 3 1400 800 452,5 85:15 3,3 35 45 3 0,7 12,9 0,2 3751

kg/kg dry air °C m/s m2 kCal/kg kCal/kg

kCal/kg

4.1.3 Data Distribusi Temperatur Flue Gas Data distribusi temperatur flue gas merupakan data desain pada saat kondisi beban 100 %. Data temperatur mulai dari ruang bakar furnace sampai dengan melewati heat exchanger yang paling akhir yaitu bottom air preheater dapat dilihat pada tabel 4.3 dan pada gambar 4.1 berikut. Tabel 4.3. Distribusi temperatur flue gas No 1 2 3 4 5 6 7 8 9

Posisi Sebelum Platen Superheater Sebelum Superheater Class 2 Sebelum Superheater Class 1 Sebelum High Pressure Economizer Sebelum Top Air Preheater Sebelum Low Pressure Economizer Sebelum Middle Air Preheater Sebelum Bottom Air Preheater Setelah Bottom Air Preheater

Temperatur (˚C) 1031 937 779 584 426 300 255 202 145

57 Pada gambar 4.1 berikut merupakan distribusi temperatur dan skema aliran flue gas melewati jajaran heat exchanger boiler PT Petrokimia Gresik.

Gambar 4.1. Desain boiler 150 ton/jam steam 4.2 Perhitungan dan Analisis Perhitungan dan analisis meliputi perhitungan heat loss dengan Indirect Method ASME PTC 4.1, kemudian analisis

58 termodinamika untuk menghitung panas yang diserap oleh tiap heat exchanger, dan perhitungan perpindahan panas untuk menghitung luas area perpindahan panas. 4.2.1 Perhitungan efisiensi dengan Direct Method Perhitungan efisiensi boiler dengan direct method bertujuan untuk menguji performa boiler dengan membandingkan energi output boiler yaitu energi yang dimiliki steam terhadap energi input boiler yaitu energi dari bahan bakar batu bara yang dimasukkan. 𝐵𝑜𝑖𝑙𝑒𝑟 𝐸𝑓𝑓𝑖𝑐𝑖𝑒𝑛𝑐𝑦 (%) = =

𝐻𝑒𝑎𝑡 𝑂𝑢𝑡𝑝𝑢𝑡 𝑥100 𝐻𝑒𝑎𝑡 𝐼𝑛𝑝𝑢𝑡

ṁ𝑠 (𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 𝑒𝑛𝑡𝑎𝑙𝑝ℎ𝑖 − 𝑓𝑒𝑒𝑑𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟 𝑒𝑛𝑡𝑎𝑙𝑝ℎ𝑖) 𝑥100 ṁ𝑓𝑢𝑒𝑙 𝑥𝐺𝐶𝑉

𝑘𝑔 𝑘𝐽 (3475 − 920) 𝑠 𝑘𝑔 𝑥100 = 𝑘𝑔 𝑘𝐶𝑎𝑙 𝑘𝐽 24000 𝑥 3751 𝑥 4,187 𝑠 𝑘𝑔 𝑘𝐶𝑎𝑙 133750

= 90,66 %

4.2.2 Perhitungan heat loss dengan Indirect Method

Perhitungan heat loss dengan Indirect Method ASME PTC 4.1 bertujuan untuk mengetahui nilai losses yang terjadi pada boiler berdasarkan parameter yang ada pada tabel 4.2. Banyaknya parameter yang diperhitungkan akan membantu operator menemukan petunjuk apabila terjadi penurunan efisiensi boiler. Perhitungan dengan Indirect Method ini juga bertujuan untuk mengetahui nilai laju massa flue gas (ṁflue gas) dan laju massa udara pembakaran (ṁair) yang akan digunakan untuk analisis termodinamika. Berikut adalah perhitungan dengan Indirect Method. 1. Perhitungan Laju Massa Udara Pembakaran dan Laju Massa Flue Gas

59 Berikut adalah tahapan perhitungan laju massa udara pembakaran dan flue gas 1. Kondisi teori udara yang dibutuhkan untuk pembakaran (kg/kg of coal) (11.6𝑥𝐶) + {34.8𝑥(𝐻2 − 𝑂2 ⁄8)} + (4.35𝑥𝑆)] 100 (11.6𝑥45) + {34.8𝑥(3 − 12,9⁄8)} + (4.35𝑥0,2)] = 100

𝑇ℎ𝑒𝑜𝑟𝑖𝑡𝑖𝑐𝑎𝑙 𝑎𝑖𝑟 (𝑡) =

= 5,712 𝑘𝑔/𝑘𝑔 𝑜𝑓 𝑐𝑜𝑎𝑙

2. Kondisi teori CO2 , (CO2) t 𝑊𝑡 𝑜𝑓 𝑁2 𝑖𝑛 𝑡ℎ𝑒𝑜𝑟𝑖𝑡𝑖𝑐𝑎𝑙 𝑎𝑖𝑟 = 𝑁2 𝑊𝑡 𝑜𝑓 𝑁2 𝑖𝑛 𝑓𝑢𝑒𝑙 = 100

𝑇ℎ𝑒𝑜𝑟𝑖𝑡𝑖𝑐𝑎𝑙 𝑎𝑖𝑟 (𝑡) 𝑥 77 100

𝑊𝑡 𝑜𝑓 𝑁2 𝑖𝑛 𝑡ℎ𝑒𝑜𝑟𝑖𝑡𝑖𝑐𝑎𝑙 𝑎𝑖𝑟 𝑊𝑡 𝑜𝑓 𝑁2 𝑖𝑛 𝑓𝑢𝑒𝑙 + 𝑀𝑜𝑙 𝑊𝑡 𝑜𝑓 𝑁2 𝑀𝑜𝑙 𝑊𝑡 𝑜𝑓 𝑁2 5,712 ∗ 77/100 0,27/100 + = 28 28 = 0,157

𝑀𝑜𝑙𝑠 𝑜𝑓 𝑁2 =

𝐶 100 𝑥 𝑀𝑜𝑙 𝑤𝑡 𝑜𝑓 𝐶 45 = 100 𝑥 12 = 0,0375

𝑀𝑜𝑙𝑠 𝑜𝑓 𝐶 =

(𝐶𝑂2 )𝑡 =

𝑀𝑜𝑙𝑠 𝑜𝑓 𝐶 𝑀𝑜𝑙𝑠 𝑜𝑓 𝑁2 + 𝑀𝑜𝑙𝑠 𝑜𝑓 𝐶 0,0375 = 0,157 + 0,0375 = 0,1925 = 19,25 %

3. Excess air supplied (dari analisis flue gas)

60 Perhitungan Excess air dari analisis CO2 7900𝑥[(𝐶𝑂2 %)𝑡 − (𝐶𝑂2 %)𝑎 (𝐶𝑂2 %)𝑎 𝑥[100 − (𝐶𝑂2 %)𝑡 ] 7900𝑥19,25 − 16 = 16𝑥[100 − 19,25] = 19,86 %

𝐸𝑥𝑐𝑒𝑠𝑠 𝑎𝑖𝑟 (%) =

4. Actual mass of air supplied (AAS) 𝐴𝐴𝑆 = {1 + 𝐸𝐴⁄100} 𝑥 𝑇ℎ𝑒𝑜𝑟𝑖𝑡𝑖𝑐𝑎𝑙 𝑎𝑖𝑟 (𝑡) = {1 + 19,86⁄100} 𝑥 5,712 = 6,8461 𝑘𝑔/𝑘𝑔 𝑜𝑓 𝑐𝑜𝑎𝑙

Sehingga laju massa udara, ṁ𝑎𝑖𝑟 = 𝐴𝐴𝑆 𝑥 ṁ𝑓𝑢𝑒𝑙 = 6,8461 𝑘𝑔/𝑘𝑔 𝑜𝑓 𝑐𝑜𝑎𝑙 𝑥 24000 𝑘𝑔/ℎ = 164307 𝑘𝑔/ℎ ṁ𝒂𝒊𝒓 = 𝟒𝟓, 𝟔𝟒𝟏 𝒌𝒈/𝒔

5. Actual mass of dry flue gas (kg / kg of coal)

𝐶 44 𝑁2 77 𝑥 )+( ) + (𝐴𝐴𝑆 𝑥 ) 100 12 100 100 + ((𝐴𝐴𝑆 − 𝑇ℎ𝑒𝑜𝑟𝑖𝑡𝑖𝑐𝑎𝑙 𝑎𝑖𝑟 (𝑡))𝑥 23/100) 45 44 0,7 77 𝑥 )+( ) + (6,8461 𝑥 ) =( 100 12 100 100 + ((6,8461 − 5,712)𝑥 23/100) = 7,1895 𝑘𝑔/𝑘𝑔 𝑜𝑓 𝑐𝑜𝑎𝑙 =(

Sehingga laju massa flue gas,

ṁ𝑓𝑔 = 7,1895 𝑘𝑔/𝑘𝑔 𝑜𝑓 𝑐𝑜𝑎𝑙 𝑥 ṁ𝑓𝑢𝑒𝑙 = 7,1895 𝑘𝑔/𝑘𝑔 𝑜𝑓 𝑐𝑜𝑎𝑙 𝑥 24000 𝑘𝑔/ℎ = 172547 𝑘𝑔/ℎ ṁ𝒇𝒈 = 𝟒𝟕, 𝟗𝟑 𝒌𝒈/𝒔

2. Perhitungan Heat Loss Dengan Indirect Method Berikut adalah tahapan perhitungan heat loss dengan indirect method 1. Heat loss due to dry flue gas (%)

61 𝑚 𝑥 𝐶𝑝 𝑥 (𝑇𝑓 − 𝑇𝑎 ) 𝑥100 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙 7,1895 𝑥 0,23 𝑥 (145 − 30) = 𝑥100 3751 = 5,070 %

𝐿1 =

2. Heat loss due to evaporation of water formed due to H2 in fuel (%) 9 𝑥 𝐻2 𝑥 { 584 + 𝐶𝑝𝑠 (𝑇𝑓 − 𝑇𝑎 )} 𝑥 100 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙 9 𝑥 3 𝑥 { 584 + 0,467 (140 − 30)} = 𝑥 100 3751 = 4,59 %

𝐿2 =

3. Heat loss due to moisture present in fuel (%) 𝐿3 = =

𝑀 𝑥 { 584 + 𝐶𝑝𝑠 (𝑇𝑓 − 𝑇𝑎 )} 𝑥 100 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙 35/100 𝑥 { 584 + 0,467 (145 − 30)} 𝑥 100 3751

= 5,95 %

4. Heat loss due to moisture present in air (%) 𝐴𝐴𝑆 𝑥 ℎ𝑢𝑚𝑖𝑑𝑖𝑡𝑦 𝑓𝑎𝑐𝑡𝑜𝑟 𝑥 𝐶𝑝𝑠 𝑥 (𝑇𝑓 − 𝑇𝑎 ) 𝑥 100 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙 6,8461 𝑥 0,0204 𝑥 0,467 𝑥 (145 − 30) 𝑥 100 = 3751 = 0,2 %

𝐿4 =

5.

Heat loss due to incomplete combustion (%) %𝐶𝑂 𝑥 𝐶 5744 𝐿5 = 𝑥 𝑥 100 %𝐶𝑂 + %𝐶𝑂2 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙 0,55 𝑥 45/100 5744 = 𝑥 𝑥 100 0,55 + 16 3751 = 2,29 %

62

6. Heat loss due to radiation and convection (%) Heat loss radiation (Rd) 𝑅𝑑 = 0,548 𝑥 [(𝑇𝑠 /55,55)4 − (𝑇𝑎 /55,55)4 ] = 0,548 𝑥 [((145 + 273)/55,55)4 − ((30 + 273)/55,55)4 ] = 222,5728 𝑊/𝑚2

Heat Loss convection (Cv) 𝐶𝑣 = 1,957 𝑥 (𝑇𝑠 − 𝑇𝑎 )1,25 𝑥 √[(196,85𝑉𝑚 + 68,9)/68,9] = 1,957 𝑥 (60 − 30)1,25 𝑥 √[(196,85𝑥3 + 68,9)/68,9] = 425,083 𝑊/𝑚2

Heat loss due to radiation and convection (%) 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑙𝑜𝑠𝑠 = 𝑅𝑑 + 𝐶𝑣 = 647,7 𝑊/𝑚2 = 647,7 𝑊/𝑚2 𝑥0,86 𝑘𝐶𝑎𝑙/𝐽 𝑚2 ℎ = 557 𝑘𝐶𝑎𝑙/𝑚2 h 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑙𝑜𝑠𝑠 𝑥 𝐴𝑠 ṁ𝑓𝑢𝑒𝑙 𝑥 𝐺𝐶𝑉 557 𝑘𝐶𝑎𝑙/𝑚2 ℎ 𝑥 1400 𝑚2 = 𝑥100 24000 𝑘𝑔/ℎ 𝑥 3751 𝑘𝐶𝑎𝑙/𝑘𝑔 = 0,866 %

𝐿6 =

7. Heat loss due to unburnt in fly ash (%) 𝐿7 = =

𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑎𝑠ℎ 𝑐𝑜𝑙𝑙𝑒𝑐𝑡𝑒𝑑 ⁄𝑘𝑔 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙 𝑥 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑙𝑦 𝑎𝑠ℎ 𝑥 100 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙

0,15 𝑥 (3,3/100) 𝑥 452,5 𝑥 100 3751

= 0,060 %

8. Heat loss due to unburnt in fly ash (%)

63 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑎𝑠ℎ 𝑐𝑜𝑙𝑙𝑒𝑐𝑡𝑒𝑑 ⁄𝑘𝑔 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙 𝑥 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑙𝑦 𝑎𝑠ℎ 𝑥 100 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑓𝑢𝑒𝑙 0,85 𝑥 (3,3/100) 𝑥 800 = 𝑥 100 3751 = 0,598 %

𝐿8 =

Total Heat loss (%) = L1 + L2 + L3 + L4 + L5 +L6 +L7 + L8 =5,07 + 4,59 + 5,95 + 0,2 + 2,29 + 0,866 + 0,06 + 0,598 = 19,62 % Jadi, heat loss boiler dengan indirect method ASME PTC 4.1 sebesar 19,62 % 4.2.3 Analisis Termodinamika Analisis termodinamika bertujuan untuk mengetahui besarnya panas yang diserap oleh masing-masing komponen heat exchanger yaitu platen superheater, superheater class 2, superheater class 1, high pressure economizer, top air preheater, low pressure economizer, middle air preheater, bottom air preheater, dan waterwall tube yang menempel di dinding furnace. Besarnya panas yang diserap dianalisis dari sisi flue gas, dengan parameter laju massa flue gas, kalor spesifik, dan temperatur yang melewati tiap heat exchanger yang dapat dilihat pada gambar 4.1. 1. Panas diserap Platen Superheater Data untuk perhitungan panas yang diserap platen superheater berdasarkan analisis termodinamika dapat dilihat pada tabel 4.4 berikut Tabel 4.4. Data flue gas melewati Platen Superheater No Data Nilai Satuan 1 Tin (flue gas) 1031 C 2 Tout (flue gas) 937 C 3 Cp 0,2652 Btu/lbm F 1,11 kJ/kg K

64

𝑞1 = = = =

ṁ𝑓𝑔 . 𝐶𝑝 . (𝑇1 − 𝑇2 ) 47,93 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 1,11 𝑘𝐽/𝑘𝑔 𝐾 𝑥 (1031 − 937) 𝐾 5004,671 𝑘𝑊 5,00467 𝑀𝑊 Flue Gas

2. Panas diserap Superheater Class 2 Data untuk perhitungan panas yang diserap superheater class 2 berdasarkan analisis termodinamika dapat dilihat pada tabel 4.5 berikut Tabel 4.5. Data flue gas melewati Superheater Class 2 No Data Nilai Satuan 1 Tin (flue gas) 937 C 2 Tout (flue gas) 779 C 3 Cp 0,2618 Btu/lbm F 1,096 kJ/kg K 𝑞2 = ṁ𝑓𝑔 . 𝐶𝑝 . (𝑇2 − 𝑇3 ) = 47,93 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 1,096 𝑘𝐽/𝑘𝑔 𝐾 𝑥 (937 − 779) 𝐾 = 8301,128 𝑘𝑊 = 8,3011 𝑀𝑊 Flue Gas

3. Panas diserap Superheater Class 1 Data untuk perhitungan panas yang diserap superheater class 1 berdasarkan analisis termodinamika dapat dilihat pada tabel 4.6 berikut

65 Tabel 4.6. Data flue gas melewati Superheater Class 1 No Data Nilai Satuan 1 Tin (flue gas) 300 C 2 Tout (flue gas) 255 C 3 Cp 0,2433 Btu/lbm F 1,0187 kJ/kg K 𝑞3 = = = =

ṁ𝑓𝑔 . 𝐶𝑝 . (𝑇3 − 𝑇4 ) 47,93 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 1,0677 𝑘𝐽/𝑘𝑔 𝐾 𝑥 (779 − 584) 𝐾 9978,958 𝑘𝑊 9,979 𝑀𝑊 Flue Gas

4. Panas diserap High Pressure Economizer Data untuk perhitungan panas yang diserap high pressure economizer berdasarkan analisis termodinamika dapat dilihat pada tabel 4.7 berikut Tabel 4.7. Data flue gas melewati high pressure economizer No Data Nilai Satuan 1 Tin (flue gas) 584 C 2 Tout (flue gas) 426 C 3 Cp 0,2508 Btu/lbm F 1,0501 kJ/kg K Flue

𝑞6 = = = =

ṁ𝑓𝑔 . 𝐶𝑝 . (𝑇4 − 𝑇5 ) 47,93 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 1,0187 𝑘𝐽/𝑘𝑔 𝐾 𝑥 (300 − 255) 𝐾 2197,177 𝑘𝑊 2,1972 𝑀𝑊

gas

Panas diserap Top Air Preheater Data untuk perhitungan panas yang diserap top air preheater berdasarkan analisis termodinamika dapat dilihat pada tabel 4.8 berikut

5.

66 Tabel 4.8. Data flue gas melewati top air preheater

No 1 2 3

𝑞5 = = = =

Data Tin (flue gas) Tout (flue gas) Cp

Nilai 426 300 0,2458 1,0292

Satuan C C Btu/lbm F kJ/kg K

ṁ𝑓𝑔 . 𝐶𝑝 . (𝑇4 − 𝑇5 ) 47,93 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 1,0292 𝑘𝐽/𝑘𝑔 𝐾 𝑥 (426 − 300) 𝐾 6220,367 𝑘𝑊 6,2204 𝑀𝑊

Flue

gas

6. Panas diserap Low Pressure Economizer Data untuk perhitungan panas yang diserap low pressure economizer berdasarkan analisis termodinamika dapat dilihat pada tabel 4.9 berikut Tabel 4.9. Data flue gas melewati low pressure economizer No Data Nilai Satuan 1 Tin (flue gas) 300 C 2 Tout (flue gas) 255 C 3 Cp 0,2433 Btu/lbm F 1,0187 kJ/kg K Flue

𝑞6 = = = =

ṁ𝑓𝑔 . 𝐶𝑝 . (𝑇4 − 𝑇5 ) 47,93 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 1,0187 𝑘𝐽/𝑘𝑔 𝐾 𝑥 (300 − 255) 𝐾 2197,177 𝑘𝑊 2,1972 𝑀𝑊

gas

7. Panas diserap Middle Air Preheater Data untuk perhitungan panas yang diserap middle air preheater berdasarkan analisis termodinamika dapat dilihat pada tabel 4.10 berikut

67 Tabel 4.10. Data flue gas melewati middle air preheater No Data Nilai Satuan 1 Tin (flue gas) 255 C 2 Tout (flue gas) 202 C 3 Cp 0,2418 Btu/lbm F 1,0124 kJ/kg K Flue 𝑞7 = = = =

gas ṁ𝑓𝑔 . 𝐶𝑝 . (𝑇4 − 𝑇5 ) 47,93 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 1,0124 𝑘𝐽/𝑘𝑔 𝐾 𝑥 (255 − 202) 𝐾 2571,832 𝑘𝑊 2,5718 𝑀𝑊

8. Panas diserap Bottom Air Preheater Data untuk perhitungan panas yang diserap bottom air preheater berdasarkan analisis termodinamika dapat dilihat pada tabel 4.11 berikut Tabel 4.11. Data flue gas melewati bottom air preheater No Data Nilai Satuan 1 Tin (flue gas) 202 C 2 Tout (flue gas) 145 C 3 Cp 0,2399 Btu/lbm F 1,0045 kJ/kg K Flue 𝑞8 = = = =

ṁ𝑓𝑔 . 𝐶𝑝 . (𝑇4 − 𝑇5 ) 47,93 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 1,0045 𝑘𝐽/𝑘𝑔 𝐾 𝑥 (202 − 145) 𝐾 2744,198 𝑘𝑊 2,7442 𝑀𝑊

gas

9. Panas diserap Waterwall Tube Berdasarkan gambar 4.2 berikut, maka persamaan kesetimbangan energi pada boiler berdasarkan ideal adalah sebagai berikut

68

Gambar 4.2. Heat Balance pada boiler 𝑄𝑖𝑛 = q𝑢𝑠𝑒𝑓𝑢𝑙 + 𝑙𝑜𝑠𝑠𝑒𝑠 ṁ𝑓𝑢𝑒𝑙 𝑥 𝐺𝐶𝑉 𝑐𝑜𝑎𝑙 = ṁ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 (ℎ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 − ℎ𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟 ) + 𝑙𝑜𝑠𝑠𝑒𝑠 𝑘𝑔 𝑘𝐽 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑔 24000 𝑥 3751 = 133750 𝑥 (3476 − 920) + 𝑙𝑜𝑠𝑠𝑒𝑠 𝑘𝑔 ℎ 𝑘𝑔 ℎ 104702,91 𝑘𝑊 = 94962,5 𝑘𝑊 + 𝑙𝑜𝑠𝑠𝑒𝑠

Maka nilai losses berdasarkan kondisi ideal sebesar 104702,91 𝑘𝑊 − 94962,5 𝑘𝑊 104702,91 𝑘𝑊 = 0,093

𝑙𝑜𝑠𝑠𝑒𝑠 =

Berdasarkan kondisi aktual persamaan kesetimbangan energi pada boiler adalah sebagai berikut 𝑄𝑖𝑛 = q𝑢𝑠𝑒𝑓𝑢𝑙 + 𝑙𝑜𝑠𝑠𝑒𝑠 𝑄𝑖𝑛 = panas diserap ℎ𝑒𝑎𝑡 𝑒𝑥𝑐ℎ𝑎𝑛𝑔𝑒𝑟 + 𝑞𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟𝑤𝑎𝑙𝑙 + 𝑙𝑜𝑠𝑠𝑒𝑠

69 ṁ𝑓𝑢𝑒𝑙 𝑥 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑐𝑜𝑎𝑙 = (𝑞1 + 𝑞2 + 𝑞3 + 𝑞4 +𝑞5 + 𝑞6 + 𝑞7 + 𝑞8 ) + 𝑞𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟𝑤𝑎𝑙𝑙 + 𝑙𝑜𝑠𝑠𝑒𝑠

Dimana.

𝑞𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟𝑤𝑎𝑙𝑙 = 𝑝𝑎𝑛𝑎𝑠 𝑙𝑎𝑡𝑒𝑛 𝑑𝑖𝑠𝑒𝑟𝑎𝑝 𝑒𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟𝑎𝑡𝑜𝑟 𝑝𝑎𝑑𝑎 𝑡𝑒𝑘𝑎𝑛𝑎𝑛 108,5 𝑏𝑎𝑟 𝑞𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟𝑤𝑎𝑙𝑙 = ṁ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 𝑥 ℎ𝑓𝑔 𝑘𝑔 𝑘𝐽 ℎ = 133750 𝑥 1264,74 𝑥 3600 ℎ 𝑘𝑔 𝑠 = 48300,42 𝑘𝑊 = 48,3 𝑀𝑊 panas diserap ℎ𝑒𝑎𝑡 𝑒𝑥𝑐ℎ𝑎𝑛𝑔𝑒𝑟 = 𝑞1 + 𝑞2 + 𝑞3 + 𝑞4 +𝑞5 + 𝑞6 + 𝑞7 + 𝑞8 = (5,005 + 8,301 + 9,978 + 7,955 + 6,2203 + 2,197 + 2,572 + 2,744) 𝑀𝑊 = 44,97 𝑀𝑊

Sehingga,

𝑄𝑖𝑛 = panas diserap 𝐻𝐸 + 𝑞𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟𝑤𝑎𝑙𝑙 + 𝑙𝑜𝑠𝑠𝑒𝑠 104,703 𝑀𝑊 = 44,97 MW + 48,3 𝑀𝑊 + 𝑙𝑜𝑠𝑠𝑒𝑠 104,703 𝑀𝑊 = 44,97 MW + 48,3 𝑀𝑊 + 𝑙𝑜𝑠𝑠𝑒𝑠 104,703 𝑀𝑊 = 93,27 𝑀𝑊 + 𝑙𝑜𝑠𝑠𝑒𝑠

Maka nilai losses berdasarkan kondisi aktual sebesar 104,703 𝑀𝑊 − 93,27 𝑀𝑊 104,703 𝑀𝑊 = 0,109

𝑙𝑜𝑠𝑠𝑒𝑠 =

Berdasarkan hasil kalkulasi quseful dengan nilai losses yang identik, maka antara kondisi ideal dan kondisi aktual maka perbandingannya adalah sebagai berikut Kondisi ideal atau teori 𝑞𝑢𝑠𝑒𝑓𝑢𝑙 = ṁ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 (ℎ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 − ℎ𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟 )

70 Kondisi aktual 𝑞𝑢𝑠𝑒𝑓𝑢𝑙 = panas diserap ℎ𝑒𝑎𝑡 𝑒𝑥𝑐ℎ𝑎𝑛𝑔𝑒𝑟 + 𝑞𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟𝑤𝑎𝑙𝑙

Sehingga dapat dikatakan ṁ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 (ℎ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 − ℎ𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟 ) = panas diserap 𝐻𝐸 + 𝑞𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟𝑤𝑎𝑙𝑙

Berdasarkan analisis termodinamika, maka besarnya panas diserap oleh tiap heat exchanger mengacu pada kondisi aktual dapat dilihat pada tabel 4.12 berikut. Besarnya persentase panas yang diserap dibandingkan dengan energi useful boiler, atau energi boiler dikurangi losses. Tabel 4.12. Besar panas yang diserap masing-masing heat exchanger No Data Nilai Satuan % Heat 1 Qboiler 104,7029 MW 2 Heat Loss 11,412 MW 3 Quseful 93,27 MW 100 4 Platen Superheater 5,005 MW 5,36 5 Superheater Class 2 8,301 MW 8,9 6 Superheater Class 1 9,9789 MW 10,7 7 HP Economizer 7,946 MW 8,53 8 Top Air Preheater 6,2204 MW 6,67 9 LP Economizer 2,1972 MW 2,35 10 Middle Air Preheater 2,5718 MW 2,76 11 Bottom Air Preheater 2,7442 MW 2,94 12 Waterwall Tube 48,3 MW 51,78 4.2.4 Menghitung Temperatur Uap, Air dan Udara Pada Heat Exchanger Analisis temperatur fluida yang melewati heat exchanger bertujuan untuk analisis perpindahan panas pada sub bab berikutnya. Fluida lebih dingin yang melewati heat exchanger antara lain uap (steam), air (water), dan udara (air). Steam melewati

71 superheater class 2, superheater class 1, dan platen superheater. Kemudian air melewati low pressure economizer dan high pressure economizer, sedangkan udara melewati bottom air preheater, middle air preheater, dan top air preheater sebelum masuk ke furnace. 1. Analisis Temperatur Steam Urutan aliran superheated steam dari temperatur yang paling tinggi sampai yang paling rendah yaitu superheater class 2, platen superheater, dan superheater class 1 seperti pada gambar 4.3 berikut.. Karena itu analisis dilakukan dari komponen superheater class 2. Data perhitungan dapat dilihat pada tabel 4.13.

Gambar 4.3. Skema aliran steam Tabel 4.13. Data Perhitungan Temperatur Steam No Data Nilai Satuan 1 q1 5004,111 kW 2 q2 8301,128 kW 3 q3 9978,9589 kW 4 ṁsteam 133750 kg/h 38,1944 kg/s 5 T’7 540 C 6 h’7 3475 kJ/kg

72 Analisis didasarkan pada asas black, dimana kalor lepas = kalor diterima 𝑞𝑓𝑙𝑢𝑒 𝑔𝑎𝑠 = 𝑞𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 𝑞𝑓𝑙𝑢𝑒 𝑔𝑎𝑠 = ṁ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 𝑥(ℎ𝑜𝑢𝑡 − ℎ𝑖𝑛 ) Superheater class 2 Perhitungan temperatur steam pada komponen superheater class 2 adalah sebagai berikut 𝑞2 = ṁ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 𝑥 (ℎ′7 − ℎ′6 ) 8301,128 𝑘𝑊 = 38,1944 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 (3475 − ℎ′6 ) 𝑘𝐽/𝑘𝑔

ℎ′6 = 3257,692 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Maka temperatur steam masuk Superheater class 2 berdasarkan tabel A-4 Termodinamika,

𝑻𝒊𝒏 = 𝑻′𝟔 = 𝟒𝟓𝟔, 𝟒𝟒𝟖𝟐 ˚𝑪 Platen Superheater Perhitungan temperatur steam pada komponen platen superheater adalah sebagai berikut, dimana sudah diketahui 𝑇𝑖𝑛 𝑠𝑢𝑝𝑒𝑟ℎ𝑒𝑎𝑡𝑒𝑟 𝑐𝑙𝑎𝑠𝑠 2 = 𝑇𝑜𝑢𝑡 𝑝𝑙𝑎𝑡𝑒𝑛 𝑠𝑢𝑝𝑒𝑟ℎ𝑒𝑎𝑡𝑒𝑟 Perhitungannya sebagai berikut 𝑞1 = ṁ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 𝑥 (ℎ′6 − ℎ′5 ) 5004,111 𝑘𝑊 = 38,1944 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 (3126,809 − ℎ′5 ) 𝑘𝐽/𝑘𝑔 ℎ′5 = 3257,692 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Maka temperatur steam masuk platen superheater 𝑻𝒊𝒏 = 𝑻′𝟓 = 𝟒𝟏𝟎, 𝟑𝟖𝟖 ˚𝑪 Superheater Class 1 Perhitungan temperatur steam pada komponen platen superheater adalah sebagai berikut, dimana sudah diketahui 𝑇𝑖𝑛 𝑝𝑙𝑎𝑡𝑒𝑛 𝑠𝑢𝑝𝑒𝑟ℎ𝑒𝑎𝑡𝑒𝑟 = 𝑇𝑜𝑢𝑡 𝑠𝑢𝑝𝑒𝑟ℎ𝑒𝑎𝑡𝑒𝑟 𝑐𝑙𝑎𝑠𝑠 1 Perhitungannya sebagai berikut 𝑞3 = ṁ𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 𝑥 (ℎ′5 − ℎ′4 )

73 9978,9589 𝑘𝑊 = 38,1944 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 (3126,809 − ℎ′4 ) 𝑘𝐽/𝑘𝑔 ℎ′4 = 2863,899 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Maka temperatur steam masuk Superheater Class 1 𝑻𝒊𝒏 = 𝑻′𝟒 = 𝟑𝟑𝟖, 𝟐𝟕𝟒𝟏 ˚𝑪 2. Analisis Temperatur Air (water) Urutan aliran air dari temperatur yang paling rendah sampai yang lebih tinggi yaitu low pressure economizer, kemudian high pressure economizer, seperti pada gambar 4.4 berikut.. Karena temperatur yang diketahui adalah temperatur air (water) masuk pada low pressure economizer, maka analisis dilakukan dari komponen low pressure economizer. Data perhitungan dapat dilihat pada tabel 4.14

Gambar 4.4. Skema aliran air melewati heat exchanger

74

Tabel 4.14. Data Perhitungan Temperatur Air No Data Nilai Satuan 1 q4 7955,51 kW 2 q6 2197,177 kW 3 ṁwater 133750 kg/h 38,1944 kg/s 4 T’1 215 C 5 h’1 920 kJ/kg Low Pressure Economizer Perhitungan temperatur air pada komponen Low Pressure Economizer adalah sebagai berikut, 𝑞6 = ṁ𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟 𝑥 (ℎ′2 − ℎ′1 ) 2197, 177 𝑘𝑊 = 38,1944 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 (ℎ′2 − 920) 𝑘𝐽/𝑘𝑔 ℎ′2 = 977,5262 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Maka temperatur air keluar low pressure economizer berdasarkan tabel A-2 Termodinamika, 𝑻𝒐𝒖𝒕 = 𝑻′𝟐 = 𝟐𝟐𝟕, 𝟐𝟗𝟐 ˚𝑪 High Pressure Economizer Perhitungan temperatur air pada komponen Low Pressure Economizer adalah sebagai berikut, dimana sudah diketahui 𝑇𝑜𝑢𝑡 𝐿𝑃 𝑐𝑜𝑛𝑜𝑚𝑖𝑧𝑒𝑟 = 𝑇𝑖𝑛 𝐻𝑃 𝑐𝑜𝑛𝑜𝑚𝑖𝑧𝑒𝑟 Sehingga, 𝑞4 = ṁ𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟 𝑥 (ℎ′3 − ℎ′2 ) 7955,51 𝑘𝑊 = 38,1944 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 (ℎ′3 − 977,5262) 𝑘𝐽/𝑘𝑔 ℎ′3 = 1185,733 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Maka temperatur air keluar high pressure economizer berdasarkan tabel A-2 Termodinamika, 𝑻𝒐𝒖𝒕 = 𝑻′𝟑 = 𝟐𝟕𝟎, 𝟐𝟑𝟗𝟒 ˚𝑪

75 Analisis Temperatur Udara (air) Urutan aliran udara pembakaran dari temperatur yang paling rendah sampai yang lebih tinggi yaitu bottom air preheater, middle air preheater, kemudian top air preheater, seperti pada gambar 4.5.. Karena temperatur yang diketahui adalah temperatur udara (air) masuk pada bottom air preheater, maka analisis dilakukan dari komponen bottom air preheater. Data perhitungan dapat dilihat pada tabel 4.15. Flue Gas

Gambar 4.5. Skema aliran udara melewati heat exchanger

76

Tabel 4.15. Data Perhitungan Temperatur Udara No Data Nilai Satuan 1 q5 6220,367 kW 2 q7 2571,832 kW 3 q8 2744,198 kW 4 ṁair 164306,4 kg/h 45,641 kg/s 5 T1 air 30 C 6 h1 air 303.208 kJ/kg

Bottom Air Preheater Perhitungan temperatur udara pada komponen bottom air preheater adalah sebagai berikut 𝑞8 = ṁ𝑎𝑖𝑟 𝑥 (ℎ2 𝑎𝑖𝑟 − ℎ1 𝑎𝑖𝑟 ) 2744,198 𝑘𝑊 = 45,641 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 (ℎ2 𝑎𝑖𝑟 − 303.208) 𝑘𝐽/𝑘𝑔 ℎ2 𝑎𝑖𝑟 = 363,334 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Maka temperatur air keluar bottom air preheater berdasarkan tabel A-22 Termodinamika, 𝑻𝒐𝒖𝒕 = 𝑻𝟐 𝒂𝒊𝒓 = 𝟖𝟗, 𝟕𝟑 ˚𝑪 Middle Air Preheater Perhitungan temperatur udara pada komponen middle air preheater adalah sebagai berikut, dimana sudah diketahui 𝑇𝑜𝑢𝑡 𝑏𝑜𝑡𝑡𝑜𝑚 𝑎𝑖𝑟 𝑝𝑟𝑒ℎ𝑒𝑎𝑡𝑒𝑟 = 𝑇𝑖𝑛 𝑚𝑖𝑑𝑑𝑙𝑒 𝑎𝑖𝑟 𝑝𝑟𝑒ℎ𝑒𝑎𝑡𝑒𝑟 Sehingga, 𝑞7 = ṁ𝑎𝑖𝑟 𝑥 (ℎ3 𝑎𝑖𝑟 − ℎ2 𝑎𝑖𝑟 ) 2571,832 𝑘𝑊 = 45,641 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 (ℎ3 𝑎𝑖𝑟 − 363,334) 𝑘𝐽/𝑘𝑔 ℎ3 𝑎𝑖𝑟 = 419,684 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Maka temperatur air keluar middle air preheater, 𝑻𝒐𝒖𝒕 = 𝑻𝟑 𝒂𝒊𝒓 = 𝟏𝟒𝟓, 𝟒𝟒𝟓 ˚𝑪

77

Top Air Preheater Perhitungan temperatur udara pada komponen middle air preheater adalah sebagai berikut, dimana sudah diketahui 𝑇𝑜𝑢𝑡 𝑚𝑖𝑑𝑑𝑙𝑒 𝑎𝑖𝑟 𝑝𝑟𝑒ℎ𝑒𝑎𝑡𝑒𝑟 = 𝑇𝑖𝑛 𝑡𝑜𝑝 𝑎𝑖𝑟 𝑝𝑟𝑒ℎ𝑒𝑎𝑡𝑒𝑟 Sehingga, 𝑞5 = ṁ𝑎𝑖𝑟 𝑥 (ℎ4 𝑎𝑖𝑟 − ℎ3 𝑎𝑖𝑟 ) 6220,367 𝑘𝑊 = 45,641 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 (ℎ4 𝑎𝑖𝑟 − 419,684) 𝑘𝐽/𝑘𝑔 ℎ4 𝑎𝑖𝑟 = 555,863 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Maka temperatur air keluar top air preheater, 𝑻𝒐𝒖𝒕 = 𝑻𝟒 𝒂𝒊𝒓 = 𝟐𝟕𝟖, 𝟎𝟕𝟕 ˚𝑪 Berdasarkan analisis termodinamika, maka temperatur fluida yang melewati sisi dalam tube heat exchanger pada boiler dapat dilihat pada tabel 4.16 berikut Tabel 4.16. Analisis temperatur fluida pada sisi dalam tube heat exchanger No Temperatur Steam Tin Tout Satuan 1 Platen Superheater 410 456 ˚C 2 Superheater Class 2 456 540 ˚C 3 Superheater Class 1 338 410 ˚C Temperatur Air 4 HP Economizer 227 270 ˚C 5 LP Economizer 215 227 ˚C Temperatur Udara 6 Top Air Preheater 145 278 ˚C 7 Middle Air Preheater 90 145 ˚C 8 Bottom Air Preheater 30 90 ˚C 4.2.5 Perhitungan Dimensi Furnace Perhitungan dimensi furnace didasarkan dari gambar 2.6 yaitu grafik pengaruh heat release rate terhadap Furnace Exit Gas Temperature (FEGT) dan gambar 2.7 yaitu grafik mengenai pengaruh heat flux terhadap tinggi furnace. Parameter yang

78 berpengaruh antara lain FEGT atau temperatur gas keluar furnace, dan heat rate yang dihasilkan boiler. Data perhitungan furnace dapat dilihat pada tabel 4.17 berikut. Tabel 4.17. Data perhitungan dimensi furnace No Data Nilai Satuan 1 MWe 32,64 MW 2 0,3472 𝜂cycle 3 0,804 𝜂boiler indirect 4 FEGT 1031 ˚C Berdasarkan gambar 2.6, pada nilai FEGT 1031 ˚C yaitu ℎ𝑒𝑎𝑡 𝑟𝑎𝑡𝑒 = 200 𝑘𝑊/𝑚2 Dimana diketahui energi yang dihasilkan boiler adalah sebagai berikut 𝑄𝑏𝑜𝑖𝑙𝑒𝑟 = ṁ𝑓𝑢𝑒𝑙 𝑥 𝐺𝐶𝑉 𝑜𝑓 𝑐𝑜𝑎𝑙 = (24000 𝑘𝑔/ℎ 𝑥 3600 ℎ/𝑠 𝑥 3751 𝑘𝑐𝑎𝑙/𝑘𝑔 𝑥 4,187 𝑘𝐽/𝑘𝐶𝑎𝑙) = 104702,91 𝑘𝑊

Maka, luasan surface furnace boiler adalah sebagai berikut 𝑄𝑏𝑜𝑖𝑙𝑒𝑟 ℎ𝑒𝑎𝑡 𝑟𝑎𝑡𝑒 = 𝐴𝑠𝑢𝑟𝑓𝑎𝑐𝑒 𝑄𝑏𝑜𝑖𝑙𝑒𝑟 ℎ𝑒𝑎𝑡 𝑟𝑎𝑡𝑒 104702,91 𝑘𝑊 = 200 𝑘𝑊/𝑚2

𝐴𝑠𝑢𝑟𝑓𝑎𝑐𝑒 =

= 523,5 𝑚2 Berdasarkan gambar 2.7, pada nilai heat flux sebesar 200 kW/m2 yaitu ℎ𝑒𝑖𝑔ℎ𝑡 total = 27 𝑚 Karena tinggi penangkap debu bagian bawah furnace setinggi 5 m, maka tinggi furnace

79 ℎ𝑒𝑖𝑔ℎ𝑡 𝑓𝑢𝑟𝑛𝑎𝑐𝑒 = ℎ𝑒𝑖𝑔ℎ𝑡 total − tinggi 𝑎𝑠ℎ ℎ𝑜𝑝𝑝𝑒𝑟 ℎ𝑓𝑢𝑟𝑛𝑎𝑐𝑒 = 27 𝑚 − 5 𝑚 𝒉𝒇𝒖𝒓𝒏𝒂𝒄𝒆 = 𝟐𝟐 𝒎 Bentuk furnace menyerupai balok dengan penampang persegi, sehingga untuk perhitungan panjang dan lebar furnace dilakukan dengan pendekatan luas selimut balok 𝐴𝑠𝑢𝑟𝑓𝑎𝑐𝑒 = 2 (𝑝 + 𝑙) ℎ Dimana Asurface = 523,5 m2 dan h = 22 m, sehingga 𝐴𝑠𝑢𝑟𝑓𝑎𝑐𝑒 = 2 (𝑝 + 𝑙) ℎ 𝐴𝑠𝑢𝑟𝑓𝑎𝑐𝑒 2 (𝑝 + 𝑙) = ℎ 523,5 𝑚2 2 (𝑝 + 𝑙) = 22 𝑚 Karena panjang = lebar, maka 2 (2𝑝) = 23,8 𝑚 𝒑 = 𝒍 = 𝟓, 𝟗 𝒎 Berdasarkan perhitungan didapatkan bahwa dimensi furnace sebagai berikut Tinggi total (h) = 27 m Panjang (p) = 5,9 m Lebar (l) = 5,9 m Mengacu pada gambar 2.9 yaitu rekomendasi pengaruh kualitas batu bara terhadap geometri furnace, karena batu bara yang digunakan tipe low slagging lignite sehingga dimensi furnace menjadi ℎ𝑓𝑢𝑟𝑛𝑎𝑐𝑒 = 1,07 𝑥 ℎ𝑒𝑖𝑔ℎ𝑡 𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑓𝑢𝑟𝑛𝑎𝑐𝑒 𝒉𝒇𝒖𝒓𝒏𝒂𝒄𝒆 = 𝟐𝟖, 𝟖𝟗 𝒎 𝑝𝑓𝑢𝑟𝑛𝑎𝑐𝑒 = 1,16 𝑥 panjang 𝑓𝑢𝑟𝑛𝑎𝑐𝑒

80 𝒑𝒇𝒖𝒓𝒏𝒂𝒄𝒆 = 𝟔, 𝟗 𝒎 𝑙 = 1,16 𝑥 𝑙𝑒𝑏𝑎𝑟 𝑓𝑢𝑟𝑛𝑎𝑐𝑒 𝒍𝒇𝒖𝒓𝒏𝒂𝒄𝒆 = 𝟔, 𝟗 𝒎 4.2.6

Perhitungan Luas Area Perpindahan Panas Analisis perhitungan luas area perpindahan panas bertujuan untuk membandingkan hasil kalkulasi dengan kondisi existing luas area tube heat exchanger pada boiler PT Petrokimia Gresik. Metode yang digunakan yaitu metode LMTD dengan perpindahan panas secara konveksi pada bagian superheater, economizer, dan air preheater, sedangkan perpindahan panas secara radiasi terjadi pada komponen evaporator yaitu waterwall tube. Pendekatan untuk nilai overall heat transfer coefficient (U) dilakukan dengan pendekatan Nusselt number (Nu) untuk menghitung heat transfer coefficient pada sisi luar dan dalam tube. 1. Platen Superheater Data perhitungan platen superheater dapat dilihat pada tabel 4.18 berikut Tabel 4.18. Data perhitungan Platen Superheater No Data Nilai Satuan Keterangan External Tube 1 ṁfg 47,93 kg/s 2 T1 1031 C Flue gas in 3 T2 937 C Flue gas out Internal Tube 4 ṁsteam 38,194 kg/s 5 T’6 456 C Steam out 6 T’5 410 C Steam in Data tube 7 Diameter 0,032 m Existing 8 ST 0,09 m Existing 9 SL 0,065 m Existing

81 10 Panjang 7 m Existing 11 Jumlah 384 Existing 12 Aduct 7x7 m2 Existing Panas yang dipindahkan pada platen superheater 𝑞1 = = = =

ṁ𝑓𝑔 . 𝐶𝑝 . (𝑇1 − 𝑇2 ) 47,93 𝑘𝑔/𝑠 𝑥 1,111 𝑘𝐽/𝑘𝑔 𝐾 𝑥 (1031 − 937) 𝐾 5004,671 𝑘𝑊 5004671 𝑊 Flue gas

Beda temperatur sisi luar dan dalam tube, dengan metode LMTD (𝑇1 − 𝑇6′ ) − (𝑇2 − 𝑇5′ ) 𝑇 − 𝑇6′ ) ln ( 1 𝑇2 − 𝑇5′ (1031 − 456) − (937 − 410) = 1031 − 456 ln ( ) 1031 − 410 = 550,65 𝐾 = 529,7 𝐹

𝐿𝑀𝑇𝐷 (𝐾) =

Pada sisi external tube, nilai heat transfer coefficient dihitung dengan pendekatan radiasi, hr dengan melihat grafik pada gambar 2.5 yaitu nilai hrad pengaruh dari LMTD dan temperatur surface tube [4] Temperatur surface tube dianggap temperatur rata-rata fluida pada bagian internal tube sehingga, 𝑇𝑠𝑢𝑟𝑓𝑎𝑐𝑒 = 430 𝐶 = 806 𝐹 Berdasarkan gambar 2.5 dengan nilai LMTD = 529,7 F dan Tsurface = 806 F maka nilai hradiasi diambil sebesar 𝒉𝒓𝒂𝒅𝒊𝒂𝒔𝒊 = 7 𝐵𝑡𝑢/𝑓𝑡 2 ℎ 𝐹 = 𝟑𝟗, 𝟐 𝑾/𝒎𝟐 𝑲

82 Perhitungan heat transfer coefficient pada sisi internal tube dengan pendekatan Internal Flow Temperatur mean untuk mencari properties 𝑇𝑐𝑖 + 𝑇𝑐𝑜 𝑇𝑚 = 2 410 + 456 = 2 = 433 𝐶 Properties steam didapat dari tabel A-4 termodinamika pada temperatur mean, ρ 0,311492 kg/m3 μ 2,447x10-05 N s/m2 Pr 1 k 0,051028 W/m K Bilangan Reynolds 4 . ṁ𝑠 / 𝑁𝑡 𝑅𝑒 = 𝜋. 𝐷. 𝜇 4 𝑥 38,19 𝑘𝑔/𝑠 / 384 = 𝜋 𝑥 0,032 𝑥 2,447 𝑥 10−5 𝑁 𝑠 /𝑚2 = 161642,8457 Bilangan Nusselt metode Gnielinski (𝑓/8)(𝑅𝑒𝐷 − 1000)𝑃𝑟 𝑁𝑢 = 1 + 12.7(𝑓/8)1/2 (𝑃𝑟 2/3 − 1) Dimana, 𝑓 = (0,790 ln ReD – 1,64)−2 = 0,0163

83 (𝑓/8)(𝑅𝑒𝐷 − 1000)𝑃𝑟 1 + 12.7(𝑓/8)1/2 (𝑃𝑟 2/3 − 1) = 327,144

𝑁𝑢 =

Koefisien konveksi 𝑁𝑢𝐷 . 𝑘𝑓 ℎ𝑖 = 𝐷 327,14 𝑥 0,051 𝑊/𝑚 𝐾 = 0,032 𝑚 = 521,672 𝑊/𝑚2 𝐾 Perhitungan nilai overall heat transfer coefficient 1 𝑈= 1 1 + ℎ𝑟𝑎𝑑 ℎ𝑖 1 = 1 1 + 39,32 𝑊/𝑚 𝐾 521,67 𝑊/𝑚 𝐾 = 36,46 𝑊/𝑚2 𝐾 Perhitungan faktor koreksi F untuk tipe crossflow Temperature efficiency, P 𝑇6′ − 𝑇5′ 𝑃= 𝑇1 − 𝑇5′ 456 − 410 = 1031 − 410 = 0,07 Heat capacity rate ratio, R

𝑅=

𝑇1 − 𝑇2 𝑇6′ − 𝑇5′

84 =

1031 − 927 456 − 410

= 2,04 Berdasarkan grafik pada gambar 2.7, maka didapatkan nilai F = 0,99 Perhitungan Luas Area Perpindahan panas 𝑞 = 𝑈 . 𝐴 . 𝐹. 𝐿𝑀𝑇𝐷 𝑞 𝐴= 𝑈 . 𝐹. 𝐿𝑀𝑇𝐷 5004,671 𝑊 = 36,46 𝑊/𝑚 2 𝐾 𝑥 0,99 𝑥 550,65 𝐾 𝑨 = 𝟐𝟓𝟏, 𝟖𝟑𝟔 𝒎𝟐 2. Perhitungan Superheater Class 2 Perhitungan luas area perpindahan panas pada superheater class 2 di sisi internal mengikuti perhitungan platen superheater, dan untuk perhitungan Nusselt number pada sisi external tube menggunakan metode Churcil. Data Superheater Class 2 dapat dilihat pada tabel 4.19 berikut Tabel 4.19. Data Superheater Class 2 No Data Nilai External Tube 1 ṁfg 47,93 2 T2 937 3 T3 779 Internal Tube 4 ṁsteam 38,194 5 T’7 540 6 T’6 456 Data tube 7 Diameter 0,032

Satuan

Keterangan

kg/s C C

Flue gas in Flue gas out

kg/s C C

Steam out Steam in

m

Existing

85 8 9 10 11 12

ST SL Panjang Jumlah Aduct

0,045 0,06 4,6 1264 5,5 x 7

Existing Existing Existing Existing Existing

m m m m2

Panas yang dipindahkan pada superheater class 2 𝑞1 = ṁ𝑓𝑔 . 𝐶𝑝 . (𝑇2 − 𝑇3 ) = 8301,128 𝑘𝑊 = 8301128 𝑊 Flue gas

Beda temperatur sisi luar dan dalam tube, dengan metode LMTD (𝑇2 − 𝑇7′ ) − (𝑇3 − 𝑇6′ ) 𝑇 − 𝑇7′ ln ( 2 ) 𝑇3 − 𝑇6′ = 358,73 𝐾

𝐿𝑀𝑇𝐷 (𝐾) =

Perhitungan heat transfer coefficient dengan External Flow 𝑇𝑠 + 𝑇∞ 𝑇𝑓 = 2 ((456 + 410)/2) + ((1031 + 937)/2) = 2 = 708,5 𝐶 = 1307,3 𝐹 Properties flue gas didapat dari tabel ARALSAN pada temperatur film ρ 0,37224 kg/m3

86 0,000108 m2/s 0,6122 0,0696 kCal/ m h K 8,0941 x10-05 kJ/s m K 0,081 W/m K Perhitungan kecepatan flue gas ṁ𝑓𝑔 𝑉𝑔 = 𝜌 . 𝐴𝑑𝑢𝑐𝑡 47,93 kg/s = 0.37224 kg/m3 𝑥 38,5 m2 = 3,34 𝑚/𝑠 𝜗 Pr kf

Perhitungan Vmax 𝑆𝑇 .𝑉 2(𝑆𝑇 − 𝐷) 𝑔 0,09 𝑚 𝑥 2,83 𝑚/𝑠 = 2(0,09 − 0,032)𝑚 = 5,19 𝑚/𝑠

𝑉𝑔 𝑚𝑎𝑥 =

Bilangan Reynolds

𝑉𝑔 𝑚𝑎𝑥 . 𝐷 𝜗 3,21 𝑚/𝑠 𝑥 0,032 𝑚 = 0,00011 𝑚2 /𝑠 = 1537,25

𝑅𝑒 =

Perhitungan Nusselt metode Churcil pada External Flow 𝑁𝑢 = 0,3 +

0,62 𝑅𝑒𝐷 1/2 𝑃𝑟 1/3 𝑅𝑒𝐷 5/8 [1 + ( ) ] [1 + (0,4/𝑃𝑟)2/3 ]1/4 282000

4/5

0,62 𝑥 1300,751/2 0,611/3 1300,75 5/8 = 0,3 + [1 + ( ) ] [1 + (0,4/0,61)2/3 ]1/4 282000 = 18,79

4/5

87 Data hasil perhitungan Superheater Class 2 dapat dilihat pada tabel 4.20 berikut, Tabel 4.20. Data hasil perhitungan Superheater Class 2 No 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27

Data q LMTD External Tube Tf ρ 𝜗 Pr Prs k

Vg Vmax Re NuD ho Internal Tube Tmean ρ μ Pr k ṁsteam Re f NuD hi U Faktor koreksi P R F

Nilai 8301154 358,73

Satuan W K

678 0,372 1,08 x 10-4 0,6122 0,6302 0,069 8,094x10-05 0,081 3,34 5,19 1537,25 18,79 47,53

C kg/m3 m2/s

498 0,285 2,68x10-05 1,0042 0,057 0,03 44836,57 0,02 118,03 209,16 38,73 0,17 1,88 0,98

kCal/m h K kJ/s m K W/m K m/s m/s

Keterangan

ARALSAN ARALSAN ARALSAN ARALSAN ARALSAN Gas velocity

W/m2 K C N s/m2 W/m K m/s

Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6]

W/m2 K W/m2 K

Gambar 2.7

88 28

A

609,66

m2

3. Perhitungan Superheater Class 1 Perhitungan luas area perpindahan panas pada superheater class 1 di sisi external mengikuti perhitungan superheater class 1 dan pada sisi internal tube mengikuti perhitungan platen superheater. Data Superheater Class 1 dapat dilihat pada tabel 4.22 berikut dan hasil perhitungan dapat dilihat pada tabel 4.21 berikut Tabel 4.21. Data Superheater Class 1 No

Data External Tube ṁfg T3 T4 Internal Tube ṁsteam T’5 T’4 Data tube Diameter ST SL Panjang Jumlah Aduct

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

Nilai

Satuan

Keterangan

47,93 779 584

kg/s C C

Flue gas in Flue gas out

38,194 410 338

kg/s C C

Steam out Steam in

0,032 0,04 0,06 3 2212 3,5 x 7

m m m m

Existing Existing Existing Existing Existing Existing

m2

Data hasil perhitungan Superheater Class 1 dapat dilihat pada tabel 4.22 berikut Tabel 4.22. Data hasil perhitungan Superheater Class 1 No 1 2 3

Data q LMTD External Tube Tf

Nilai 9978958 303,35

Satuan W K

527,75

C

Keterangan

89 4 5 6 7

ρ 𝜗 Pr k

8 9 10 11 12

Vg Vmax ReD NuD ho Internal Tube Tmean ρ μ Pr k ṁsteam ReD f NuD hi U Faktor Koreksi P R F A

13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27

0,442 8,11 x 10-5 0,627 0,0585 6,81x10-05 0,0681 4,42 6,86 2706,44 25,39 54,03

kg/m3 m2/s kCal/m h K kJ/s m K W/m K m/s m/s

ARALSAN ARALSAN ARALSAN ARALSAN Gas velocity

W/m2 K

374 0,3394 2,236x10-05 0,996 0,046 0,017 30710,71 0,023 87,097 125,604 37,78

C kg/m3 N s/m2

W/m2 K W/m2 K

0,163 2,71 0,99 873,17

m

W/m K kg/s

2

Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6]

Gambar 2.7

4. Perhitungan High Pressure Economizer Perhitungan luas area perpindahan panas pada High Pressure Economizer di sisi external mengikuti perhitungan superheater class 1 dan pada sisi internal tube mengikuti perhitungan platen superheater. Susunan tube pada high pressure economizer yaitu staggered. Properties pada sisi internal tube dapat dilihat pada tabel A.6. Data High Pressure Economizer dapat dilihat pada tabel 4.23 berikut.

90

Tabel 4.23. Data High Pressure Economizer No 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

Data External Tube ṁfg T4 T5 Internal Tube ṁwater T’3 T’2 Data tube Diameter ST SL Panjang Jumlah Aduct

Nilai

Satuan

Keterangan

47,93 584 426

kg/s C C

Flue gas in Flue gas out

38,194 270 227

kg/s C C

Water out Water in

0,032 0,075 0,15 3,5 2624 3,8 x 7

m m m m m2

Existing Existing Existing Existing Existing Existing

Data hasil perhitungan High Pressure Economizer dapat dilihat pada tabel 4.24 berikut Tabel 4.24. Data hasil perhitungan High Pressure Economizer No 1 2 3 4 5 6 7

Data q LMTD External Tube Tf ρ 𝜗 Pr k

8 9 10

Vg Vmax ReD

Nilai 7955512 252,144

Satuan W K

710,15 0,546 5,7 x 10-5 0,64 0,047 5,51x10-05 0,05 3,29 5,75 3228,86

C kg/m3 m2/s kCal/m h K kJ/s m K W/m K m/s m/s

Keterangan

ARALSAN ARALSAN ARALSAN ARALSAN Gas velocity

91 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27

NuD ho Internal Tube Tmean ρ μ Pr k ṁsteam ReD f NuD hi U Faktor koreksi P R F A

28,1 43,91

W/m2 K

248,5 801,577 1,07x10-4 0,8415 0,619 0,014 5390,36 0,038 19,25 360,96 39,15

C kg/m3 N s/m2

W/m2 K W/m2 K

0,12 3,67 0,97 831,27

m2

W/m K kg/s

Tabel A.6 [6] Tabel A.6 [6] Tabel A.6 [6] Tabel A.6 [6]

Gambar 2.7

5. Perhitungan Top Air Heater Pada Top Air Heater, di sisi external mengikuti perhitungan external flow pada superheater class 1. Perhitungan pada sisi internal tube dimana flue gas mengalir, menggunakan metode Gnielinski mengikuti perhitungan platen superheater. Data Top Air Heater dapat dilihat pada tabel 4.25 berikut. Tabel 4.25. Data Top Air Heater No 1 2 3 4 5 6

Data Internal Tube ṁfg T5 T6 External Tube ṁair T4 air T3 air

Nilai

Satuan

Keterangan

47,93 426 300

kg/s C C

Flue gas in Flue gas out

45,64 278 145

kg/s C C

Air out Air in

92

7 8 9 10 11 12

Data tube Diameter ST SL Panjang Jumlah Aduct

0,04 0,07 0,084 7 6000 3,7 x 7

Existing Existing Existing Existing Existing Existing

m m m m m2

Data hasil perhitungan Top Air Heater dapat dilihat pada tabel 4.26 berikut Tabel 4.26. Data hasil perhitungan Top Air Heater No 1 2

14 15 16 17 18

Data q LMTD External Tube (Air) Tf ρ 𝜗 Pr k Vair Vmax ReD NuD ho Internal Tube (flue gas) Tmean ρ μ Pr k

19 20

ṁfg ReD

3 4 5 6 8 9 10 11 12 13

Nilai 6220367 151,47

Satuan W K

287,25 0,6221 4,703 x 10-5 0,683 0,04 2,83 6,6 2112,3 23,163 38,63

C kg/m3 m2/s

363 0,559 3,1x10-6 0,6437 0,046 5,39x10-5 0,0539 0,008 81967,6

W/m K m/s m/s

Keterangan

Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6]

W/m2 K C kg/m3 N s/m2 kCal/m h K kJ/s m K W/m K kg/s

ARALSAN ARALSAN ARALSAN ARALSAN

93 21 22 23 24 25 26 27 28

f NuD hi U Faktor koreksi P R F A

0,019 145,03 181,29 31,84

W/m2 K W/m2 K

0,47 0,95 0,97 1646,85

m2

Gambar 2.7

6. Perhitungan Low Pressure Economizer Perhitungan luas area perpindahan panas pada Low Pressure Economizer di sisi external mengikuti perhitungan superheater class 1 dan pada sisi internal tube mengikuti perhitungan platen superheater. Susunan tube pada high pressure economizer yaitu staggered. Properties pada sisi internal tube dapat dilihat pada tabel A.6. Data Low Pressure Economizer dapat dilihat pada tabel 4.27 berikut. Tabel 4.27. Data Low Pressure Economizer No 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

Data External Tube ṁfg T6 T7 Internal Tube ṁwater T’2 T’1 Data tube Diameter ST SL Panjang Jumlah Aduct

Nilai

Satuan

Keterangan

47,93 300 255

kg/s C C

Flue gas in Flue gas out

38,194 227 215

kg/s C C

Water out Water in

0,032 0,075 0,15 3,5 2752 3,8 x 7

m m m m m2

Existing Existing Existing Existing Existing

94 Data hasil perhitungan Low Pressure Economizer dapat dilihat pada tabel 4.28 berikut Tabel 4.28. Data hasil perhitungan Low Pressure Economizer No 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27

Data q LMTD External Tube Tf ρ 𝜗 Pr Prs k

Vg Vmax ReD NuD ho Internal Tube Tmean ρ μ Pr k ṁsteam ReD f NuD hi U Faktor koreksi P R F

Nilai 2797177 54,855

Satuan W K

Keterangan

249,25 0,683 3,92 x 10-5 0,66 0,67 0,038 4,4x10-5 0,044 2,64 4,598 3753,4 30,746 42,515

C kg/m3 m2/s

ARALSAN ARALSAN ARALSAN ARALSAN ARALSAN ARALSAN

221 839,256 1,22x10-4 0,866 0,6474 0,0139 4539,45 0,04 16,613 336,097 37,74 0,14 3,75 0,84

kCal/m h K kJ/s m K W/m K m/s m/s

Gas velocity

W/m2 K C kg/m3 N s/m2 W/m K kg/s

Tabel A.6 [6] Tabel A.6 [6] Tabel A.6 [6] Tabel A.6 [6]

W/m2 K W/m2 K

Gambar 2.7

95 28

A

1082,93

m2

7. Perhitungan Middle Air Heater Perhitungan luas area perpindahan panas pada Middle Air Heater pada sisi external dimana udara melewati heat exchanger, perhintungannya dengan pendekatan Nusselt number metode Churchil seperti pada perhitungan Superheater class 2. Pada sisi internal tube dimana flue gas mengalir, perhitungan dengan pendekatan Gnielinsky seperti pada perhitungan platen superheater. Data Middle Air Heater dapat dilihat pada tabel 4.29 berikut. Tabel 4.29. Data Middle Air Heater No 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

Data Internal Tube (flue gas) ṁfg T7 T8 External Tube (Air) ṁair T3 air T2 air Data tube Diameter ST SL Panjang Jumlah Aduct

Nilai

Satuan

Keterangan

47,93 255 202

kg/s C C

Flue gas in Flue gas out

45,64 145 90

kg/s C C

Air out Air in

0,07 0,084 0,06 2,7 6480 3x7

m m m m

Existing Existing Existing Existing Existing Existing

m2

Data hasil perhitungan Middle Air Heater dapat dilihat pada tabel 4.30 berikut Tabel 4.30. Data hasil perhitungan Middle Air Heater No 1

q

Data

Nilai 2751832

Satuan W

Keterangan

96 2 3 4 5 6 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28

LMTD External Tube (Air) Tf ρ 𝜗 Pr k Vair Vmax ReD NuD ho Internal Tube (flue gas) Tmean ρ μ Pr k ṁfg ReD f NuD hi U Faktor koreksi P R F A

110,997

K

173 0,782 3,191 x 10-5 0,686 0,037 2,78 4,63 8130,98 47,237 43,718

C kg/m3 m2/s

228,5 0,711 2,61x10-6 0,6643 0,0365 4,25x10-05 0,042 0,007 90294,1 0,018 159,5 159,53 34,31 0,33 0,96 0,95 710,78

8. Perhitungan Bottom Air Heater

W/m K m/s m/s

Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6]

W/m2 K C kg/m3 N s/m2 kCal/m h K kJ/s m K W/m K kg/s

ARALSAN ARALSAN ARALSAN ARALSAN

W/m2 K W/m2 K

m2

Gambar 2.7

97 Perhitungan luas area perpindahan panas pada Middle Air Heater mengikuti perhitungan Top air heater. Properties pada sisi internal tube dapat dilihat pada tabel A-6 Termodinamika. Data Bottom Air Heater dapat dilihat pada tabel 4.31 berikut. Tabel 4.31. Data Bottom Air Heater No 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

Data Internal Tube (flue gas) ṁfg T8 T9 External Tube (Air) ṁair T2 air T1 air Data tube Diameter ST SL Panjang Jumlah Aduct

Nilai

Satuan

Keterangan

47,93 202 145

kg/s C C

Flue gas in Flue gas out

38,194 90 30

kg/s C C

Air out Air in

0,04 0,05 0,06 2,4 5852 2,4 x 7

m m m m

Existing Existing Existing Existing Existing Existing

m2

Data hasil perhitungan Bottom Air Heater dapat dilihat pada tabel 4.32 berikut Tabel 4.32. Data hasil perhitungan Bottom Air Heater No 1 2 3 4 5 6 7

Data q LMTD External Tube (Air) Tf ρ 𝜗 Pr k

Nilai 2744198 113,493

Satuan W K

116,75 0,896 2,528 x 10-5 0,692 0,033

C kg/m3 m2/s W/m K

Keterangan

Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6] Tabel A.4 [6]

98 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27

Vair Vmax ReD NuD ho Internal Tube (flue gas) Tmean ρ μ Pr k ṁfg ReD f NuD hi U Faktor Koreksi P R F A

3,03 7,07 11185,984 56,49 46,64 173,5 0,801 2,34x10-6 0,67 0,0325 3,78x10-05 0,038 0,008 109119,5 0,018 186,91 176,69 36,9

m/s m/s W/m2 K C kg/m3 N s/m2 kCal/m h K kJ/s m K W/m K kg/s

ARALSAN ARALSAN ARALSAN ARALSAN

W/m2 K W/m2 K

0,35 0,95 0,95 689,8

m2

Gambar 2.7

9. Perhitungan Luas Area Waterwall Tube Perhitungan luas area perpindahan panas pada waterwall tube dilakukan dengan pendekatan radiasi pada sisi external tube, dan konveksi pada sisi internal tube, dimana pada sisi internal tube terjadi proses evaporasi atau boiling dari air menjadi uap. Data perhitungan waterwall tube dapat dilihat pada tabel 4.33. Tabel 4.33. Data perhitungan Waterwall tube No 1 2

ṁsteam Twater in

Data

Nilai 38,194 270

Satuan kg/s C

99 3 4 5 6 7 8 9 10

Tsteam out Tsaturated Tfurnace Tgas out Tsurface tube Data tube Diameter Panjang Jumlah

349 315 1090 1031 350

C C C C C

0,06 21,7 360

m m

Pada sisi external tube, nilai heat transfer coefficient dihitung dengan pendekatan radiasi, hr dengan melihat grafik pada gambar 2.5 pada pembahasan sebelumnya. Perhitungan LMTD pada boiling mengikuti skema pada gambar 4.6 berikut [6]

Gambar 4.6. LMTD untuk proses boiling [6] Dimana, T’s = Tsaturated 𝐿𝑀𝑇𝐷 (𝐾) =

(𝑇𝑓𝑢𝑟𝑛𝑎𝑐𝑒 − 𝑇𝑔𝑎𝑠 𝑜𝑢𝑡 ) 𝑇𝑓𝑢𝑟𝑛𝑎𝑐𝑒 − 𝑇𝑠𝑎𝑡 ln ( ) 𝑇𝑔𝑎𝑠 𝑜𝑢𝑡 − 𝑇𝑠𝑎𝑡

100 =

(1090 − 1031) 1090 − 315 ) ln ( 1031 − 315

= 745,1 𝐾 = 881,5 𝐹 Temperatur surface tube dianggap temperatur tertinggi fluida pada bagian internal tube sehingga, 𝑇𝑠𝑢𝑟𝑓𝑎𝑐𝑒 = 350 𝐶 = 662 𝐹 Sehingga nilai hradiasi berdasarkan grafik pada gambar 2.5 diambil sebesar 𝒉𝒓𝒂𝒅𝒊𝒂𝒔𝒊 = 7 𝐵𝑡𝑢/𝑓𝑡 2 ℎ 𝐹 = 𝟑𝟗, 𝟕𝟒𝟔 𝑾/𝒎𝟐 𝑲 Selanjutnya menghitung boiling heat transfer coefficient sisi internal tube dimana terlebih dahulu harus dihitung heat transfer coefficient single phase Perhitungan heat transfer coefficient single phase dengan Internal Flow Temperatur mean untuk mencari properties 𝑇𝑖 + 𝑇𝑜 𝑇𝑚 = 2 270 + 311 = 2 = 290,5 ˚𝐶 Properties saturated water didapat dari tabel A-6 termodinamika pada temperatur mean, ρ 731,141 kg/m3 μ 9,295x10-05 N s/m2 Pr 0,914 kf 0,558 W/m K

101

Bilangan Reynolds

4 . ṁ𝑠 / 𝑁𝑡 𝜋. 𝐷. 𝜇 = 24212,097

𝑅𝑒 =

Bilangan Nusselt metode Gnielinski (𝑓/8)(𝑅𝑒𝐷 − 1000)𝑃𝑟 𝑁𝑢 = 1 + 12.7(𝑓/8)1/2 (𝑃𝑟 2/3 − 1) Dimana, 𝑓 = (0,790 ln ReD – 1,64)−2 = 0,0249 (𝑓/8)(𝑅𝑒𝐷 − 1000)𝑃𝑟 1 + 12.7(𝑓/8)1/2 (𝑃𝑟 2/3 − 1) = 68,931

𝑁𝑢 =

Koefisien konveksi

𝑁𝑢𝐷 . 𝑘𝑓 𝐷 = 640,7704 𝑊/𝑚2 𝐾

ℎ𝑠𝑝 =

Perhitungan heat transfer coefficient Boilling Data properties untuk perhitungan heat transfer coefficient Boiling diambil dari temperatur saturated water dimana, Tsat = 315 ˚C. Propoerties pada temperatur saturated adalah sebagai berikut hfg

1313.435 kJ/kg

ρv

56.272805 kg/m3

ρl g

687.5625 kg/m3 9.81 m/s2

C

0.149

σ

5.67E-08

102 Excess Temperature boiling ∆𝑇𝑒 = 𝑇𝑠 − 𝑇𝑠𝑎𝑡 = (350 − 315) ˚𝐶 = 39 ˚𝐶 Pada temperatur 39 ˚C di daerah boiling regimes, perhitungan heat flux dengan pendekatan Critical heat flux, q”max [3] 1/4 𝜎 𝑔 (𝜌𝑙 − 𝜌𝑣 ) " 𝑞𝑚𝑎𝑥 = 𝐶 ℎ𝑓𝑔 𝜌𝑣 [ ] 𝜌𝑣2 = 0,013 𝑥 1313,435 𝑥 103 𝐽/𝑘𝑔 𝑥 56,27 𝑘𝑔 1/4 𝑁 𝑚 0,069 𝑚 𝑥 9,81 2 (687,56 − 56,27)𝑘𝑔/𝑚3 𝑠 /𝑚3 [ ] (56,27 𝑘𝑔/𝑚3 )2 = 6684659,5 𝑊/𝑚2 Perhitungan h boiling [4] ℎ 𝜌𝑙 0,45 0,72 (1 − 𝑋)0,08 𝑓(𝐹𝑟) = 1,136 ( ) 𝑋 ℎ𝑠𝑝 𝜌𝑣 𝑞𝑠 " + 667,2 ( ) ṁ"ℎ𝑓𝑔 Dimana, X q"s

0,7

(1 − 𝑋)0,8 𝐺𝑠,𝑓

= 0,8 (maximum mass fraction vapor in fluid) = q"max

Mass flow rate per unit cross-sectional area ṁ ṁ" = 𝐴𝑐 0,1061 = 𝜋 2 4 𝐷

103 0,1061 𝑘𝑔/𝑠 = 𝜋 2 2 4 0,06 𝑚 = 37,51 𝑘𝑔/𝑠 𝑚2 Froude number

(ṁ" / 𝜌𝑙 )2 𝑔𝐷 (37,51 𝑘𝑔/𝑠 𝑚2 / 687,562 𝑘𝑔/𝑚3 )2 = 9,81 𝑚/𝑠 2 𝑥 0,06 𝑚 = 0,00506

𝐹𝑟 =

Maka, stratification parameter 𝑓 (𝐹𝑟) = 2,63 𝐹𝑟 0,3 = 2,63 𝑥 0,005060,3 = 0,5384 Coefficient Gs,f = 1 Sehingga,

ℎ 𝜌𝑙 0,45 0,72 = 1,136 ( ) 𝑋 (1 − 𝑋)0,08 𝑓(𝐹𝑟) ℎ𝑠𝑝 𝜌𝑣 0,7 𝑞𝑠 " + 667,2 ( ) (1 − 𝑋)0,8 𝐺𝑠,𝑓 ṁ"ℎ𝑓𝑔 ℎ 640,77 𝑊/𝑚2 𝐾 0,45 687,562 𝑘𝑔/𝑚3 = 1,136 ( ) 0,80,72 (1 − 0,8)0,08 𝑥 0,5384 56,27 𝑘𝑔/𝑚3 0,7 6684659,5 𝑊/𝑚2 + 667,2 ( ) (1 37,51 𝑘𝑔/𝑠 𝑚2 𝑥 1313,435 𝑥 103 𝐽/𝑘𝑔 − 0,8)0,8 𝑥 1

𝒉 = 𝟐𝟗𝟖𝟕𝟔, 𝟗𝟕 𝑾/𝒎𝟐 𝑲

104 Perhitungan overall heat transfer coefficient, U 1 𝑈= 1 1 + ℎ𝑜 ℎ𝑖 1 = 1 1 + ℎ𝑟𝑎𝑑 ℎ𝑏𝑜𝑖𝑙𝑖𝑛𝑔 1 = 1 1 + 39,75 𝑊/𝑚2 𝐾 29876,97 𝑊/𝑚2 𝐾 = 39,69 𝑊/𝑚2 𝐾 Dimana telah dihitung sebelumnya, qwaterwall tube = 48,3 MW = 48300000 W Sehingga luas area perpindahan panas pada waterwall tube, 𝑞 𝐴= 𝑈 𝑥 𝐿𝑀𝑇𝐷 48300000 W = 36,861 𝑊/𝑚2 𝑥 749,113 𝐾 𝑨 = 𝟏𝟔𝟑𝟑, 𝟎𝟗 𝒎𝟐 4.3 Pembahasan Hasil Perhitungan 4.3.1 Efisiensi Boiler Pada Tabel 4.34 berikut adalah tabel perbandingan nilai efisiensi boiler berdasarkan hasil perhitungan direct method dan indirect method ASME PTC 4.1 Tabel 4.34. Perbandingan hasil perhitungan efisiensi boiler Direct dan Indirect Method Metode Efisiensi Boiler (%) Direct Method 90.066 Indirect Method 80.38

105

Pada tabel 3.4 di atas terlihat bahwa hasil perhitungan efisiensi boiler dengan direct method lebih besar dengan nilai 90,066 % dan perhitungan dengan indirect method nilainya lebih kecil yaitu sebesar 80,38 %. Hal ini disebabkan karena perhitungan dengan indirect method menggunakan banyak parameter sehingga lebih detail memperhitungkan losses yang terjadi pada boiler. 4.3.2 Panas Diserap Komponen Heat Exchanger Pada gambar 4.7 berikut adalah grafik persentase panas yang diserap oleh tiap komponen boiler berdasarkan hasil perhitungan pada tabel 4.12. Pembagian area didasarkan sesuai klasifikasi tipe heat exchanger, yaitu superheater, economizer, air heater, dan waterwall tube. PANAS DISERAP KOM PONEN HEAT EXCH ANG E R

SUPERHEATER 25%

WATERWALL TUBE 52%

ECONOMIZER 11% AIR PREHEATER

12%

Gambar 4.7. Grafik persentase panas yang diserap oleh tiap komponen boiler berdasarkan klasifikasi tipe heat exchanger Berdasarkan gambar 4.7 di atas, dapat dilihat bahwa persentase panas yang paling besar diserap oleh komponen evaporator atau waterwall tube yaitu sebesar 51,78 % kemudian superheater sebesar 24,96 % selanjutnya air preheater sebesar 12,37 % dan yang paling kecil yaitu economizer sebesar 10,88 %.

106 Pada BAB 3 dijelaskan bahwa berdasarkan rekomendasi oleh Khumar, (2009) dan Kakac, (1991), maka ditentukan heat absorbed pada tiap komponen heat exchanger sebagai berikut Superheater (SH) = 18 sampai 22 % Economizer (Eco) = 12 sampai 32 % Air Heater (AH) = 10 sampai 15 % Evaporator (Eva) = 46 sampai 55 % Maka dianggap bahwa boiler PT. Petrokimia Gresik tidak memenuhi angka rekomendasi yang ditentukan dengan menggabungkan referensi desain boiler dari Khumar, (2009) dan Kakac, (1991). 4.3.3 Profil Temperatur Flue Gas, Uap, Air, Udara Tiap Komponen Boiler Pada gambar 4.8 merupakan tren temperatur fluida yang melewati heat exchanger pada boiler, dimana ada flue gas, uap, air, dan udara. Berikut adalah penjelasan tiap titik pada profil temperatur fluida yang melewati heat exchanger a. Temperatur udara masuk bottom air preheater = 30 ˚C b. Temperatur udara masuk middle air preheater = 89,7 ˚C c. Temperatur udara keluar middle air preheater = 145,4 ˚C d. Temperatur udara masuk top air preheater = 145,4 ˚C e. Temperatur udara keluar top air preheater = 278,1 ˚C f. Temperatur air masuk low pressure economizer = 215 ˚C g. Temperatur air keluar low pressure economizer = 227,3 ˚C h. Temperatur air masuk high pressure economizer = 227,3 ˚C i. Temperatur air keluar high pressure economizer = 270,2 ˚C j. Temperatur air masuk waterwall tube = 270,2 ˚C k. Temperatur air keluar waterwall tube = 311 ˚C l. Temperatur uap masuk superheater class 1 = 338,3 ˚C m. Temperatur uap masuk superheater class 1 = 410,4 ˚C n. Temperatur uap masuk platen superheater = 410,4 ˚C o. Temperatur uap keluar platen superheater = 456,4 ˚C p. Temperatur uap masuk superheater class 2 = 456,4 ˚C q. Temperatur uap keluar superheater class 2 = 540 ˚C

107

Gambar 4.8. Profil temperatur fluida yang melewati heat exchanger

108 4.3.4 Luas Area Perpindahan Panas Pada tabel 4.35 berikut merupakan data kondisi existing tube di boiler PT. Petrokimia Gresik, dimana luas Area (m2) = π D. L. Nt Dimana, D = diameter tube (m) L = panjang tube (m) Nt = jumlah tube Tabel 4.35. Luas area tube pada kondisi existing boiler PT Petrokimia Gresik Komponen

D (m)

L (m)

Nt

A (m2)

Platen Superheater

0,032

7

384

270,23

Superheater Class 2

0,032

4,6

1264

584,53

Superheater Class 1

0,032

3,3

2212

733,84

HP Economizer

0,032

3,5

2624

923.65

0,04

7

6000

5280

0,032

3,5

2752

968.704

Middle Air Preheater

0,04

2,7

6480

2199,5

Bottom Air Preheater

0,04

2,432

5852

1789,17

Waterwall Tube

0,06

21,7

360

1473.120

Top Air Preheater LP Economizer

Tabel 4.36. Perbandingan luas area tube hasil perhitungan dan kondisi existing pada heat exchanger boiler PT Petrokimia Gresik Komponen

Perhitungan (m2)

Existing (m2)

Ketidaksesuaian (%)

Platen Superheater

251,84

270.33

6,84

Superheater Class 2

609,66

584.7

4,26

Superheater Class 1

873,17

734,131

18,94

HP Economizer

831,27

923,6

10,0

Top Air Preheater

1231,09

5280

68,81

109 LP Economizer

1082,93

968,704

11,79

Middle Air Preheater

599,66

2199,5

67,68

Bottom Air Preheater

575,46

1789,17

61,45

Waterwall Tube

1633,09

1473,12

3.68

Pada tabel di atas dapat dilihat bahwa luas area terbesar dimiliki oleh komponen top air preheater dimana pada kondisi existing sebesar 5280 m2 dan yang paling kecil yaitu komponen platen superheater dimana kondisi existing yaitu sebesar 270,34 m2. Dari hasil perhitungan diperoleh nilai ketidaksesuaian paling besar terdapat pada perbandingan luas area top air preheater antara perhitungan dan kondisi existing yaitu sebesar 68,81 % dimana hasil perhitungan nilainya lebih kecil yaitu 1231,09 m2 sedangkan kondisi existing 5280 m2. Ketidaksesuaian antara kalkulasi dan existing pada bagian air preheater yang cukup besar dianggap bahwa kondisi existing dibuat over desain. Kondisi over desain ini dimaksudkan untuk mengatasi masalah slagging atau penumpukkan kerak dari abu batu bara pada bagian dalam tube yang dilewati flue gas sehingga banyak laluan dari tube yang buntu. Pada saat pengambilan data, hanya sekitar 40 % dari jumlah tube pada tiap air preheater yang dapat dilewati flue gas. Slagging pada bagian dalam tube akan mengurangi luas area perpindahan panas sehingga temperatur udara yang diinginkan untuk masuk ke ruang bakar tidak tercapai.

110

(halaman ini sengaja dikosongkan)

BAB V KESIMPULAN DAN SARAN 5.1 Kesimpulan Beberapa kesimpulan yang dapat diambil dari hasil rekalkulasi berdasarkan analisis termodinamika dan perpindahan panas pada boiler kapasitas 32 MWe antara lain sebagai berikut. 1. Efisiensi boiler merdasarkan perhitungan direct method yaitu sebesar 90,066 % sedangkan dengan indirect method yaitu sebesar 80,38 %. Perhitungan dengan indirect method selalu nilainya lebih kecil karena lebih banyak parameter yang berbengaruh. 2. Panas yang diserap oleh masing-masing heat exchanger antara lain sebagai berikut Platen Superheater = 5,36 % Superheater Class 2 = 8,9 % Superheater Class 1 = 10,7 % High Pressure Economizer = 8,53 % Top Air Preheater = 6,67 % Low Pressure Economizer = 2,35 % Middle Air Preheater = 2,76 % Bottom Air Preheater = 2,94 % Waterwall Tube = 51,78 % Komponen heat exchanger yang paling banyak menyerap panas yaitu bagian waterwall tube yaitu sebesar 51,78 %, diikuti oleh superheater class 1 yaitu 10,7 %. Komponen yang paling sedikit menyerap panas adlah Low Pressure Economizer yaitu sebesar 2,35 %. 3. Dari hasil perhitungan furnace mengacu pada referensi Babcock and Wilcox, didapat dimensi furnace panjang dan lebar sebesar 6,9 m dan tinggi sebesar 28,89 m. Kondisi existing furnace yaitu panjang dan lebar masing-masing 7,16 m dan tinggi 29 m. 4. Dari hasil perhitungan luas area perpindahan panas, didapatkan hasil sebagai berikut

111

112 Platen Superheater = 251,84 m2 Superheater Class 2 = 609,66 m2 Superheater Class 1 = 873,17 m2 High Pressure Economizer = 831,27 m2 Top Air Preheater = 1646,85 m2 Low Pressure Economizer = 1082,93 m2 Middle Air Preheater = 710,78 m2 Bottom Air Preheater = 689,8 m2 Waterwall Tube = 1633,09 m2 Berdasarkan hasil perbandingan dengan kondisi existing luas area tube boiler PT Petrokimia, nilai ketidaksesuaian terbesar yaitu pada perhitungan komponen top air preheater sebesar 68,81 % dimana hasil perhitungan kedua komponen tersebut lebih kecil daripada kondisi existing. Nilai ketidaksesuaian paling kecil yaitu pada perhitungan superheater class 2 yaitu sebesar 4,26 %. 5.2 Saran Beberapa saran yang dapat disampaikan untuk penelitian yang lebih baik lagi antara lain sebagai berikut 1. Peninjauan kembali properties flue gas untuk mendapatkan hasil perhitungan yang hasilnya bisa lebih mendekati kondisi aktual, karena properties flue gas sebenanrnya tergantung dari karakteristik bahan bakar, jika karakteristik bahan bakarnya berbeda maka propertiesnya akan berbeda. 2. Alat bantu berupa software untuk analisis heat exchanger akan sangat membantu untuk memvalidasi hasil perhitungan agar hasil desain mendekati kondisi yang sebenarnya dibutuhkan. 3. Peninjauan kembali perhitungan untuk air preheater

LAMPIRAN Nilai Cp Flue Gas (ASME PTC 4.1)

115

Heat Balance PLTU PT. Petrokimia Gresik

116

FLUE GAS PROPERTIES (aralsan.com) (ARALSAN.COM)

117

118

(halaman ini sengaja dikosongkan)

DAFTAR PUSTAKA [1]

American Society of Mechanical Engineer. 1999. Fired Steam Generator. USA: ASME

[2]

Andy Suhermanto. 2012. Studi Numerik Karakteristik Aliran dan Pembakaran Pada Boiler 32 MW dengan Tangentially Fired Pulverized-Coal. Tugas Akhir: Institut Teknologi Sepuluh Nopember

[3]

Babcock & Wilcox. 1978. Steam: Its Generation and Use. New York: The Babcock. New York: The Babcock

[4]

Basu, Prabir. Kefa, Cen., & Jestin. L. 2000. Boilers and Burners - Design and Theory. New York: Springer

[5]

DJK. 2014. “Produksi Tenaga Listrik PLN Per Jenis Pembangkit dan Per Wilayah 2013”. Statistik Ketenagalistrikan.

[6]

Incropera, F.P. Dewitt, D.P. 2011. Fundamentals of Heat and Mass Transfer 7th Edition. USA: John Wiley & Sons, Inc.

[7]

Kumar. 2009. Boilers for Power and Process. USA: Taylor & Francis Group

[8]

Moran, M.J. & Shapiro, H.N. 2006. Fundamentals of engineering thermodynamics. Chicester: Wiley

[9]

Sadik Kakac. 1991. Boilers, Evaporators Condensers. USA: John Wiley & Sons, Inc.

and

113

114

(halaman ini sengaja dikosongkan)

BIODATA PENULIS Arif Maulana Akbar dilahirkan di Jakarta pada tanggal 7 Oktober 1990. Anak kedua dari tiga bersaudara ini memulai pendidikan formalnya di SDN Kaliabang Tengah III, SMPN 19 Bekasi, dan SMKN 26 Jakarta. Setelah lulus pada tahun 2010 kemudian melanjutkan menimba ilmu di Politeknik Negeri Jakarta dengan bidang studi Teknik Mesin Perancangan. Berkat minat di bidang desain dan dengan berbekal kemampuan menguasai beberapa software desain engineering, semenjak masa kuliah D3 penulis aktif mengerjakan proyek desain antara lain 3D modelling di PT Mandiri Karya Multikreasi untuk desain mesin-mesin produksi dan drafting beberapa proyek sistem perpipaan di PT. Pusaka Nusantara Teknologi. Setelah lulus, penulis melanjutkan bekerja di PT Pusaka Nusantara Teknologi sebagai piping drafter sampai November 2013. Selanjutnya penulis melanjutkan studi S1 lintas jalur di Intitut Teknologi Sepuluh November (ITS) mengambil jurusan teknik mesin dengan bidang konsentrasi konversi energi dan lulus pada Januari tahun 2016. Alamat E-mail Motto

: Pondok Ungu Permai, Bekasi Utara : [email protected] : Jadilah orang yang bermanfaat