SKRIPSI SISTEM PEMBANGKIT TENAGA

SKRIPSI SISTEM PEMBANGKIT TENAGA PERANCANGAN HEAT RECOVERY STEAM GENERATOR (HRSG) DENGAN MEMANFAATKAN GAS BUANG DARI SATU UNIT TURBIN GAS DENGAN DAYA 117,5 MW

Skripsi Yang Diajukan Untuk Melengkapi Syarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik

JANUAR BARU SIDAURUK NIM. 04 0401 050

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 2009

Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

KATA PENGANTAR Puji dan syukur penulis panjatkan kepada Tuhan Yang Maha Esa atas berkat dan kasih- Nya penulis dapat menyelesaikan skripsi ini. Skripsi ini dibuat untuk memenuhi syarat untuk memperoleh tugas sarjana di Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara. Adapun sikripsi ini diambil dari bidang mata kuliah Sistem Pembangkit Tenaga dengan judul “ Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) dengan Memanfaatkan Gas Buang dari Satu Unit Turbin Gas dengan Daya 117,5 MW ”, dengan data yang dikumpulkan dari PT. PLN Sumatera Bagian Utara. Dalam menyelesaikan sikripsi ini penulis banyak mendapat bimbingan dan dukungan dari dosen pembimbing bapak Ir. Mulfi Hazwi,M. SC. dan temanteman di Derpartemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara, baik berupa saran dan nasehat serta ilmu pengetahuan. Pada kesempatan ini, penulis mengucapkan terima kasih yang sebesarbesarnya kepada: 1. Kedua orang tua tercinta Ayahanda S. Sidauruk dan Ibunda P. Br. Sitorus yang telah berjuang untuk membimbing dan memberi yang terbaik buat penulis. 2. Bapak Ir. Mulfi Hazwi, M. SC. selaku dosen pembimbing yang telah meluangkan banyak waktu serta menyumbangkan ilmu dan nasehat kepada penulis sepanjang mengerjakan tugas sarjana ini hingga selesai. 3. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri selaku ketua Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. 4. Bapak/ Ibu dosen di Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.yang telah mendidik penulis sepanjang kuliah. 5. Bapak/ Ibu staf pegawai yang telah menolong penulis sepanjang kuliah di Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. 6. Kakak dan adik – adik saya; Hertika R. S, S. Th, Hadriani S, Yokhebet M yang telah mendukung penulis. 7. Rekan- rekan mahasiswa Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. Terkhusus untuk stambuk 2004 yang telah banyak Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

mendukung dan membantu penulis dalam perkuliahan dan pengerjaan sikripsi ini. 8. B’Rendra, B’Herbet, juga kawan – kawan dari Parsadaan Mahasiswa Samosir (PAMASA) yang telah mendukung penulis baik melalui doa dan buah pikiran selama kuliah dan pengerjaan sikripsi ini. Penulis mengharapkan saran dan kritik yang membangun dari pembaca guna mendukung penyempurnaan tugas sarjana ini. Atas saran dan kritik yang diberikan penulis ucapkan terima kasih.

Medan, Februari 2009 Penulis,

JANUAR BARU SIDAURUK NIM: 04 0401 050


DAFTAR ISI Halaman KATA PENGANTAR ....................................................................................

i

DAFTAR ISI .................................................................................................. iii DAFTAR NOTASI ........................................................................................ vi DAFTAR GAMBAR...................................................................................... ix

BAB I. PENDAHULUAN. 1.1. Latar Belakang ...........................................................................

1

1.2. Tujuan Penulisan ........................................................................

1

1.3. Batasan Masalah .........................................................................

2

1.4. Metode Penulisan .......................................................................

2

BAB II. TINJAUAN PUSTAKA. 2.1. Pengertian Siklus Gabung ...........................................................

3

2.2. Siklus Turbin Gas .......................................................................

5

2.3. Heat Recovery Steam Generator ( HRSG) ..................................

9

2.3.1. Komponen Utama HRSG ...................................................

9

2.3.2. Peralatan Bantu HRSG....................................................... 10 2.4. Alat Penukar Kalor ..................................................................... 11 2.5. Proses Pembentukan Uap............................................................ 13

BAB III. PERHITUNGAN TERMODINAMIKA. 3.1. Spesifikasi Teknis Perancangan .................................................. 14 3.2. Analisa Termodinamika Turbin Gas ........................................... 14 3.2.1. Kompresor ......................................................................... 15 3.2.2. Turbin Gas ......................................................................... 16 3.2.3. Proses Pada Ruang Bakar ................................................... 18 3.2.4. Efisiensi Thermal ............................................................... 18 3.2.5. Generator ........................................................................... 19 3.2.6. Laju Aliran Massa Udara Dengan Bahan Bakar ................. 20 3.3. Parameter Dasar Perencanaan ..................................................... 21 Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

3.3.1. Perhitungan Uap ................................................................ 21 3.3.2. Kesetimbangan Energi ....................................................... 26 3.3.3. Superheater ........................................................................ 27 3.3.4. Evaporator ......................................................................... 28 3.3.5. Ekonomiser ........................................................................ 28 3.3.6. Preheater ............................................................................ 29 3.4. Spesifikasi HRSG Yang Direncanakan ....................................... 29 3.5. Daya Yang Dibangkitkan HRSG ................................................ 30

BAB IV. UKURAN- UKURAN UTAMA HRSG. 4.1. Perhitungan Parameter Pipa Superheater..................................... 32 4.1.1. Koefisien Perpindahan Panas Dalam Pipa ( h i ) .................. 35 4.1.2. Koefisien Perpindahan Panas Luar Pipa ( h o ) .................... 37 4.1.3. Pemilihan Pipa Superheater................................................ 43 4.1.4. Koefisien Pindahan Panas Menyeluruh .............................. 46 4.1.5. Luas Bidang Pindahan Panas ............................................. 46 4.2. Perhitungan Parameter Pipa Evaporator ...................................... 47 4.2.1. Koefisien Perpindahan Panas Dalam Pipa ( h i ) .................. 50 4.2.2. Koefisien Perpindahan Panas Luar Pipa ( h o ) .................... 51 4.2.3. Pemilihan Pipa Evaporator ................................................. 56 4.2.4. Koefisien Pindahan Panas Menyeluruh .............................. 59 4.2.5. Luas Bidang Pindahan Panas ............................................. 59 4.3. Perhitungan Parameter Pipa Ekonomiser .................................... 60 4.3.1. Koefisien Perpindahan Panas Dalam Pipa ( h i ) .................. 62 4.3.2. Koefisien Perpindahan Panas Luar Pipa ( h o ) .................... 64 4.3.3. Pemilihan Pipa Ekonomiser ............................................... 68 4.3.4. Koefisien Pindahan Panas Menyeluruh .............................. 71 4.3.5. Luas Bidang Pindahan Panas ............................................. 71 4.4. Perhitungan Parameter Pipa Preheater ........................................ 72 4.4.1. Koefisien Perpindahan Panas Dalam Pipa ( h i ) .................. 75 4.4.2. Koefisien Perpindahan Panas Luar Pipa ( h o ) .................... 76 Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

4.4.3. Pemilihan Pipa Preheater ................................................... 81 4.4.4. Koefisien Pindahan Panas Menyeluruh .............................. 84 4.4.5. Luas Bidang Pindahan Panas ............................................. 84 4.5. Perhitungan Penurunan Tekanan Pada Komponen Utama HRSG 85 4.6. Perhitungan luas penampang HRSG ...............................................86 4.7. Cerobong HRSG.............................................................................88 4.8. Efisiensi ...........................................................................................89

BAB V. KESIMPULAN DAN SARAN. 5.1. Kesimpulan ................................................................................ 90 5.2. Saran .......................................................................................... 93

DAFTAR PUSTAKA ..................................................................................... 94


DAFTAR NOTASI

Notasi

Arti

Satuan

A

Luas Permukaan Perpindahan Panas.

m2

Aa

Luas Penampang Aliran.

m2

Ac

Luas Penampang Pipa Bagian Dalam.

m2

AFR

Perbandingan Udara Dan Bahan Bakar.

-

Af

Luas Permukaan Sirip.

m2

Ah

Luas Total Permukaan Yang Menyerap Panas.

m2

Rw

Tahanan Konduksi Pipa.

0

Ai

Luas Pipa Bagian Dalam.

m2

Ap

Luas Permukaan Sirip Primer.

m2

Cp

Kalor Jenis Pada Tekanan Konstan.

J/kg. K

De

Diameter Sirip.

m

Di

Diameter Dalam Pipa.

m (inch)

Do

Diameter Luar Pipa.

m (inch)

Dh

Diameter Hidrolik Pipa.

m

DN

Diameter Nominal.

(inch)

h

Enthalpi Jenis.

kJ/kg

hi

Koefisien Konveksi Bagian Dalam Pipa.

ho

Koefisien Konveksi Bagian Luar Pipa.

W/m oC

k

Konduktivitas Thermal.

W/m oC

l

Panjang Sirip.

m

L

Panjang Pipa.

m

lf

Jarak Dua Buah Pipa.

m

LMTD

Beda Suhu Rata-Rata Logaritma.

o

LHV

Nilai Kalor Bahan Bakar.

kJ/kg

m a

Laju Aliran Massa Udara.

kg/s

C/W

W / m 2 .0 C

C


m f

Laju Aliran Massa Bahan Bakar.

kg/s

m g

Laju Aliran Massa Gas Buang.

kg/s

m u

Laju Aliran Massa Uap.

kg/s

n

Jumlah Pipa Dalam Satu Baris.

-

N

Jumlah Lintasan.

-

Nf

Jumlah Sirip Perbatang

-

NG

Daya Semu Turbin.

kVA

Nu

Bilangan Nusselt.

-

P

Tekanan.

Bar

P

Daya Nyata Generator.

W

Pr

Bilangan Prandtl.

-

PT

Daya Turbin.

kW

PT

Daya Yang Disuplai Turbin ke Generator.

kW

Q

Laju perpindahan Kalor.

J/s

Q ECO

KalorYang Dihasilkan Ekonomiser.

kW

Q EVA

KalorYang Dihasilkan Evaporator.

kW

Q PRE

KalorYang Dihasilkan Preheater.

kW

q rb

Kalor pada Ruang Bakar

kJ/kg

Q SH

Kalor Yang Dihasilkan Superheater.

kW

Re

Bilangan Reynold.

-

re

Jari-Jari Luar Pipa Bersirip.

m

ri

Jari-Jari Dalam Pipa.

m

ro

Jari-Jari Luar Pipa.

m

rp

Rasio Tekanan.

-

rpk

Perbandingan Tekanan Pada Kompresor.

-

S

Tegangan Tarik Izin.

N/m 2

SD

Jarak Diagonal.

m

SL

Jarak Longitudindal dua Buah Pipa.

m

ST

Jarak Tranversal Dua Buah Pipa.

m

t

Tebal Pipa.

m (inch)

T

Temperatur.

o

C


Ta

Teperatur Gas Buang Masuk Evaporator.

o

Tb

Teperatur Gas Buang Masuk Superheater.

o

Tg

Temperatur Gas Buang.

o

∆T2

Beda Suhu Maksimum.

o

∆T1

Beda Suhu Minimum.

o

U

Koefisien Perpindahan Panas Total.

W/m2 oC

v

Volume Jenis Fluida.

m3/kg

Vg

Kecepatan Gas.

m/s

V g maks

Kecepatan Gas Maksimum Rangkuman Pipa.

m/s

Vu

Kecepatan Uap.

m/s

WK akt

Kerja Kompresor Aktual.

kJ/kg

WP

Kerja Pompa

kJ/kg

WT akt

Kerja Turbin Aktual.

kJ/kg

X

Kualitas Uap.

-

ηf

Efisiensi Sirip.

%

ηG

Efisiensi Generator.

%

ηHRSG

Efisiensi HRSG.

%

ηo

Efektifitas Sirip.

-

ηth

Efisiensi Thermal.

%

ηrb

Efisiensi Ruang Bakar.

%

ηT

Efisiensi Turbin.

%

ηtr

Efisiensi Transmisi.

%

µ ρ γ Cos ϕ

Viskositas Dinamik Fluida. Massa Jenis Fluida. Perbandingan Kalor Spesifik. Faktor Daya Pada Generator.

kg/m.s kg/m3 -

C C C C C


DAFTAR GAMBAR

Gambar

Nama Gambar Halaman

2.1.

Pembangkit Daya Siklus Gabungan.

4

2.2.

Siklus Turbin Gas Terbuka.

5

2.3.

Diagram T- s.

6

2.4.

Diagram P- V.

6

2.5.

Penukar Kalor Pipa Ganda.

10

2.6.

Distribusi Temperatur Pada Alat Penukar Kalor.

11

2.7.

Distribusi Temperatur Pada Evaporasi.

12

2.8.

Instalasi Siklus Gabung

13

3.1.

Diagram Alir Turbin Gas.

14

3.2.

Diagram T- s.

15

3.3.

Segi Tiga Daya Pada Generator.

19

3.4.

Profil Diagram Temperatur Gas Buang dan Uap.

22

3.5.

Diagram T- s yang Direncanakan.

24

3.6.

Diagram Analisa Kesetimbangan Energi.

26

3.7.

Siklus Gabungan yang Direncanakan.

30

4.1.

Sket Aliran Uap dan Gas Pada Superheater.

32

4.2.

Sketsa Rancangan Pipa- Pipa Superheater.

34

4.3.

Susunan Pipa Selang - Seling.

36

4.4.

Penampang Pipa Bersirip.

39

4.5.

Profil Luas Penampang Area Superheater.

40

4.6.

Grafik Efisiensi Sirip.

42

4.7.

Sket Aliran Uap dan Gas Buang Pada Evaporator.

46

4.8.

Sketsa Rancangan Pipa- Pipa Evaporator.

48

4.9.

Susunan Pipa Selang- Seling.

50

4.10.


56

4.11.

Sket Aliran Uap dan Gas Buang Pada Ekonomiser.

59


4.12.

Susunan Pipa Selang- Seling Ekonomiser.

63

4.13.


68

4.14.

Sket Aliran Uap dan Gas Buang Pada Preheater.

72

4.15.

Susunan Pipa Selang-Seling Preheater.

76

4.16.


82


BAB I PENDAHULUAN 1.1. Latar Belakang Sepanjang sejarah manusia, kemajuan terbesar dalam kehidupan manusia adalah meningkatnya kebutuhan energi, akan tetapi persediaan energi fosil semakin menipis. Energi alternatif seperti surya, geothermal, nuklir merupakan energi andalan di masa yang akan datang. Tetapi dalam perjalannya, energi altrnatif sulit untuk diterapkan karena membutuhkan biaya yang besar. Dalam hal ini alternatif lain dapat ditempuh dengan cara meningkatkan efisiensi suatu mesin sehingga dapat menghasilkan daya dengan pemakaian bahan bakar yang relatif lebih sedikit. Dalam kaitannya dengan hal diatas, pada skripsi ini direncanakan pemamfaatan gas buang dari satu unit turbin gas dengan daya 117,5 MW dengan menggunakan HRSG ( Heat Recovery Steam Generator ). Turbin gas dengan efisiensi dibawah 33 % menggunakan gas hasil pembakaran di ruang pembakaran sebagai fluida kerja. Sesudah diekspansikan didalam turbin gas untuk menghasilkan daya, gas asap meninggalkan turbin gas pada tekanan atmosfer, tetapi pada suhu tinggi, yaitu biasanya diatas 500oC (Lit. 3 hal 510). Energi panas yang terkandung dalam gas asap ini tidak dapat dimanfaatkan secara langsung, tetapi masih dapat dimanfaatkan sebagai sumber energi untuk menghasilkan uap, pada tekanan dan suhu yang cukup tinggi uap dapat digunakan sebagai fluida kerja pada siklus uap. Dengan pemanfaatan sebagian energi terbuang dari turbin gas dan mengkorversikan menjadi kerja ( turbin uap ) dengan menggunakan HRSG yang dikenal dengan siklus gabungan dapat meningkatkan efisiensi termis.

1.2. Tujuan Penulisan Secara umum tujuan penulisan ini adalah untuk merencanakan satu unit HRSG, dimana uap yang dihasilkan dimanfaatkan untuk menggerakkan turbin uap. Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

Tujuan khusus penulisan ini adalah untuk mengetahui performansi dari HRSG secara teoritis serta menentukan dimensi komponen-komponen utama dari HRSG tersebut.

1.3. Batasan Masalah Dalam tugas ini dirancang sebuah HRSG ( Heat Recovery Steam Generator ) yang memanfaatkan gas buang dari turbin gas dengan daya 117,5 MW , dimana uapnya mensuplai uap panas lanjut untuk sebuah turbin uap. Adapun pembahasan meliputi : 1. Perhitungan Termodinamika / Neraca kalor dan pemanas tambahan. 2. Perhitungan daya yang dihasilkan HRSG. 3. Perhitungan ukuran utama HRSG yaitu ukuran – ukuran pipa dan bahan Preheater, Ekonomiser, Evaporator, Superheater. 4. Gambar penampang HRSG.

1.4 Metodologi Penulisan Metode yang digunakan dalam penulisan tugas sarjana ini adalah sebagai berikut : a. Survey lapangan, yakni berupa peninjauan langsung ke lokasi tempat unit pembangkit itu berada. b. Studi literatur, yakni berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku, dan tulisan-tulisan yang terkait. c. Diskusi, yakni berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, dosen pembanding yang nanti akan ditunjuk oleh pihak Departemen Teknik Mesin – FT USU mengenai kekurangan-kekurangan didalam tulisan tugas sarjana ini.


BAB II TINJAUAN PUSTAKA 2.1. Pengertian Siklus Gabung Siklus gabung adalah suatu siklus yang memanfaatkan gas buang dari turbin gas ( PLTG ) untuk memanaskan air dalam ketel, dalam hal ini disebut HRSG ( Heat Recovery Steam Generator ), dan uap yang dihasilkan HRSG tersebut digunakan untuk menggerakkan turbin uap. Gas buang dari turbin gas keluar pada tekanan dan suhu diatas 500oC. Disebabkan tekanan rendah, suhu tinggi ( entalpi tinggi ) ini, gas buang tidak dapat dimanfaatkan menjadi fluida kerja. Regenerator dapat digunakan untuk memanfaatkan gas terbuang ini dengan cara memanaskan gas keluar dari kompressor sebelum masuk ke ruang bakar. Beberapa halangan penggunaan regenerator : 1. Regenerator mengakibatkan penurunan tekanan antara outlet kompressor dan inlet ruang bakar yang menyebabkan naiknya kerja kompressor karena untuk tekanan inlet turbin yang tertentu. Outlet kompressor tekanannya harus lebih tinggi. 2. Regenerator menimbulkan naiknya tekanan keluar ( back pressure ) turbin yang menyebabkan turunnya kerja turbin. 3. Regenerator sulit untuk melayani debit aliran yang tinggi. Untuk menghindarkan hal-hal diatas maka untuk pemanfaatan panas terbuang dari turbin gas digunakan ketel dalam hal ini HRSG. Hal ini jelas dapat dipahami, dimana gas buang dari turbin gas relatif masih mengandung energi yang relatif tinggi, yang dapat dimanfaatkan sebagai sumber energi bagi siklus uap. Oleh karena itu, kedua siklus dapat saling melengkapi secara termodinamika, dengan demikian dapat digabungkan menjadi satu siklus gabungan terdiri dari turbin gas dan turbin uap yang masing-masing menggerakkan generator secara terpisah. Gambar 2.1. berikut menampilkan skema pembangkit daya dengan menggunakan HRSG ( Heat Recovery Steam Regenerator ).


6

Keterangan :

RB 7

K

TG 9

HRSG

8

2

3

P

= Pompa

HRSG

= Heat Recovery Steam Generator

TU

= Turbin Uap

C

= Condensor

K

= Kompresor

RB

= Ruang Bakar

TG

= Turbin Gas

TU

P 4

1

C

Gambar 2.1 Pembangkit daya siklus gabungan

Pembangkit daya seperti gambar 2.1 diatas, disamping menghasilkan efisiensi yang tinggi dan keluaran daya yang lebih besar, siklus gabung besifat luwes, mudah dinyalakan dengan beban tak penuh, cocok untuk operasi beban dasar dan turbin bersiklus dan mempunyai efisiensi yang tinggi dalam daerah beban yang luas. Kelemahannya berkaitan dengan keruwetannya, karena pada dasarnya instalasi ini menggabungkan dua teknologi di dalam satu kompleks pembangkit daya. Dengan menggunakan daur kombinasi gas dapat diperoleh dua keuntungan utama yaitu: dapat menambah daya listrik dan dapat menghemat biaya bahan bakar. Penambahan daya listrik tanpa menambah bahan bakar juga berarti akan menaikkan efisiensi termal sistem dan dapat dinaikkan dari sekitar 24 % menjadi sekitar 42 %. Besarnya peningkatan efisiensi ini tergantung dari temperatur air pendingin yang digunakan pada PLTU dan besarnya temperatur gas buang PLTG. Makin dingin temperatur air pendingin dan semakin tinggi temperatur gas buangnya maka peningkatan efisiensinya juga semakin besar. Alasan lain pemilihan PLTGU adalah waktu konstruksi yang cepat sehingga bila ada lonjakan permintaan tenaga listrik yang harus dipenuhi dalam Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

waktu singkat dapat dibangun PLTGU secara bertahap. Tahap pertama dibangun PLTG untuk memenuhi lonjakan permintaan, sedangkan HRSG beserta PLTU dibangun dan dioperasikan kemudian bila permintaan tenaga listrik sudah meningkat. PLTGU dapat dioperasikan sebagai pembangkit untuk beban puncak maupun untuk beban dasar. Sebagai pembangkit untuk beban dasar yang perlu diperhatikan adalah kontinuitas air pendingin, sedangkan sebagai pembangkit untuk beban pencak perlu dipertimbangkan waktu start-up dari PLTGU. PLTG mempunyai waktu start-up yang cepat sedangkan untuk PLTU mempunyai waktu start-up yang lambat bila dalam kondisi cold start-up. Sehingga untuk melayani beban puncak perlu beroperasi secara warm start-up. Dalam tugas sarjana perancangan ini, dipilih siklus gabungan dengan regenerasi karena siklus ini lebih efisien digunakan dibandingkan dengan siklus gabungan lainnya dalam menghasilkan daya listrik dengan mempergunakan masing-masing satu turbin gas dan turbin uap. Disamping itu juga, adanya pemanasan air umpan atau regenerasi akan lebih mengefektifkan kerja HRSG. Pada siklus gabung sederhana, turbin gas terdiri dari kompressor udara, ruang bakar, turbin gas. Dipadukan dengan mengirim gas buang turbin gas ke HRSG sebagai pembangkit uap. Pembangkit uap ( satu tekanan ) terdiri dari turbin uap, kondensor, pompa kondensat, tangki air umpan. HRSG terdiri dari kondensat preheater, ekonomiser, drum, evaporator dan superheater. Gas keluar dari HRSG menuju cerobong. Dalam hal ini turbin gas dan turbin uap, keduanya menggunakan generator listrik masing-masing.

2.2. Siklus Turbin Gas Turbin gas bekerja dengan siklus Brayton. Siklus ideal ini terdiri dari dua proses isobar yang terjadi di ruang bakar dan proses pembuangan gas bekas, serta dua proses isentropik yang terjadi pada kompressor dan ekspansi gas pada turbin. BAHAN BAKAR

RUANG BAKAR 3

2

KOMPRESOR

TURBIN GAS

SIKLUS GAS

GENERATOR

1 4 Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

Gambar 2.2. Siklus Gas Terbuka T 3

4 2

1 s

Gambar 2.3. Siklus Bryton P

2

3

4

1

V

Gambar 2.4. Diagram P-V Turbin Gas Jalannya proses dapat diterangkan sebagai berikut (Lit. 3 hal 510): •

1-2

: Merupakan proses kompressi isentropik dalam kompressor, kondisi 1 adalah udara atmosfer, sedangkan temperatur udara hasil kompressi T2 dapat diketahui dari hubungan γ −1 γ

T2 = T1. rp

Dimana : rp = rasio tekanan P2 / P1 γ = perbandingan panas spesifik pada tekanan konstan dan panas spesifik pada volume konstan, untuk udara γ = 1,4. •

2-3

: Proses penambahan panas pada tekanan konstan dalam ruang


bakar, panas yang ditambahkan pada ruang bakar adalah : Qin = Cp ( T3 – T2 ) •

3-4

: Proses ekspansi isentropik dalam turbin, temperatur gas keluar T4 dihitung dengan hubungan : 1 T4 = T3  r  p

•

4-1

   

γ −1 γ

: Merupakan proses pelepasan kalor ke lingkungan pada tekanan konstan besarnya kalor yang dilepas dihitung dengan rumus : Qout = Cp ( T4 – T1 )

 Kerja netto turbin ( Wnet ) Kerja netto turbin merupakan kerja berguna yang dihasilkan turbin setelah kerja ekspansi dikurangi dengan kerja kompresi. Besar kerja netto turbin adalah : Wnet = WT – WK = ( h3 – h4 ) – ( h2 – h1 )…………………(Lit. 2 hal 295)  Daya netto turbin Daya netto turbin merupakan daya keluaran turbin ( daya yang dibutuhkan generator ) setelah memperhatikan kerugian-kerugian, maka daya netto turbin adalah : Pnet = m g.WT – m g.WK …………………….…(Lit. 10 hal 768)  Perbandingan kompresi optimum dicari untuk menghasilkan efisiensi termal yang maksimum atau kerja netto yang maksimum. Perbandingan kompresi optimum dapat diketahui dengan menggunakan rumus : rp max =

T3.T1 T  1  1 +  3 − 1 − 1  T1  η KηT 

………(Lit. 10 hal 768)

Perbandingan kompresi untuk menghasilkan kerja netto maksimum, maka besarnya kompresi optimum adalah : Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

1

 T  2(γ −1) ………… ……….(Lit. 10 hal 768) rp opt = ηTη K 3  T1   ketidakidealan yang terjadi menyebabkan adanya tekanan jatuh pada ruang bakar dan tekanan keluar turbin lebih besar dari tekanan atmosfer. Dengan kata lain, rasio tekanan melintas kompresor akan lebih besar daripada rasio tekanan melintas turbin. ( rpK > rpT ). Kedua rasio tekanan optimum, yaitu untuk daya dan efisiensi tidak sama, sehingga dalam perancangan perlu dicari komprominya.  Kalor Spesifik. Kalor spesifik adalah selisih antara kalor yang dimasukkan dengan kalor yang keluar, secara matematis dapat dituliskan : qeff = qin - qout = ( h3 – h2 ) – ( h4 – h1 ) ……..……..(Lit. 10 hal 767)  Kerja Spesifik Siklus Bersih ( Wnet ). Kerja spesifk siklus bersih adalah selisih kerja yagn dihasilkan turbin dengan kerja yang dibutuhkan kompressor tiap kg gas, yang secara matematis dapat dtuliskan : Wnet

= WT – WK = ( h3 – h4l ) – ( h2l – h1 ) = (h3 – h2l ) – ( h4l – h1 ) …………..(Lit. 2 hal 295)

 Efisiensi Siklus Merupakan perbandingan antara jumlah kalor yang efektif dengan kalor yang dimasukkan ke sistem yaitu :

η sik =

Wnet ………………………………(Lit. 3 hal 510) qin

= (h3 – h2l ) – ( h4l – h1 ) / (h3 – h2l )  h1 − h  = 1 -  4 11   h3 − h2  Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

2.3. Heat Recovery Steam Regenerator ( HRSG ) HRSG pada umumnya terdiri dari beberapa seri seksi-seksi superheater, evaporator, ekonomiser, dan ditambah dengan condensate preheater.

2.3.1. Komponen Utama HRSG Komponen utama HRSG terdiri dari beberapa buah alat penukar kalor, yang berhubungan satu sama lain, komponen tersebut adalah : 1. Condensate preheater Merupakan tempat pemanasan awal air umpan dari HPH2 sebelum masuk ke FWT HRSG agar air umpan yang akan didihkan mengalami kenaikan suhu. Umumnya condensate preheater menempati posisi bagian atas sekali daripada posisi pipa-pipa pemanas yang ada dan diikuti oleh pipapipa lainnya. 2. Ekonomiser Adalah alat penukar kalor yang menaikkan suhu air yang keluar dari FWT HRSG yang tekanannya paling tinggi sampai ke suhu jenuh. Disini pemanasan dilakukan oleh gas yang keluar dari pemanas lanjut dan pipa penguap. Ekonomiser ini ada yang menggunakan pipa biasa dan pipa yang bersirip. 3. Evaporator Air dari tangki melalui ekonomiser ke evaporator. Pada evaporator dengan adanya pipa penguap akan terjadi pembentukan uap, dimana media pemanasan dilakukan oleh gas yang keluar dari pemanas lanjut (superheater). Adapun jenis evaporator yang umum digunakan, seperti : evaporator bersirkulasi bebas (alami) dan evaporator sirkulasi paksa. 4. Superheater Alat penukar kalor ini digunakan untuk mengubah uap jenuh pada evaporator menjadi uap kering. Gas dari buangan turbin gas mula-mula dilewatkan pada superheater untuk memanaskan uap pada pipa-pipa superheater. Selanjutnya uap dari superheater ini akan langsung diteruskan ke turbin uap. Selain komponen-komponen utama diatas,


HRSG juga dilengkapi dengan peralatan bantu yang fungsinya juga sangat menunjang kinerja HRSG, seperti drum uap HRSG dan cerobong (stack). GAS BUANG

Keterangan : LPH HPH P SUP EVA EKO CPR FWT SD

CPR

HRSG

FWT

P2

EKO

EVA

= Low pressure heater = High pressure heater = Pompa air umpan = Superheater = Evaporator = Ekonomiser = Condenstate preheater = Feed water tank = Steam drum

SD

BAHAN BAKAR

SIKLUS UAP SUP

TURBIN UAP GENERATOR RUANG BAKAR

KOMPRESOR

TURBIN GAS

SIKLUS GAS

GENERATOR

KONDENSOR

UDARA ATMOSFER

P1

Gambar 2.8. Instalasi siklus gabung

Berikut ini adalah gambar diagram T-s dari instalasi siklus gabungan diatas.

Gambar 2.9. Diagram T-s Instalasi Siklus Gabungan

2.3.2. Peralatan Bantu HRSG


Selain komponen-komponen utama diatas HRSG juga dilengkapi dengan peralatan bantu yang fungsinya juga sangat menunjang kinerja HRSG. Adapun peralatan tersebut adalah :

o Drum HRSG Tempat penampungan air dari ekonomiser yang kemudian disirkulasikan menuju evaporator dan menampung kembali uap yang dihasilkan dari evaporator tersebut. o Cerobong (Stack) Cerobong

pada HRSG terdiri dari horizontal difuser, diverteer dan

silencer.

2.4. Alat Penukar Kalor Alat penukar kalor (heat exchanger) adalah sebuah pesawat tempat terjadinya perpindahan panas dari fluida yang temperaturnya tinggi ke fluida yang bertemperatur rendah atau sebaliknya. Jenis penukar kalor yang banyak digunakan antara lain penukar kalor pipa ganda, shell and tube dan lain-lain.

Gambar 2.5. Penukar Kalor Pipa Ganda



Kalor yang dilepas fluida panas sebesar : qh = m h . Ch ( t h1 – t h2 )



Kalor yang diterima fluida dingin sebesar : qc = m c . Cc ( t c1 – t c2 )



Dimana kalor yang dilepas fluida panas sama dengan kaor yang diterima fluida dingin.



Subskrip h dan c masing-masing menandakan fluida panas dan dingin.


Qg = m . c . dT Dimana c = panas spesifik Distribusi temperatur yang terjadi selama perpindahan panas berlangsung dapat dilihat pada gambar 2.6. ToC

ToC

Th1

Th1

Th2

Tc2

Th2

Tc2 Tc1 Tc1 L (m) (a)

L (m) (b)

Gambar 2.6. Distribusi temperatur pada alat penukar kalor a. Perpindahan panas dengan arah arus searah. b.Perpindahan panas dengan arah berlaanan arah. Laju pindahan panas dapat dinyatakan dengan beda temperatur rata-rata logaritmik LMTD : Q = U . A . ( LMTD ) Dimana :

Q

: Laju perpindahan panas ( J/s )

U

: Koef. Perpindahan panas menyeluruh ( W/m2 oC )

A

: Luas permukaan penukar kalor ( m2 )

LMTD : Beda temperatur logaritmik rata-rata ( oC ). LMTD =

(th1 − tc1 ) − (th 2 − tc 2 ) ` ln (th1 − tc1 ) / (th 2 − tc 2 )

Pada proses penguapan evaporasi dan pengembunan (kondensasi) salah satu fluida tidak mengalami perubahan suhu, walaupun perpindahan panas telah berlangsung diantara kedua fluida. Hal ini disebabkan kalor yang diterima dan Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

yang dilepas oleh fluida (kalor laten) tidak digunakan untuk menaikkan temperatur tetapi digunakan untuk mengubah fase fluida. Distribusi temperatur evaporasi dapat dilihat pada gambar 2.7.

ToC

ToC

Th1

Th1

Th2 Tc2

Tc1

Th2 Tc1

Tc2

L(m) (a)

L(m) (b)

Gambar 2.7. Distribusi temperatur pada proses evaporasi a. Distribusi temperatur aliran sejajar. b. Distribusi temperatur aliran silang. Maka beda suhu rata-rata logaritmik adalah : LMTD =

(th1 − tc1 ) − (th 2 − tc 2 ) ` ln (th1 − tc1 ) / (th 2 − tc 2 )

2.5. Proses Pembentukan Uap. Gas buangan dari siklus gas masuk ke HRSG untuk mengubah air umpan menjadi uap kering yang akan digunakan untuk memutar sudu-sudu turbin uap hingga dapat memutar beban dalam hal ini generator listrik. Setelah melalui beberapa tingkatan sudu turbin sebagian uap diekstraksikan ke pemanas awal tekanan tinggi dan pemanas tekanan rendah, sedangkan sisanya masuk ke kondensor dan dikondensasikan di kondensor, selanjutnya air dari kondensor dipompakan kembali ke HRSG melalui pemanas air tekanan tinggi, dari HRSG ini air umpan yang sudah menjadi uap kering dialirkan kembali ke turbin.


Beberapa parameter desain yang penting berkaitan dengan turbin uap adalah tekanan uap masuk turbin. Mengambil tekanan uap masuk lebih tinggi akan menguntungkan, karena ukuran sudu-sudu akan menjadi lebih kecil, namun tekanan yang terlalu tinggi efisiensi akan menurun. Parameter lain yang penting dari turbin uap adalah tekanan kondensor, dalam hal ini turbin uap dan kondensor akan disesuaikan dengan HRSGnya BAB III PERHITUNGAN TERMODINAMIKA

3.1. SPESIFIKASI TEKNIS PERANCANGAN Parameter rancangan mengenai HRSG pada perencanaan ini mengacu dari hasil data survey yang dilakukan di PT. PLN ( Persero ) unit bisnis pembangkitan dan penyaluran Sumatera Bagian Utara Sektor Belawan. Adapun spesifikasi data-data yang diperoleh dari hasil survey yang digunakan dalam perencanaan HRSG adalah: •

Daya maksimum turbin gas

: 117,5 MW (117.500 kW)

•

Bahan baker

: HSD (High Speed Diesel)

•

Temperatur tangki air umpan

: 161,2 oC

•

Perbandingan tekanan pada kompresor

: 9,47

•

Temperatur masuk kompresor

: 30 oC

•

Tekanan barometer

: 1,013 bar

•

Tipe turbin

: Aksial

•

Temperatur masuk turbin gas

: 970 oC

•

Temperatur keluar turbin gas

: 527 oC

3.2. ANALISA TERMODINAMIKA TURBIN GAS Siklus turbin gas yang digunakan adalah siklus brayton sederhana tanpa reheating dan heat exchanger seperti gambar dibawah ini : BAHAN BAKAR

RUANG BAKAR 3

2

KOMPRESOR

TURBIN GAS GENERATOR

1 Sidauruk

Januar Baru : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas 4 Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. HRSG USU Repository © 2009 Air

Gambar 3.1. Diagram Alir Turbin Gas

o

T( C)

3

4' 1

2'

4

2

1 s s ( kJ / kg.K )

Gambar 3.2. Diagram T – s

Sistem turbin gas dianalisa dengan menganalisis pada titik pada gambar, analisa ini didukung dengan menentukan beberapa harga yang ditentukan dengan mengacu pada effisiensi yang ada.

3.2.1. Kompresor Perhitungan termodinamika pada Kompresor •

Keadaan pada titik 1, dimana : T1 = 30 0 C = 30 + 273,15 = 303,15 K P1 = 1,013 bar Dari tabel udara diperoleh : h1 = 304,06 kJ/kg

•

Keadaan pada titik 2, dimana :


rpk = 9,47 ( data dari survey ) P2 = P1 . rpk ……………….(Lit. 3 hal 472) = 1,013 bar . 9,47 P2 = 9,593 bar T2 = T1 ( rpk )

γ −1 γ

T2 = 303,15 ( 9,47 )

1, 4 −1 1, 4

= 576,25 K

Sehingga harga h2 dapat diperoleh dari tabel udara ( lampiran III ) yakni sebesar 579,77 kJ/kg. •

Maka dapat dihitung kerja spesifik kompresor ( WK ) WK akt = =

h2 − h1

ηK

………….(Lit. 3 hal 476)

579,77 kJ / kg − 303,36kJ / kg 0,85

= 325,188 kJ/ kg •

Kondisi aktual perencanaan ini ( 2' ) h2' = WK akt + h1 h2' = 325,188 kJ/kg + 303,36 kJ/kg h2 ' = 628,55 kJ/kg dari tabel udara dapat diperoleh : T2' = 620,086 K

3.2.2. Turbin Gas Analisa termodinamika pada turbin gas dalam hal ini dimaksudkan untuk menentukan temperatur keluar turbin. Berbagai pertimbangan metallurgi membatasi temperatur pemasukan turbin bekerja pada sekitar 970oC (1243 K) sampai dengan 1080oC (1353 K), walaupun ada beberapa turbin gas dengan pendinginan sudu yang dapat beroperasi sampai temperatur 1350oC (1623 K) (Lit. 10 hal 765). Hal ini untuk menghindari kerusakan sudu akibat kelebihan temperatur. Dari hasil survey pada PT. PLN (Persero) sektor Belawan PLTGU P. Sicanang didapat bahwa temperatur gas buang turbin gas adalah sebesar 527 Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

o

C. Adanya kerugian tekanan dalam ruang bakar akan mempengaruhi unjuk kerja

turbin saat beroperasi. Menurut Richard Harman (Lit. 6 hal 37) diketahui bahwa perbandingan antara tekanan keluar turbin dengan udara atmosfer pada instalasi turbin gas siklus terbuka adalah 1,1 ÷ 1,2. Dalam perhitungan termodinamika ini diasumsikan 1,1 dengan alasan tekanan gas buang yang akan dihasilkan lebih besar dari tekanan atmosfer. Perhitungan termodinamika pada Turbin Gas •

Temperatur gas aktual keluar turbin (T '4 ) T '4 = 527 + 273,15 T '4 = 800,15 K, diperoleh h4' = 822,115 kJ/kg

•

Perbandingan antara tekanan keluar turbin dengan tekanan udara atmosfer pada instalasi turbin gas siklus terbuka diasumsikan 1,1, maka : P4 = P1 ( 1,1 ) = 1,013 ( 1,1 ) P4 = 1,1143 bar

•

Diperkirakan faktor penurunan tekanan sebesar 0,03 pada ruang bakar [14]: P3 = P2 ( 1 – ΔPrb ) = 9,593 bar ( 1 – 0,03 ) P3 = 9,305 bar

•

•

Sehingga diperoleh harga rasio tekanan pada turbin : rp T

=

P3 P4

rp T

=

9,305 = 8,351 1.1143

Kondisi pada titik 3 4) : T3 =

T3   1 − η 1 −  P4 T     P3  

  

γ −1 γ

    

………………………(Lit. 12 hal 201)


T3 =

833,15 1, 3507 −1    1 − 0,91 −  1,1143  1,3507      9,305      

γ = 1,3507 T3 = 1292,371 K

Dari tabel udara ( lampiran 3 ) diperoleh : h3 = 1386,92 kJ/kg. •

Jadi diperoleh WT akt sebesar : WT akt = h3 - h '4 = 1386,92 kJ/kg - 822,115 kJ/kg WT akt = 564,805 kJ / kg

3.2.3. Proses Pada Ruang Bakar. Analisa termodinamika pada ruang bakar ini dipergunakan untuk menentukan perbandingan bahan bakar dengan udara aktual (FAR)akt. Perhitungan proses pada ruang bakar, diasumsikan effisiensi ruang bakar (ηrb) adalah 0,98 dan kondisi masuk ruang bakar dianggap sama dengan kondisi keluar kompresor, maka panas yang disuplai adalah : Perhitungan termodinamika pada Ruang Bakar q rb = h3 – h '2 = 1386,92 kJ/kg – 628,55 kJ/kg = 758,37 kJ/kg Dari data survey diperoleh LHV bahan bakar gas adalah 45.700 kJ/kg, maka perbandingan bahan bakar terhadap udara adalah : q rb = LHV . ( FAR )akt . ηrb ( FAR )akt = =

qrb LHV .η rb

758,37 kg b.bakar / kg udara 45700.0,98

( FAR )akt = 0,016933 kg b.bakar / kg udara Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

Jadi perbandingan udara dengan bahan bakar adalah sebesar : ( AFR )akt = 59,056 udara / kg b.bakar

3.2.4. Effisiensi Thermal ηth = ηth =

WT akt − WK akt qrb

x100%

564,805 − 325,188 x100% 758,37

ηth = 31,59 % 3.2.5. Generator Didalam suatu proses perubahan arus bolak-balik ada 2 unsur yang terlibat pada proses konversi dasar, yaitu : 1. Daya nyata ( V I cos φ ) diukur dengan Watt, besaran inilah yang terlihat pada proses konversi dasar. 2. Daya reaktif ( V I sin φ ), tidak mempengaruhi proses konversi daya, tetapi suatu kebutuhan yang harus dilayani. Gambar dibawah ini menunjukkan daya yang bekerja pada generator AC

Daya Reaktif ( kVAR )

Daya Nyata ( kW )

Φf Da ya Se mu

(k VA

)

Gambar 3.3. Daya pada Generator

Daya yang dibutuhkan generator adalah daya buta PG (Volt Ampere) dan daya keluaran adalah P ( daya nyata ). P PG

= PG . cosφ =

P cos ϕ


= PG

117,5MW 0,80

= 145,875 MVA

Maka daya yang harus disuplai turbin ke generator adalah PT Nett : PT Nett =

PG

η Gη tr

Dimana : ηG

= effisiensi generator ( direncanakan 0,98 )

ηtr

= effisiensi transmisi = 1 transmisi yang digunakan untuk menyatukan poros turbin gas dengan poros generator adalah kopling tetap jenis kopling flens, diasumsikan tidak ada kehilangan kerja antara poros generator dengan poros turbin gas.

Maka : PT net =

145,875MW 0,92. 0,80.1

PT net = 199,56 MW

3.2.6. Laju Aliran Massa Udara Dengan Bahan Bakar. Dengan diperolehnya harga PT

net

= 199,56 MW, maka untuk

menghitung laju aliran massa udara dan bahan bakar dihitung dengan menggunakan prinsip kesetimbangan energi daya instalasi. PT net = m g WT - m a . WK m a =

(1 + m

PTnett

f

/ m a ).WT − WK

Dimana perbandingan laju aliran bahan bakar dengan laju aliran udara adalah: m f / m a

= ( FAR )akt = 0,016933 kg b.bakar / kg udara

Sehingga diperoleh : m a =

199560kW (1 + 0,016933)kg / s.564,805kJ / kg − 325,188kJ / kg

= 800,86 kg / s Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

m f

= m a . ( FAR )akt = 800,86 kg / s . 0,016933 = 13,561 kg / s

m g = m a +

m f

= 800,86 kg / s + 13,561 kg / s = 814,42 kg / s

Secara analisa termodinamika, maka daya untuk masing-masing instalasi komponen-komponen untuk setiap unit adalah sebagai berikut : 1.

Daya Kompresor PK

= m a .WK = 800,86 kg/s . 325,188 kJ/kg = 260430,06 kW = 260,43006 MW

2.

Daya Turbin PT

= m g . WT = 814,42 kg/s . 564,805 kJ/kg = 459988,5 kW = 459,9885 MW

3.

Panas yang disuplai ruang bakar QRB = m g . qrb = 814,42 kg/s . 758,37 kJ/kg = 617631,7 kW = 617,6317 MW

3.3. Parameter Dasar Perencanaan Dalam perencanaan pemanfaatan gas buang dari turbin gas ini direncanakan menggunakan satu jenis tingkat tekanan. Parameter temperatur dan tekanan uap yang akan dihasilkan harus sesuai dengan kondisi gas buang turbin gas yang ada, dan penentuan turbin uap yang akan digunakan.


3.3.1. Perhitungan Uap Temperatur uap yang akan dihasilkan harus sesuai dengan temperatur gas buang. Perbedaan temperatur yang terkecil antara 2 aliran gas dengan uap, yang biasa disebut dengan titik penyempitan ( pinch point ) a-x dan b-y ( gambar 3 – 4 ) minimum 20 oC (Lit. 10 hal 113). Pada perancangan ini diambil titik penyempitannya ( pinch point ) sebesar 25 oC.

a

Temperatur o C

x

Gas buang Superheater

b Evaporator Air / Uap

y Ekonomiser

Kondensat Preheater

Laju Pindahan Panas ( MW )

Gambar 3-4. Profil Diagram Temperatur Gas Buang dan Uap

Temperaatur gas buang sebesar 527

o

C masuk ke superheater

diperkirakan akan mengalami penurunan sebesar 2% karena adanya kerugian yang terjadi pada saluran dari turbin gas ke superheater. Maka temperatur gas buang masuk superheater ( diperkirakan ) : T = 527 oC x 0,98 = 516,64 oC Sesuai dengan hal diatas temperatur uap yang dihasilkan HRSG (Superheater) dengan pinchpoint 25 oC, adalah : Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

Tuap yang dihasilkan HRSG = 516,64 oC – 25 oC = 491,46 oC Dengan memperhitungkan adanya kehilangan panas sepanjang penyaluran uap dari HRSG hingga masuk turbin uap sebesar (0,97 ÷ 0,98 ), maka temperatur uap masuk turbin adalah : Tmasuk turbin uap = 0,98 . 491,46 oC = 481,63 oC = 480 oC (diambil) Turbin uap yang digunakan adalah turbin uap dengan kondensasi, dimana hasil ekspansi turbin uap akan dikondensasikan pada kondensor. Besarnya tekanan uap hasil ekspansi masuk kondensor menurut (Lit. 4 hal 75) adalah dibawah tekanan atmosfer, yaitu berkisar pada (0,04 ÷ 0,1) bar. Dalam hal ini, media pendingin yang akan digunakan adalah air dengan suhu ±30

o

C.

Temperatur uap hasil ekspansi turbin masuk kondensor direncanakan diatas 40 oC ( dari tabel dengan tekanan 10kPa, Tsat = 45,759 oC). Parameter yang lain mengenai turbin uap menurut (Lit. 10 hal 47), yaitu derajat kebasahan yang dapat diterima sehubungan dengan terjadinya erosi pada sudu, adalah sekitar 12%, yang artinya kualitas uap masuk kondensor (keluar turbin) sebesar 88%, dengan mempertimbangkan keamanan sudu turbin pada perencanaan ini kualitas uap masuk kondensor diambil 83%. Dari data diatas : Tmasuk turbin Pmasuk kondensor

= 480 oC = 0,1 bar

X ( kualitas uap ) = 83 % (kondisi ideal). ηT

= 85 %

maka dari diagram Mollier didapat Pmax (tekanan masuk turbin) sebesar 56,2 bar. Dengan mempertimbangkan adanya penurunan tekanan sepanjang penyaluran uap mulai dari HRSG hingga masuk turbin sebesar 5 %, maka dalam perencanaan ini tekanan HRSG, yaitu : PHRSG

= 100 / 95 x 56,2 bar = 59,16 bar

Sehingga dalam perancangan ini diperoleh : 1. Temperatur gas masuk superheater = 516,46 oC Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

2. Uap yang dihasilkan HRSG a. Temperatur

= 491,46 oC

b. Tekanan

= 59,16 bar

3. Kondisi uap masuk turbin a. Temperatur

= 480 oC

b. Tekanan

= 56,2 bar

4. Kondisi uap hasil ekspansi turbin masuk kondensor a. Temperatur

= 45,81 oC

b. Tekanan

= 0,1 bar

o T( C)

7 8 6

5

56,2 bar

59,16 bar 4 3 2 0.1 bar 1

9 9a X=0,83 s ( kJ / kg.K )

Gambar 3.5. Diagram T-s yang direncanakan •

•

Keadaan titik 1 : P1

= 0,1 bar

h1

= 191,83 kJ/kg

v1

= 0,0010102 m3/kg

Keadaan titik 2 : Wp = v1 . ( P2 – P1 ) = 0,0010102 m3/kg . ( 637,6 – 10 ) kPa


= 0,634 kJ/kg h2

= Wp + h1 = 0,634 kJ/kg + 191,83 kJ/kg = 192,464 kJ/kg

•

•


= 6,376 bar

h3

= 680,87 kJ/kg

v3

= 0,0011033 m3/kg

Keadaan titik 4 : Wp = v3 . ( P4 – P3 ) = 0,0011033 m3/kg . ( 5916 – 637,6 ) kPa = 5,029 kJ/kg h4

= Wp + h3 = 5,029 kJ/kg + 680,87 kJ/kg = 685,899 kJ/kg

•

Keadaan titik 5 : P5 = 59,16 bar h5 = hf = 1165,82 kJ/kg

•

Keadaan titik 6 : P6 = 59,16 bar h6 = hg = 2785,14 kJ/kg

•

•

•

Keadaan titik 7 : T7

= 491,46 oC

P7

= 59,16 bar

h7

= 3402,64 kJ/kg


= 56,2 bar

T8

= 480 oC

h8

= 3378,87 kJ/kg

Keadaan titik 9(kondisi ideal) : P9s

= 0,1 bar, dari table lampiran V diperoleh :


hf

= 191,83 kJ/kg dan h fg = 2392,8 kJ/kg

X ( kualitas uap ) = 0,83 Maka : h9 = h f + x.h fg h9 = (191,83 + 0,83.2392,8)kJ / kg = 2177,854kJ / kg •

Keadaan titik 9a (kondisi aktual) : P9

ηT =

= 0,1 bar dan ηT = 0,85 hg − h9 a hg − h9

Maka : h9 a = h8 − [ηT (h8 − h9 )] h9 a = 3378,87 – [ 0,85(3378,87 – 2177,854) ] = 2358,0064 kJ/kg

Maka : x =

h9 a − h f h fg

=

(2358,0064 − 191,83)kJ / kg

= 0,905 = 90,5

2392,8kJ / kg 0

0

3.3.2. Kesetimbangan Energi : Laju aliran massa uap dapat diperoleh dari hukum kesetimbangan kalor, dimana : Quap

=

m u ( h7 – h5 ) =

Qgas m g ( hb – ha )


o T( C)

b ` a

7

5

s ( kJ / kg.K )

Gambar 3.6. Diagram Analisa Kesetimbangan Energi Dimana : a-b = aliran gas buang 5-7 = aliran uap a-5 = pinch point antara suhu masuk evaporator dan suhu gas buang. b-7 = pinch point antara suhu masuk superheater dan suhu gas buang. •

Kondisi titik a : Ta

= T5 + 25 oC

T5

= 274,66 oC, diperoleh dari tabel sifat uap jenuh pada tekanan 59,16 bar

•

Ta

= (274,66 + 25) oC = 299,66 oC

ha

= 578,53 kJ / kg

Kondisi titik b : Tb

= 516,46 oC

hb

= 810,56 kJ / kg

jadi laju aliran massa uap dapat diperoleh sebesar : m u

=

m g ( hb – ha ) / ( h7 – h6 )

=

647,11kg / s(810,56 − 518,53)kJ / kg (3402,64 − 1165,82)kJ / kg


m u

= 67,126 kg / s

Jadi laju aliran massa uap yang dihasilkan adalah sebesar 67,126 kg / s.

3.3.3. Superheater Uap panas lanjut yang dihasilkan superheater, yaitu pada tekanan 59,16 bar dan temperatur 491,46 oC. Maka kalor yang diserap pada superheater adalah : Quap = m u .(h7 − h6 ) = 67,126 kg/s.(3402,64 kJ/kg – 2785,14 kJ/kg ) = 41450,305 kW Dengan demikian jumlah kalor yang harus disediakan ( Qgas ) gas buang adalah sebesar 41450,305 kW. Qgas = m g (hin − hout ) 41450,305 kW = 647,11 kg/s ( 810,56 kJ/kg – hout ) hout = 746,51 kJ/kg dari tabel udara ( lampiran 3 ) diperoleh : Tout = 457,67 oC Maka temperatur gas buang keluar superheater adalah 457,67 oC dan gas buang akan masuk ke evaporator.

3.3.4. Evaporator Pada tekanan 59,16 bar, dari tabel sifat uap jenuh diperoleh temperatur air mendidih pada 274,66 oC. Air akan mengalami penguapan pada evaporator. Besarnya kalor yang dibutuhkan untuk menguapkan air adalah : Quap = m u .(h6 − h5 ) = 67,126 kg/s . (2785,14 kJ/kg – 1165,82 kJ/kg ) = 108698,4743 kW Jadi, jumlah kalor yang harus disediakan gas buang ( Qgas ), adalah sebesar 108698,4743 kW. Qgas = m g (hin − hout ) 108698,4743 kW = 647,11 kg/s . ( 746,51 kJ/kg – hout ) hout = 578,54 kJ/kg Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

dari tabel udara ( lampiran 3 ) diperoleh : Tout = 299,67 oC Maka temperatur gas buang keluar evaporator adalah 299,67 oC dan gas buang akan masuk ekonomiser.

3.3.5. Ekonomiser Air masuk ke ekonomiser dari tangki air umpan yang dipompakan hingga tekanan 59,16 bar, dengan temperatur 161,2 oC yang akan dipanaskan hingga mencapai air jenuh dengan suhu 274,66 oC. Kalor yang dibutuhkan yaitu : Quap = m u .(h5 − h4 ) = 67,126 kg/s . (1165,82 kJ/kg – 685,899 kJ/kg ) = 32215,177 kW Dengan demikian jumlah kalor yang harus disediakan ( Qgas ) gas buang adalah sebesar 32215,177 kW. Qgas = m g (hin − hout ) 32215,177 kW = 647,11 kg/s . (578,54 kJ/kg – hout ) hout = 528,757 kJ/kg dari tabel udara ( lampiran 3 ) diperoleh : Tout = 251,804 oC Maka temperatur gas buang keluar ekonomiser adalah 251,804 dan gas buang akan masuk kondensat preheater.

3.3.6. Preheater Air masuk kondensat preheater merupakan air kondensat yang dipompakan hingga tekanan 6,376 bar dengan suhu 45,81 oC, dipanaskan hingga keadaan jenuh ( tangki air umpan ) dengan suhu 161,2 oC. Quap = m u .(h3 − h2 ) = 647,126 kg/s . ( 680,87 kJ/kg – 192,464 kJ/kg ) = 32784,741 kW Dengan demikian jumlah kalor yang harus disediakan ( Qgas ) gas buang adalah sebesar 32784,741 kW. Januar Baru Sidauruk : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW, 2009. USU Repository © 2009

Qgas = m g (hin − hout ) 32784,741 kW

= 647,11 kg/s . ( 528,76 kJ/kg – hout )

hout = 478,097 kJ/kg dari tabel udara ( lampiran 3 ) diperoleh : Tout = 202,56 oC Maka temperatur gas buang keluar preheater adalah 202,56 oC dan gas buang akan menuju cerobong.

3.4.

Spesifikasi HRSG yang direncanakan Dari perhitungan dan beberapa penentuan yang menjadi pertimbangan

dalam rancangan diambil spesifikasi,yaitu : 1. Jenis HRSG yang direncanakan adalah HRSG pipa air sirkulasi alami. 2. Sumber panas pada HRSG berasal dari panas gas buang dari satu unit turbin gas. a. Temperatur gas masuk superheater

= 516,46 oC

b. Laju aliran massa gas buang masuk HRSG = 647,11 kg / s 3. Uap yang dihasilkan HRSG : a. Temperatur

= 491,46 oC

b. Tekanan

= 59,16 bar

c. Laju aliran massa uap

= 67,126 kg / s

4. Temperatur di tiap titik komponen HRSG :

3.5.

•

Temperatur gas buang masuk superheater

= 516,46 oC

•

Temperatur gas buang masuk evaporator

= 457,67 oC

•

Temperatur gas buang masuk ekonomiser

= 299,67 oC

•

Temperatur gas buang masuk preheater

= 251,804 oC

•

Temperatur gas buang keluar preheater

= 202,56 oC

Daya yang dibangkitkan HRSG Berdasarkan uap yang dihasilkan HRSG, maka daya yang dihasilkan

turbin uap tersebut adalah : PT

= ηT . m u ( h8 – h9 ) = 0,85.67,126 kg/s (3378,87 kJ/kg – 2358,0046 kJ/kg)


= 58247,52 kW = 58,24752 MW Jadi daya yang dihasilkan turbin uap adalah sebesar 58,24752 MW.


GAS BUANG

Kete

LPH HPH P SH EVA EKO CPR FWT SD

o

o

202,56 C

CPR FWT

o

HRSG

251,81 C P2

EKO 299,67 o

C

EVA

SD

BAHAN BAKAR

457,67 oC

SIKLUS UAP

SH

o

516,46 C TURBIN UAP

G RUANG BAKAR

527 oC

KOMPRESOR

TURBIN GAS

SIKLUS GAS

GENERATOR

P1

UDARA ATMOSFER

Gambar 3.7. Siklus gabungan yang direncanakan

BAB IV UKURAN-UKURAN UTAMA

4.1. Perhitungan Parameter Pipa HP Superheater Superheater

adalah

pipa-pipa

pemanas

yang

berfungsi

untuk

memanaskan uap yang berasal dari drum uap menjadi uap panas lanjut. Superheater ini terletak pada bagian bawah sekali daripada susunan komponen alat penukar kalor yang ada pada HRSG. Sistem perpindahan panasnya adalah sistem konveksi berlawanan arah. Dimana uap mengalir dari atas ke bawah sementara gas buang mengalir dari bawah ke atas. Pada sistem perpindahan panas konveksi berlawan arah luas perpindahan panas yang dibutuhkan akan lebih kecil bila dibandingkan dengan sistem konveksi satu arah, karena untuk kondisi kapasitas dan temperatur yang sama besarnya harga beda suhu rata-rata logaritma ( LMTD ) pada sistem konveksi arus berlawanan arah adalah lebih besar daripada konveksi searah. Besarnya luas permukaan perpindahan panas yang dibutuhkan diperoleh dari persamaan berikut : A =

Q U .(LMTD )

…………………..(Lit. 7 hal 490)

Dimana : A

= Luas permukaan perpindahan kalor ( m2 )

Q

= Besar perpindahan kalor ( J/s )

U

= Koefisien perpindahan kalor menyeluruh ( W/m2 oC )

LMTD = Beda suhu rata-rata logaritma ( oC ) Besarnya harga LMTD sistem perpindahan panas pada superheater ini adalah seperti ditunjukkan pada gambar berikut :

T oC Tg2 T6 516,46 oC

491,36 oC 457,67 oC

274,66 oC T7 Tg1

Gambar 4.1. Sket aliran uap dan gas buang pada superheater

Dimana sebelumnya telah diperoleh : T7

= Temperatur uap masuk superheater

= 274,66 0C

T8

= Temperatur uap keluar superheater

= 491,46 0C

Tg1

= Temperatur gas buang masuk superheater

= 516,46 0C

Tg2

= Temperatur gas buang keluar superheater

= 457,67 0C

Dimana :

LMTD =

∆Tmax − ∆Tmin ………………………..(Lit. 8 hal 510) ∆Tmax ln ∆Tmin

dimana : ∆Tmax = Tg1 – T8 = 516,46 0C – 491,36 0C = 25,1 oC ∆Tmin = Tg2 – T7 = 457,67 0C – 274,66 0C = 183,01 0C Maka diperoleh harga LMTD : LMTD =

183,010 C − 25,10 C 183,010 C ln 25,10 C

LMTD = 79,485 0C

Besarnya harga koefisien perpindahan kalor menyeluruh (U) dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut:

1 = U

1 A hi  c  Ah

  

+ Ah .Rw +

1 …………………….(Lit. 8 hal 505) η 0 .h0

dimana : hi

= Koefisien konveksi dalam pipa ( W/m2 0C )

Ac/Ah = Perbandingan luasan pipa bagian dalam dengan luasan pipa yang menyerap kalor Ah.Rw = Tahanan konduksi pipa HP Superheater ( m2 0C/W ) ho

= Koefisien konveksi gas buang ( W/ m2 oC )

η0

= Efektivitas sirip bagian luar.

Pipa superheater dalam hal ini direncanakan menggunakan pipa baja dengan diameter kecil. Diambil ukuran pipa dari ukuran standart pipa untuk baja schedule 40 dengan diameter nominal ( DN ) 1 ½, bertujuan agar pembentukan uap dapat berlangsung lebih cepat. Maka diambil ukuran- ukuran pipa sebagai berikut : Di

: Diameter dalam = 1,9 in

= 0,048 m

Do

: Diameter luar

= 1,61 in

= 0,040894 m

t

: Tebal pipa

= 0,145 in = 0,003683 m

untuk menentukan banyaknya jumlah pipa yang dibutuhkan sesuai dengan kapasitas uap dan diameter pipa yang direncanakan, maka diambil suatu batasan sebagai berikut :  Panjang pipa uap aktif yang berhubungan dengan pipa – pipa = 7 m (dengan memperhitungkan standart panjang pipa yang ada )  Jarak antara dua buah pipa = 2 . Do = 0,084 m  Panjang pipa perbatang = 14,64 m Penentuan panjang pipa berdasarkan pemilihan dari panjang pipa yang sering digunakan dengan panjang 4,88 m (Lit. 11 hal 142). Maka sket perancangan pipa superheater dapat dilihat pada gambar berikut :

Gambar 4.2 Sketsa rancangan pipa – pipa superheater.

Sehingga jumlah pipa – pipa superheater yang dibutuhkan adalah :

n=

7 +1 0,096

= 74 batang dalam satu baris

4.1.1. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa ( hi ) Koefisien pindahan panas dalam pipa ( hi ) seharusnya ditentukan pada temperatur film. Dalam hal ini dapat juga ditentukan pada kondisi temperatur uap rata – rata superheater ( T u = 410,75 oC ) pada tekanan 88,8842 bar. Dari tabel sifat- sifat air pada berbagai tekanan dan temperatur, (Lampiran 11) setelah diinterpolasi diperoleh data – data sebagai berikut :

µ

= 2,4538 . 10-5 kg/ m.s

k

= 0,05991 W/m 0C

ρ

= 1/v = 21,41 kg/m3

Pr

= 1,08167

Cp

= 2,6326 J/kg.K

 Kecepatan aliran uap pada superheater dihitung sebagai berikut :

Vu =

m u . …………..…………..(Lit. 12 hal 339) ρ .n. Ai

dimana: Vu

= Kecepatan aliran uap dalam pipa ( m/s )

m u

= Laju aliran uap = 67,126 kg / s

n

= Jumlah pipa superheater = 74 batang

v

= Volume jenis uap, dihitung atas dasar volume jenis uap rata- rata pada superheater dengan tekanan 59,16 bar.  v +v v = 6 7 ; dimana : v6 = 0,033028 m3 / kg 2 v 7 = 0,056869 m3 / kg v=

0,033028 + 0,056869 2

= 0,0449 m3 / kg Maka diperoleh harga kecepatan uap sebesar :

Vu =

67,126.0,056869 2 74π / 4(0,0409)

= 31,016 m/s Diperoleh kecepatan uap dalam pipa sebesar 31,016 m/s masih dalam batas kecepatan uap maksimum yang diijinkan untuk uap kenyang yaitu sebesar 50 m/s.(lit. MJ. Djokostyardjo “ Pembahasan lebih lanjut tentang ketel uap ‘1990, hal 186) Besarnya koefisien pindahan panas dianalisa berdasarkan harga bilangan Reynold: Re =

ρ .Vu .Di …………………….(Lit. 1 hal 234) µ

(

Dimana : ρ = Massa jenis uap pada superheater kg / m3

)

µ = Viskositas dinamik uap ( kg/m.s ) Di = Diameter dalam (m) Maka :

Re =

ρ .Vu .Di µ

Re =

21,41. 31,016 . 0,0409 2,4538 .10− 5

= 1106844,474  Aliran yang terjadi adalah turbulen ( Re >2300 ), maka hi dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut : hi =

N u .k …….(Lit. 1 hal 283) Di

 Bilangan Nussselt dapat dihitung dengan : N u = 0,023Re

0 ,8

.Pr

0, 4

……………………(Lit. 7 hal 252)

= 0,023 . ( 1106844,474 ) 0,8 . ( 1,08167 ) 0,4 = 1624,18 Dengan :

κ

= 0,05991 W/m oC

Di

= 0,0409 m

Maka :

hi =

1624,18. 0,05991 0,0409

hi = 2379,09 W/m2 oC

4.1.2 Koefisien Pindahan Panas di Luar Pipa ( ho ) Susunan pipa yang dirancang adalah susunan selang – seling. Seperti pada gambar dibawah ini.

Gambar 4.3 Susunan pipa selang – seling Dimana : ST SL

= Jarak transversal ( transverse pitch ) ( m ) = Jarak longitudinal ( longitudinal pitch ) ( m )

SD = Jarak diagonal ( m ) A1 = Jarak antara 2 buah pipa secara transversal ( m ) A2 = Jarak antara 2 buah pipa secara diagonal ( m ) Direncanakan ST = SL = 2. Do = 0,096 m Dalam perencanaan ini susunan pipa direncanakan selang – seling. Untuk mendapatkan besarnya koefisien konveksi terlebih dahulu ditentukan sipat – sipat

gas buang. Sipat – sipat gas buang seharusnya dievaluasi pada temperatur film, dapat juga dievaluasi pada temperatur rata – rata ( pendekatan ) gas buang, yaitu : Tg =

516,46 + 457,67 2

= 487,065 oC

= 760,215 oK

Dari tabel sipat – sipat udara ( lampiran 11 ) diperoleh :

κ

= 0,05564 W/m 0K

µ

= 3,510 .10-5 kg/ m.s

Pr

= 0,6866

ρ

= 0,4647 kg/m3

Cp

= 1,0881 J/kg. K

 Maka dapat dihitung kecepatan gas maksimum ( V g maks ) pada rangkuman pipa, dimana dari gambar dibawah ini, maka kecepatan maksimum dapat terjadi pada A1 dan A2 ( gambar 4.3 )

o Apabila pada A1, maka : V gmaks =

ST .V g …………………(Lit. 8 hal 344) ( S T − DO )

o Apabila pada A2, maka :

V gmaks =

ST .V g ……………….(Lit. 8 hal 344) 2( S D − DO )

Vgmaks terjadi pada A2 apabila:

SD <

ST + DO 2

 2  ST  2  SD =  SL +      2    2    0,0962 +  0,096     2   

0,5

<

S T − DO …….(Lit. 8 hal 344) 2

<

0,096 − 0,048 2

0,5

0,107912636 > 0,07239

Maka dapat disimpulkan V g maks terjadi pada A1 :

V gmaks =

ST .V g ……………………..(Lit. 8 hal 344) ( S T − DO )

dimana : Vg = Kecepatan gas masuk pada rangkuman pipa diukur pada temperatur gas buang masuk rangkuman pipa Vg =

dimana : m g

ρg

m g

ρ g .S T .n.L

: Laju aliran gas buang = 647,11kg/s : Massa jenis gas buang pada T gas buang masuk = 516,46 oC : = 789,61 oK yaitu, sebesar 0,4468 kg/m3

ST

: Jarak dua buah pipa = 0,096 m

n

: Banyak pipa 1 baris = 74 batang

L

: Panjang pipa 1 batang = 14,64 m

Maka :

Vg =

647,11 0,4468.0,096.74.14,64

= 13,925 m/s  Maka dapat diperoleh kecepatan gas maksimum (V g maks ) sebesar :

Vgmaks =

0,096 .13,925 (0,096 − 0,048)

= 27,85 m/s Sehingga Bilangan Reynold maksimum untuk gas buang, adalah :

Re =

ρ .V gmaks .Dh µ

Dimana : Re

: Bilangan Reynold

ρ

: Massa jenis gas pada suhu rata – rata ( kg/m3 )

Dh

: Diameter hidrolik pipa ( m )

µ

: Viskositas dinamik pada suhu rata – rata ( kg/m.s )

Dimana :

Dh = 1 f .4.

Aa ……………………(Lit. 9 hal 8) Ah

Dimana : 1f


Aa

: Luas penampang aliran ( m2 )

Ah

: Luas total permukaan yang menyerap panas ( m2 )

Dan : ho =

Nu.k Dh

Dimana : NU = Bilangan Nusselt K = Konduktivitas gas buang ( W/m oC ) Pada perancangan pipa – pipa HPSuperheater ini, dirancang menggunakan sirip untuk menyediakan luas permukaan pindahan panas yang dibutuhkan, ukuran sirip terlihat pada gambar di bawah ini.

Gambar 4.4. Penampang pipa bersirip Dimana : ro

: Jari – jari luar pipa = 0,024 m

1

: Panjang sirip = 0,009 m

re

: Jari –jari pipa bersirip =0,033 m

δ

: Tebal sirip = 0,00046 m

Nf

: Jumlah sirip = 289 sirip/m

ri

: Jari –jari dalam pipa = 0,0204 m.

Penentuan panjang, tebal dan jumlah sirip diperoleh dari lampiran 2, berdasarkan penelitian, maka dapat dicari : o Luas permukaan sirip ( Af )

(

)

 2.π De 2 − Do 2  Af =  + π .De .δ .N f 4   dimana : Af

: Luas permukaan sirip ( m2 )

De

: Diameter sirip = 0,066 m

Do

: Diameter luar pipa = 0,048 m

δ


Nf

: jumlah sirip dalam 1 meter panjang pipa

Maka diperoleh luas permukaan sirip sebesar :

(

)

 2.π . 0,0662 − 0,0482  Af =  + π .0,066.0,0046.289 4  

= 0,9586 m2 dalam 1 meter panjang pipa

o Luas permukaan primer ( Ap ) A p = π .Do (L − δ .N f )N t

Dimana : Nt : 1, untuk 1 batang pipa. Ap = [π .0,048(1 − 0,00046.289)].1 = 0,13068 m2 untuk 1 meter panjang pipa o Luas total permukaan pipa yang menyerap panas untuk 1 meter panjang pipa ( Ah ) dan Ah = Af + Ap Dimana : Ah

: Luas total permukaan pipa yang menyerap panas ( m2 )

Af

: Luas permukaan sirip

Ap

: Luas primer

Maka luas total permukaan pipa yang menyerap panas diperoleh sebesar : Ah =0,9586 + 0,13068 = 1,0893 m2 o Perhitungan Diameter hidraulik ( Dh ): Luas penampang area aliran gas buang ( gambar 4.5 )

1 m 0,00046 m

Gambar 4.5. Profil luas penampang area HPSuperheater

Dalam hal ini,  Luas penampang area ( Aa ) merupakan luas penampang tanpa sirip dalam 1 meter dikurangi luas sirip dalam 1 meter. Aa = (S T − DO )L − 2(1.δ .N f

)

= ( 0,096 – 0,048 ). 1 – 2 ( 0,009.0,00046.289) = 0,0456 m2  Maka dapat diperoleh harga diameter hidrolik ( Dh ):  0,0456  Dh = 0,096.4.   0,0893  = 0,016 m dalam 1 m panjang pipa  Sehingga Bilangan Reynold :

Re =

0,4647.27,85.0,016 3,510.10− 5

= 5899,44 2000 < Re < 40.000 Jumlah baris diasumsikan ≥ 10  Maka rumus mencari bilangan Nusselt (Lit. 8 hal 355) adalah: Nu = 1,13. C1. Re m . Pr 0,33 Dimana:

Nu

= Bilangan Nusselt

Re

= Bilangan Reynold

Pr

= Bilangan Prandalt

Harga konstanta C1 dan m diperoleh dari tabel korelasi Grimson ( lampiran 1 ) yang bergantung pada harga SL / Do dan ST / Do direncanakan.

dari susunan pipa yang

S L 0,09652 = =2 Do 0,04826

S T 0,09652 = =2 Do 0,04826

Dari tabel diperoleh : C1 = 0,482 dan m = 0,556,

Nu = 1,13.0,482(5899,44)0,556 (0,6866)

1

3

= 60,015  Maka dapat dicari koefisien pindahan panas di luar pipa ( ho ) ho = =

Nu.k Dh

60,015.0,05564 0,016

= 208,702 W/m2 oC

4.1.3. Pemilihan Pipa HP Superheater Untuk dapat menjamin kekuatan pipa HPsuperheater khususnya dalam menahan tekanan yang terjadi didalam pipa, maka kekuatan material pipa yang digunakan ditentukan dengan menggunakan rumus : S≥

P.DO P − ……………………................(Lit. 2 hal 311) 2.t 2

Dimana : P

= Tekanan yang terjadi pada pipa, dalam hal ini sebesar 59,16 Bar = 1857,82 psi

S

= Tegangan tarik yang diijinkan ( psi )

Do

= Diameter luar pipa ( in )

S≥

857,82.1,9 857,82 − 2.0,145 2

S ≥ 5191,29 psi

Sehingga dengan tegangan yang diperoleh diatas, dipilih material yang memiliki tegangan ijin ( S ) diatas 5191,29 psi dalam suhu maksimum yang terjadi. Dari tabel bahan pipa ( lampiran 7 ) direncanakan material pipa yang digunakan adalah terbuat dari Seamless Alloy Steel ( SA 135, 1Cr-1/2Mo ) dimana pada temperatur 1000 oF masih memiliki tegangan ijin sebesar 6550 psi.

Jadi cukup aman untuk digunakan pada superheater dengan suhu maksimum yang terjadi 961,628 oF. Mencari efisiensi sirip dengan menggunakan grafik efisiensi sirip (Lit. 8 hal 108) seperti pada gambar ,

Gambar 4.6. Grafik efisiensi sirip  Dari data – data sirip pada perhitungan sebelumnya maka dapat dihitung : •

Lc = L +

δ 2

= 0,009 +

0,00046 2

= 0,00923 m •

r2 c = re +

δ 2

= 0,033 +

0,00046 2

= 0,03323 m •

Am = Lc.δ

= ( 0,0923.0,00046 ) m = 0,4245. 10-5 m 2 •

r2 c 0,03323 = ro 0,024 = 1,3846

•

3

2

Lc (ho / k . Am)

1 2

Dimana : k = konduktivitas bahan pipa ( Lampiran 9 ) Diperoleh = 30,671 w/m oC

 0,0923 2  208,702 −5  30 , 671 . 0 , 4245 . 10   3

3

1 2

1 2

Lc (ho / k . Am) = 1,1227 ≅ 1,12 2

 Dari grafik diperoleh harga efisiensi sirip ( η f ) setelah diinterpolasi diperoleh η f = 55,59 %  Perbandingan luas permukaan sirip dengan luas total permukaan pipa yang menyerap panas dalam 1 meter ( Af / Ah ) Af / Ah = 0,9586 m2 / 1,0893 m2 = 0,8800  Perbandingan luas bagian dalam pipa dengan luas total permukaan pipa yang menyerap panas dalam 1 meter ( Ac / Ah ).

Ac π .Di .L = Ah 1,0893 =

π .0,0409.1 1,0893

= 0,1179  Efektivitas sirip :

ηo = 1 −

Af Ah

(1 − η ) f

= 1 – 0,8800 ( 1 – 0,5559 ) = 0,609  Tahanan konduksi pada pipa superheater ( Ah. Rw ) D  Di ln o   Di  Ah .Rw = A  2.k  c   Ah 

 0,04826  0,040894 ln  0,040894   = = 0,0013107 m 2 oC / W 2.20,33037276.0,1136110891

4.1.4. Koefisien Pindahan Panas Menyeluruh

1 1 1 = + Ah .Rw + η o .ho U h  Ac   i  Ah 

1 1 1 = + 0,000905 + U 2379,09.0,1179 0,609.208,702 1 = 0,01234 U

Maka : U = 81,04 W/m2 oC

4.1.5 Luas Bidang Pindahan Panas Maka diperoleh

A= dimana :A Q

Q U .(LMTD ) = Luas permukaan perpindahan kalor ( m2 ) = Panas yang diserap superheater, pada perhitungan sebelumnya diperoleh = 41450305

U

= Koefisien perpindahan kalor menyeluruh = 81,04 W/m2 0C

LMTD = Beda suhu rata-rata logaritma = 79,485 0C Maka :

A=

41450305 81,04.79,485

A = 6439,92 m2  Lintasan yang dibutuhkan untuk menyerap panas dengan jumlah 73 batang pipa dalam 1 baris :

N=

A n. Ah l

Dimana :

Maka :

N

= jumlah lintasan

A

= Luas permukaan pindahan panas yang dibutuhkan = 6434,92

Ah

= Luas total permukaan pipa yang menyerap panas = 1,0893

n

= jumlah pipa perbaris = 74 batang / baris

N=

6434,92 74.1,0893.14,64

= 5,45 lintasan = 6 Lintasan Jadi jumlah pipa yang dibutuhkan pada HPSuperheater, 6 x 74= 444 Batang

4.2 Perhitungan Parameter Pipa HP Evaporator HPEvaporator

adalah

pipa-pipa

pemanas

yang

berfungsi

untuk

menguapkan air dari keadaan cair jenuh menjadi uap yang hampir jenuh (x =0,94). Air jenuh berasal dari HPdrum, dan akibat perbedaan massa jenis yang diakibatkan pemanasan terjadi sirkulasi, dan uap akan kembali ke HPdrum. Sistem pindahan panas yang terjadi adalah sistem konveksi searah, dimana air mengalir dari bawah keatas demikian juga gas buang. Gas buang yang dimanfaatkan pada komponen ini berasal dari gas buang yang keluar dari HPSuperheater. Distribusi temperatur dan arah aliran fluida dapat dilihat seperti pada gambar. Besarnya harga LMTD sistem perpindahan panas pada HPEvaporator ini seperti ditunjukkan gambar dibawah ini. T oC Tg3 T6 457,67 oC

299,67 oC

274,66

274,66 oC T5 Tg2

Gambar 4.7. Sket aliran uap dan gas buang pada HP Evaporator


= Temperatur uap keluar HP Evaporator

= 274,66 0C

T5

= Temperatur uap masuk HP Evaporator

= 274,66 0C

Tg2

= Temperatur gas buang masuk HP Evaporator

= 457,67 0C

Tg3

= Temperatur gas buang keluar HP Evaporator

= 299,67 0C

Dimana :

LMTD =

∆Tmax − ∆Tmin ……………….(Lit. 11 hal 179) ∆Tmax ln ∆Tmin

dimana : ∆T max = Tg2 – T5 = 457,67 – 274,66 = 183,01 0C ∆T min = Tg3 – T6 = 299,67 – 274,66 = 25,01 0C

Maka diperoleh harga LMTD : LMTD =

183,01− 25,01 183,01 ln 25,01

LMTD = 79,386 0C Besarnya harga koefisien perpindahan kalor menyeluruh (U) dihitung dari persamaan berikut atas dasar bidang luas pipa, yaitu:

1 = U

1 A hi  c  Ah

  

+ Ah .Rw +

1 ……………………….(Lit. 8 hal 108) η 0 .h0

dimana : hi Ac/Ah

= Koefisien konveksi dalam pipa ( W/m2 0C ) = Perbandingan luasan pipa bagian dalam dengan luasan pipa yang menyerap kalor

Ah.Rw = Tahanan konduksi pipa HP Evaporator ( m2 0C/W ) ho


η0


Pipa HP Evaporator dalam hal ini direncanakan menggunakan pipa baja dengan diameter lebih besar dar pipa HPSuperheater. Diambil ukuran pipa dari ukuran standart pipa untuk baja schedule 40 dengan diameter nominal ( DN ) 2. Maka diambil ukuran- ukuran pipa HPEvaporator sebagai berikut : Di

: Diameter dalam = 2,067 in = 0,0525018 m

Do

: Diameter luar

= 2,375 in = 0,060325 m

t

: Tebal pipa

= 0,154 in = 0,00391116 m

untuk menentukan banyaknya jumlah pipa yang dibutuhkan sesuai dengan kapasitas uap dan diameter pipa yang direncanakan, maka diambil suatu batasan seperti yang ada pada HPSuperheater:  Panjang pipa uap aktif yang berhubungan dengan pipa – pipa = 7 m  Jarak antara dua buah pipa = 2.Do = 0,12065 m  Panjang pipa perbatang = 14,64 m Penentuan panjang pipa berdasarkan pemilihan dari panjang pipa yang sering digunakan dengan panjang 4,88 m (Lit. 11 hal 142). Jumlah pipa dalam 1 baris direncanakan sama seperti perancangan pada HP Superheater Maka sket perancangan pipa HP Superheater dapat dilihat pada gambar dibawah:

Gambar 4.8.. HP Evaporator yang direncanakan

Sehingga jumlah pipa – pipa HP Evaporator yang dibutuhkan adalah :

n=

7 +1 0,12065

= 59 batang pipa dalam satu baris.

4.2.1. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa ( hi ) Koefisien pindahan panas dalam pipa ( hi ) seharusnya ditentukan pada temperatur film. Dalam hal ini dapat juga ditentukan pada kondisi temperatur uap rata – rata HPEvaporator ( T u = 274,66 oC ) pada tekanan 59,16 Bar. Dari tabel sifat- sifat air pada berbagai tekanan dan temperatur, (Lampiran 11) setelah diinterpolasi diperoleh data – data sebagai berikut :

κ

= 0,56 W/m 0C

µ

= 0,968 . 10-4 kg/ m.s

ρ

= 1/v = 30,277 kg/m3

Pr

= 0,905

Cp

= 5,018 J/kg.K

 Kecepatan aliran uap pada pipa HP Evaporator dihitung sebagai berikut :

Vu =

m u . v …………………..............(Lit. 10 hal 339) n. Ai

dimana Vu


m u

= Laju aliran uap = 67,126 kg/s

n

= Jumlah pipa HP Evaporator = 59 batang

v

= Volume jenis uap, dihitung atas dasar volume jenis uap rata- rata pada HP Evaporator dengan tekanan 59,16 bar v=

v6 + v5 ; dimana : pada 59,16 Bar : v6 = 0,033028 m3/kg 2 V7 = 0,01316 m3/kg

v=

0,033028 + 0,001316 2

= 0,017172 m3/kg Maka diperoleh harga kecepatan uap sebesar :

Vu =

67,126(0,017172) = 9,03 m/s 59.π / 4(0,0525018) 2

Besarnya koefisien pindahan panas dianalisa berdasarkan harga bilangan Reynold, dihitung dari persamaan berikut :

R=

ρ .Vu .Di µ

R=

30,277.9,03.0,0525018 = 148280,67 0,968.10− 4

 Aliran yang terjadi adalah turbulen ( Re > 2300 ), maka hi dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut :

hi =

N u .k ……..[35] Di


0 ,8

.Pr

0, 4

………………………(Lit. 10 hal 364)

= 0,023 . ( 148280,67 ) 0,8 . ( 0,905 ) 0,4 = 302,87 Dengan :

κ

= 0,56 W/m oC

Di

= 0,0525 m

Maka :

hi =

302,87 .0,56 0,0525

= 3230,613 W/m2 oC

4.2.2 Koefisien Pindahan Panas di Luar Pipa ( ho ) Susunan pipa HPEvaporator yang dirancang adalah susunan selang – seling. Seperti pada gambar di belakang..

Gambar 4.9. Susunan pipa selang – seling Dimana : ST

SL

= Jarak transversal (transverse pitch) = Jarak longitudinal (longitudinal pitch)

SD

= Jarak diagonal (m)

A1

= Jarak antara 2 buah pipa secara transversal (m)

A2

= Jarak antara 2 buah pipa ssecara diagonal (m)

Dimana direncanakan ST = SL = 2. Do = 0,12065 m Sifat – sifat gas buang dievaluasi pada temperatur rata – rata : Tg =

457,67 + 299,67 2

= 378,67oC

= 651,82 K


κ

= 0,05122 W/m 0K

µ

= 3,3172 .10-5 kg/ m.s

ρ

= 0,514 kg/m3

Pr

= 0,6928

Cp

= 1,0639 kJ/kg. K

 Maka dapat dihitung kecepatan gas maksimum ( V g maks ) pada rangkuman pipa, dimana dari gambar dibawah ini, maka kecepatan maksimum dapat terjadi pada A1 dan A2 ( gambar 4.9 ) o Apabila pada A1, maka :

V gmaks =

ST .V g ( S T − DO )


V gmaks =

ST .V g 2( S D − DO )

o V g maks terjadi pada A2 apabila : SD <

S T + DO 2

 2  ST  2  SD =  SL +      2   

0,5

<

S T − DO 2

2   0,12065   S D =  0,12065 2 +    2    

0,5

<

0,134835 > 0,09045 Maka dapat disimpulkan V g maks terjadi pada A1 :

0,12065 + 0,060325 2

V gmaks =

ST .V g ………………..(Lit. 8 hal 344) ( S T − DO )


dimana : m g

ρg

m g

ρ g .S T .n.L : Laju aliran gas buang = 688,03135 kg/s : Massa jenis gas buang pada Tgas

masuk =

457,67 oC

= 710,82 o K yaitu, sebesar 0,4832 kg/m3

Maka : Vg =

ST


n


L


647,11 0,4832.0,12065.59.14,64 = 12,856 m/s

 Maka dapat diperoleh kecepatan gas maksimum (V g maks ) sebesar :

Vgmaks =

0,12065 .12,856 (0,12065 − 0,060325)

= 25,71 m/s Sehingga Bilangan Reynold maksimum untuk gas buang, adalah :

Re =

ρ .V gmaks .Dh µ

Dimana : Re

: Bilangan Reynold

ρ


Dh


µ


Dimana : Dh = 1 f .4. Dimana :

Aa ………………………(Lit. 9 hal 8) Ah

1f


Aa


Ah


Dan : ho =

Nu.k Dh

Dimana : NU = Bilangan Nusselt K = Konduktivitas gas buang ( W/m oC ) Pada perancangan pipa – pipa HPEvaporator ini, dirancang menggunakan sirip dengan profil yang sama dengan HPSuperheater (Gambar 4.4.)untuk menyediakan luas permukaan pindahan panas yang dibutuhkan, ukuran sirip seperti di bawah ini. ro


1


re


δ


Nf



(

)

 2.π De 2 − Do 2  Af =  + π .De .δ .N f 4   dimana : Af


De


Do


δ


Nf

: jumlah sirip dalam 1 meter panjang pipa = 346 sirip


(

)

 2.π . 0,0783252 − 0,0603252  Af =  + π .0,078325.0,00031.346 4  

= 1,38 m2 dalam 1 meter panjang pipa o Luas permukaan primer ( Ap ) A p = π .Do (L − δ .N f )N t

Dimana : Nt : 1, untuk 1 batang pipa. Ap = [π .0,060325(1 − 0,00031.346)].1

= 0,169m2 untuk 1 meter panjang pipa o Luas total permukaan pipa yang menyerap panas untuk 1 meter panjang pipa ( Ah ) dan Ah = Af + Ap Dimana : Ah


Af

: Luas permukaan sirip = 1,38 m2

Ap

: Luas primer = 0,169 m2

Maka luas total permukaan pipa yang menyerap panas diperoleh sebesar : Ah =1,38 + 0,169 = 1,549 m2  Luas penampang area ( Aa ) merupakan luas penampang tanpa sirip dalam 1 meter dikurangi luas sirip dalam 1 meter. Aa = (S T − DO )L − 2(1.δ .N f

)

= ( 0,12065– 0,060325 ). 1 – 2 ( 0,009. 0,00031.346 ) = 0,0584 m2  Maka dapat diperoleh harga diameter hidrolik ( Dh ):  0,0584  Dh = 0,12065.4.   1,594  = 0,0182 m dalam 1 m panjang pipa  Sehingga Bilangan Reynold :

Re =

0,5415.25,71.0,0182 3,182.10− 5

= 7962,91 2000 < Re < 40.000 Jumlah baris diasumsikan ≥ 10  Maka rumus mencari bilangan Nusselt adalah: Nu = 1,13. C1. Re m . Pr 0,33

Dimana : Nu

= Bilangan Nusselt

Re

= Bilangan Reynold

Pr

= Bilangan Prandalt

Harga konstanta C1 dan m diperoleh dari tabel korelasi Grimson ( lampiran 1 ) yang bergantung pada harga SL / Do dan ST / Do


direncanakan.

S L 0,1206 = =2 Do 0,0603

dan

ST 0,1206 = =2 Do 0,0603 Dari tabel diperoleh : C1 = 0,482 dan m = 0,556, maka diperoleh harga bilangan Nusselt :

Nu = 1,13.0,482(7962,91)0,556 (0,68207)

1

3

= 70,75  Maka dapat dicari koefisien pindahan panas di luar pipa ( ho ) ho =

=

Nu.k Dh

70,75.0,04963 = 192,93 W/m2 oC 0,0182

4.2.3. Pemilihan Pipa HP Evaporator Untuk dapat menjamin kekuatan pipa HPEvaporator khususnya dalam menahan tekanan yang terjadi didalam pipa, maka kekuatan material pipa yang digunakan ditentukan dengan menggunakan rumus : S≥

P.DO P − ……………………(Lit. 2 hal 311) 2.t 2

Dimana : P


S


t

= Tebal pipa (in)

= Diameter luar pipa (in)

Do

S≥

857,82.2.375 857,82 − 2.0,154 2

S ≥ 6185,77 psi

Sehingga dengan tegangan yang diperoleh diatas, dipilih material yang memiliki tegangan ijin (S) diatas 6185,77 psi dalam suhu maksimum yang terjadi. Dari tabel bahan pipa (lampiran 7) direncanakan material pipa yang digunakan adalah terbuat dari Seamless Alloy Steel 176 (18Cr – 8Ni ) dimana pada temperatur 900 oF masih memiliki tegangan ijin sebesar 10150 psi. Jadi cukup aman untuk digunakan pada HPEvaporator dengan suhu maksimum yang terjadi 855,806 oF  Mencari efisiensi sirip dengan menggunakan grafik efisiensi sirip seperti pada gambar,


Lc = L +

δ 2

= 0,009 +

0,00031 2

= 0,009155 m •

r2 c = re +

δ 2

= 0,03915 + •

0,0031 2

= 0,039305 m

Am = Lc.δ

= ( 0,009155.0,00031 ) m •

r2 c 0,039305 = ro 0,0301625

•

Lc 2 (ho / k . Am) 2

= 0,2838.10-5 m 2 = 1,3036

1

3

Dimana : k = konduktivitas bahan pipa ( Lampiran 9 ) Diperoleh = 19,865 w/m oC 1

2 0,009155 192,93 −5  19,865.0,2838.10   3

2

= 1,62  Dari grafik diperoleh harga efisiensi sirip ( η f ) setelah diinterpolasi diperoleh η f = 40,645 %  Perbandingan luas permukaan sirip dengan luas total permukaan pipa yang menyerap panas dalam 1 meter ( Af / Ah ) Af / Ah = 1,38 m2 / 1,549 m2 = 0,8909  Perbandingan luas bagian dalam pipa dengan luas total permukaan pipa yang menyerap panas dalam 1 meter ( Ac / Ah ).

Ac π .Di .L = Ah 1,549 =

π .0,0525.1 1,549


ηo = 1 −

Af Ah

(1 − η ) f

= 1 – 0,8909 ( 1 – 0,40645 ) = 0,4712  Tahanan konduksi pada pipa superheater ( Ah. Rw ) D  Di ln o   Di  Ah .Rw = A  2.k  c   Ah 

 0,060325  0,0525018 ln  0,0525018   = 2.19,865.0,1064

= 0,00172 m2 oC / W


1 1 1 = + Ah .Rw + η o .ho U h  Ac   i A h  1 1 1 = + 0,00172 + U 3230,613.0,1064 0,4712.192,93 1 = 0,015629 U

Maka : U =

1 0,015629

= 63,984 W/m2 oC

4.2.5 Luas Bidang Pindahan Panas :

A=

dimana :A Q

Q U .(LMTD ) = Luas permukaan perpindahan kalor ( m2 ) = Panas

yang

diserap

HPEvaporator,

pada perhitungan

sebelumnya diperoleh = 108698474,3 W U



A=

108698474,3 , A = 21399,723 m2 63,984.79,386

 Jumlah lintasan yang dibutuhkan untuk menyediakan luas permukaan yang menyerap panas : N =

A n. Ah

Dimana : N

= jumlah lintasan

A

= Luas permukaan pindahan panas yang dibutuhkan = 21399,723 m2

Ah

= Luas total permukaan pipa yang menyerap panas untuk 1 m = 1,549 m2

n


N=

Maka :

21399,723 59.1,549.14,64

= 15,994 lintasan

≅ 16 Lintasan Jadi jumlah pipa yang dibutuhkan pada HP Evaporator, 16x 59= 944 Batang

4.3 Perhitungan Parameter Pipa HP Ekonomizer. Pipa HPEkonomizer merupakan pipa – pipa pemanas yang berfungsi untuk memanaskan air yang dipompakan dari tangki air umpan hingga cair jenuh pada HPdrum. Sistem perpindahan panas yang terjadi adalah konveksi berlawanan arah, dimana air mengalir dari atas ke bawah sedangkan gas buang mengalir dari bawah keatas. T oC Tg4 T4 299,67 oC

274,66 oC

251,804o C

161,20 oC T5 Tg3

Gambar 4.11. Sket aliran uap dan gas buang pada HP Ekonomizer


= Temperatur uap keluar HP Ekonomizer

= 274,66 0C

T5

= Temperatur uap masuk HP Ekonomizer

=161,2 0C

Tg3

= Temperatur gas buang masuk HP Ekonomizer

= 299,67 0C

Tg4

= Temperatur gas buang keluar HP Ekonomizer

= 251,804 0C

Dimana :

LMTD =

∆Tmax − ∆Tmin …………………..(Lit. 11 hal 179) ∆Tmax ln ∆Tmin

dimana : ∆T max = Tg4– T5 = 251,804 -161,2 = 90,604 0C ∆T min = Tg3 – T6 = 299,67 – 274,66 = 25,01 0C Maka diperoleh harga LMTD : LMTD =

90,604 − 25,01 90,604 ln 25,01

LMTD = 50,96 0C Besarnya harga koefisien perpindahan kalor menyeluruh (U) dihitung dari persamaan berikut atas dasar bidang luas pipa, yaitu:

1 = U

1 A hi  c  Ah

  

+ Ah .Rw +

1 ……………………..(Lit. 8 hal 505) η 0 .h0

dimana : hi Ac/Ah

= Koefisien konveksi dalam pipa ( W/m2 0C ) = Perbandingan luasan pipa bagian dalam dengan luasan pipa yang menyerap kalor

Ah.Rw = Tahanan konduksi pipa HP Ekonomizer ( m2 0C/W ) ho


η0


Pipa HP Ekonomizer dalam hal ini direncanakan menggunakan pipa baja sama halnya dengan pipa HPSuperheater dengan diameter kecil. Diambil ukuran pipa dari ukuran standart pipa untuk baja schedule 40 dengan diameter nominal ( DN ) 1,5 “ ( lampiran ukuran pipa ). Maka diambil ukuran- ukuran pipa HPEvaporator sebagai berikut : Di

: Diameter dalam = 1,610 in = 0,0409 m

Do

: Diameter luar

= 1,900 in = 0,04826 m

t

: Tebal pipa

= 0,145 in = 0,003683 m

untuk menentukan banyaknya jumlah pipa yang dibutuhkan sesuai dengan kapasitas uap dan diameter pipa yang direncanakan, maka diambil suatu batasan seperti yang ada pada HPEkonomizer:  Panjang pipa uap aktif yang berhubungan dengan pipa – pipa =7 m  Jarak antara dua buah pipa = 2. Do = 0,09652 m  Panjang pipa perbatang = 14,64 m Penentuan panjang pipa berdasarkan pemilihan dari panjang pipa yang sering digunakan dengan panjang 4,88 m (Lit. 11 hal 142) Jumlah pipa dalam 1 baris direncanakan sama seperti perancangan pada HPSuperheater. Sehingga jumlah pipa – pipa HP Ekonomizer yang dibutuhkan adalah :

n=

7 +1 0,09652

= 74 batang pipa dalam satu baris

4.3.1. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa ( hi ) Koefisien pindahan panas dalam pipa ( hi ) seharusnya ditentukan pada temperatur film. Dalam hal ini dapat juga ditentukan pada kondisi temperatur uap rata – rata HPEkonomizer ( T u = 211,88 oC ) pada tekanan 88,8842 Bar. Dari tabel sipat- sipat air pada berbagai tekanan dan temperatur, (Lampiran 12) setelah diinterpolasi diperoleh data – data sebagai berikut :

κ

= 0,6519 W/m 0C

µ

= 1,2586. 10-4 kg/ m.s

ρ

= 1/v = 759,474 kg/m3

Pr

= 0,87915

Cp

= 4,58437 J/kg.K

 Kecepatan aliran uap pada pipa HP Ekonomiser dihitung sebagai berikut :

Vu =

m u . v …………………….(Lit. 10 hal 339) n. Ai

dimana Vu


m u

= Laju aliran uap = 67,126 kg/s

n

= Jumlah pipa HP Ekonomizer = 74 batang

v

= Volume jenis uap, dihitung atas dasar volume jenis uap rata- rata pada HP Ekonomizer dengan tekanan 59,16 bar Dari tabel diperoleh : v = 0,0013162 m3/kg

Maka diperoleh harga kecepatan uap sebesar :

Vu =

77,31037(0,0013162) 74.π / 4(0,0409) 2

= 0,91 m/s  Besarnya koefisien pindahan panas dianalisa berdasarkan harga bilangan Reynold, dihitung berikut : Re =

759,747.0,91.0,0409 1,2586.10− 4

= 224670,456  Aliran yang terjadi adalah turbulen ( Re > 2300 ), maka hi dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut :

hi =

N u .k Di


0 ,8

.Pr

0, 4

……………………(Lit. 10 hal 364)

= 0,023 . ( 224670,456 ) 0,8 . ( 0,87915 ) 0,4 = 417,436 Dengan : κ Maka: hi =

= 0,6519 W/m oC

417,436.0,6519 0,0409

= 6653,46 W/m2 oC

; Di = 0,0409 m

4.3.2 Koefisien Pindahan Panas di Luar Pipa ( ho ) Susunan pipa HPEvaporator yang dirancang adalah susunan selang – seling. Seperti pada gambar dibawah ini.

Gambar 4.12. Susunan pipa selang – seling HPEkonomizer

Dimana direncanakan ST = SL = 2. Do = 0,09652 m Sipat – sipat gas buang dievaluasi pada temperatur rata – rata : Tg =

299,67 + 251,804 2

= 2275,737 oC

= 548,887 oK


κ

= 0,04353 W/m 0K

µ

= 2,844 .10-5 kg/ m.s

Pr

= 0,680

ρ = 0,6437 kg/m3 Cp = 1,039 kJ/kg. K

 Maka dapat dihitung kecepatan gas maksimum ( V g maks ) pada rangkuman pipa, dimana dari gambar dibawah ini, maka kecepatan maksimum dapat terjadi pada A1 dan A2 ( gambar 4.12 ) o Apabila pada A1, maka :

V gmaks =



V gmaks =

ST .V g 2( S D − DO )


S T + DO 2

 2  ST  2  SD =  SL +      2   

0,5

<

S T − DO 2

2   0,09652   S D =  0,09652 2 +     2    

0,5

<

0,09652 − 0,0,04826 2

0,107912636 > 0,07239 Maka dapat disimpulkan V g maks terjadi pada A1 :

V gmaks =

ST .V g ……………………….(Lit. 8 hal 344) ( S T − DO )


dimana : m g

ρg

m g

ρ g .S T .n.L : Laju aliran gas buang = 688,03135 kg/s : Massa jenis gas buang pada Tgas

masuk =

299,67 oC

= 572,82 oK yaitu, sebesar 0,61747 kg/m3

Maka:

ST


n


L


Vg =

647,11 0,61747.0,09652.74.14,64

= 10,022 m/s  Maka dapat diperoleh kecepatan gas maksimum (V g maks ) sebesar :

Vgmaks =

0,09652 .10,022 = 20,044 m/s (0,09652 − 0,04826)

Sehingga Bilangan Reynold maksimum untuk gas buang, adalah :

Re =

ρ .V gmaks .Dh µ

Dimana : Re

: Bilangan Reynold

ρ


Dh


µ


Dimana : Dh = 1 f .4.

Aa ……………………..(Lit. 9 hal 8) Ah

Dimana : 1f


Aa


Ah


Dan : ho =

Nu.k Dh

Dimana : NU = Bilangan Nusselt K = Konduktivitas gas buang ( W/m oC ) Pada perancangan pipa – pipa HPEkonomizer ini, dirancang menggunakan sirip dengan profil yang sama dengan HP Superheater (Gambar 4.4.)untuk menyediakan luas permukaan pindahan panas yang dibutuhkan, ukuran sirip seperti di bawah ini. ro


2


re


δ


Nf



(

)

 2.π De 2 − Do 2  Af =  + π .De .δ .N f 4   dimana : Af


De


Do


δ


Nf



(

)

 2.π . 0,066262 − 0,048262  Af =  + π .0,06626.0,00046.289 4  

= 0,963 m2 dalam 1 meter panjang pipa o Luas permukaan primer ( Ap ) A p = π .Do (L − δ .N f )N t

Dimana : Nt : 1, untuk 1 batang pipa. Ap = [π .0,04826(1 − 0,00046.289)].1

= 0,1314 m2 untuk 1 meter panjang pipa o Luas total permukaan pipa yang menyerap panas untuk 1 meter panjang pipa ( Ah ) dan Ah = Af + Ap Dimana : Ah


Af


Ap


Maka luas total permukaan pipa yang menyerap panas diperoleh sebesar : Ah = 0,963 + 0,1314 = 1,0944 m2  Luas penampang area ( Aa ) merupakan luas penampang tanpa sirip dalam 1 meter dikurangi luas sirip dalam 1 meter. Aa = (S T − DO )L − 2(1.δ .N f

)

= ( 0,09652– 0,04826 ). 1 – 2 ( 0,009. 0,0046.289 ) = 0,04587 m2  Maka dapat diperoleh harga diameter hidrolik ( Dh ):  0,04587  Dh = 0,09652.4.   1,0944  = 0,0162 m dalam 1 m panjang pipa

 Sehingga Bilangan Reynold dari persamaan sebelumnya:

Re =

0,6437.20,044.0,0162 2,844.10− 5

= 7349,424 2000 < Re < 40.000 Jumlah baris diasumsikan ≥ 10  Maka rumus mencari bilangan Nusselt adalah: Nu = 1,13. C1. Re m . Pr 0,33 Harga konstanta C1 dan m diperoleh dari tabel korelasi Grimson ( lampiran 1 ) yang bergantung pada harga SL / Do dan ST / Do


direncanakan.

S L 0,09652 = =2 Do 0,04826

dan

S T 0,09652 = =2 Do 0,04826

Dari tabel diperoleh : C1 = 0,482 dan m = 0,556, maka diperoleh harga bilangan Nusselt :

Nu = 1,13.0,482(7349,424)0,556 (0,680)

1

3


=

Nu.k Dh

67,598.0,04353 0,0162

= 181,64 W/m2 oC

4.3.3. Pemilihan Pipa HP Ekonomizer Untuk dapat menjamin kekuatan pipa HPEkonomizer khususnya dalam menahan tekanan yang terjadi didalam pipa, maka kekuatan material pipa yang digunakan ditentukan dengan menggunakan rumus : S≥

P.DO P − …………………(Lit. 2 hal 311) 2.t 2

Dimana : P


S


t

= Tebal pipa (in)

Do

= Diameter pipa (in)

S≥

857,82.1,9 857,82 − 2.0,145 2

S ≥ 5191,29 psi

Sehingga dengan tegangan yang diperoleh diatas, dipilih material yang memiliki tegangan ijin (S) diatas 5191,29 psi dalam suhu maksimum yang terjadi. Dari tabel bahan pipa (lampiran 7) direncanakan material pipa yang digunakan adalah terbuat dari Seamless Alloy Steel (SA 176, 18Cr-8Ni ) dimana pada temperatur 650 oF masih memiliki tegangan ijin sebesar 11250 psi. Jadi cukup aman untuk digunakan pada HPEkonomizer yang direncanakan. Mencari efisiensi sirip dengan menggunakan grafik efisiensi sirip seperti pada gambar.


Lc = 1 +

δ 2

= 0,009 + •

r2 c = re +

δ 2

0,00046 = 0,00923 m 2

= 0,03313 +

0,00046 = 0,03336 m 2

Am = Lc.δ

•

= ( 0,00923.0,00046 ) m •

r2 c 0,03336 = ro 0,02413

•

Lc 2 (ho / k . Am) 2

= 0,4245. 10-5 m 2

= 1,38 1

3

Dimana : k = konduktivitas bahan pipa ( Lampiran 9 ) Diperoleh = 18,9934 w/m oC 1

2 0,00923 181,64 −5  18,9934.0,4245.10   3

2

= 1,331  Dari grafik diperoleh harga efisiensi sirip ( η f ) setelah diinterpolasi diperoleh η f = 47,629 %  Perbandingan luas permukaan sirip dengan luas total permukaan pipa yang menyerap panas dalam 1 meter ( Af / Ah ) Af / Ah = 0,963 m2 /1,0944 m2 = 0,8799  Perbandingan luas bagian dalam pipa dengan luas total permukaan pipa yang menyerap panas dalam 1 meter ( Ac / Ah ).

Ac π .Di .L = Ah 0,98436 =

π .0,0409.1 1,0944


ηo = 1 −

Af Ah

(1 − η ) f

= 1 – 0,8799 ( 1 – 0,47629 ) = 0,53917

 Tahanan konduksi pada pipa HPEkonomizer ( Ah. Rw ) D  Di ln o   Di  Ah .Rw = A  2.k  c   Ah 

 0,04826  0,0409 ln   0,0409  = 2.18,9934.0,11735 = 0,00152 m2 oC / W


1 1 1 = + Ah .Rw + η o .ho U h  Ac   i A h 

1 1 1 = + 0,00152 + U 6653,46.0,11735 0,53917.181,64 1 = 0,01301 U

Maka : U =

1 0,01301

= 76,864 W/m2 oC

4.3.5 Luas Bidang Pindahan Panas

A=

:

dimana :A Q

Q U .(LMTD ) = Luas permukaan perpindahan kalor ( m2 ) = Panas yang diserap HPEkonomiser, pada perhitungan sebelumnya diperoleh = 32215177 W

U



A=

32215177 , 76,864.50,96

A = 8224,474 m2

 Jumlah lintasan yang dibutuhkan untuk menyerap panas dengan jumlah 74 batang pipa dalam 1 baris; N =

A n. Ah

Dimana : N

= jumlah lintasan

A

= Luas permukaan pindahan panas yang dibutuhkan = 8224,474 m2

Ah

= Luas total permukaan pipa yang menyerap panas = 1,0944 m2

n


Maka :

N=

8224,474 74.1,0944.14,64

= 6,937 lintasan

≅ 7 Lintasan Jadi jumlah pipa yang dibutuhkan pada HP Ekonomizer, 7 x 74 = 518 Batang

4.4. Perhitungan Parameter Pipa Preheater. Sistem perpindahan panas pada pipa kondensat preheater adalah sistem konveksi berlawanan arah, dimana air mengalir dari atas ke bawah sementara gas buang mengalir dari bawah ke atas. Besarnya luas permukaan perpindahan kalor yang dibutuhkan diperoleh dari persamaan berikut :

A= dimana :A

Q ………………………(Lit. 11 hal 165) U .(LMTD ) = Luas permukaan perpindahan kalor ( m2 ).

Q

= Besar perpindahan kalor ( J/s ).

U

= Koefisien perpindahan kalor menyeluruh ( W/m2 0C ).

LMTD = Beda suhu rata-rata logaritma ( 0C ). Besarnya harga LMTD sistem perpindahan panas pada preheater ini adalah seperti ditunjukkan pada gambar berikut:

T oC Tg5 T2 251,804oC

161,20 oC

202,56 oC

45,810o C T3 Tg4

Gambar 4.14. Sket aliran uap dan gas buang pada preheater. Dimana sebelumnya telah diperoleh : T3

= Temperatur uap masuk preheater

= 45,81 0C

T2

= Temperatur uap keluar preheater

= 161,2 0C

Tg4

= Temperatur gas buang masuk preheater

= 251,804 0C

Tg5

= Temperatur gas buang keluar preheater

= 202,56 0C

Dimana : LMTD =

∆Tmax − ∆Tmin …………………(Lit. 11 hal 179) ∆Tmax ln ∆Tmin

dimana : ∆T max = Tg5 – T2 = 202,56 – 45,81 = 156,75 0C ∆T min = Tg4 – T3 = 251,804 – 161,2 = 90,604 0C Maka diperoleh harga LMTD : LMTD =

156,75 − 90,604 156,75 ln 90,604

LMTD = 120,671 0C

Besarnya harga koefisien perpindahan kalor menyeluruh (U) dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut:

1 = U

1 A hi  c  Ah

  

+ Ah .Rw +

1 ……………………….(Lit. 8 hal 505) η 0 .h0

dimana : = Koefisien konveksi dalam pipa ( W/m2 0C ).

hi

Ac/Ah = Perbandingan luasan pipa bagian dalam dengan luasan pipa yang menyerap kalor. Ah.Rw = Tahanan konduksi pipa preheater ( m2 0 C/W ). ho

= Koefisien konveksi gas buang ( W/ m2 oC ).

η0


Pipa preheater dalam hal ini direncanakan menggunakan pipa baja dengan diameter kecil. Diambil ukuran pipa dari ukuran standart pipa untuk baja schedule 40 dengan diameter nominal ( DN ) 1 ½ “ ( lampiran ukuran pipa ). Maka diambil ukuran- ukuran pipa sebagai berikut : Di

: Diameter dalam = 1,61 in = 0,04089 m.

Do

: Diameter luar

= 1,9 in = 0,04826 m.

t

: Tebal pipa

= 0,145 in = 0,003683 m.

Untuk menentukan banyaknya jumlah pipa yang dibutuhkan sesuai dengan kapasitas uap dan diameter pipa yang direncanakan, maka diambil suatu batasan sebagai berikut:  Panjang pipa uap aktif yang berhubungan dengan pipa – pipa = 7 m (dengan memperhitungkan standart panjang pipa yang ada ).  Jarak antara dua buah pipa = 2.Do = 0,09652 m.  Panjang pipa perbatang = 14,64 m. Penentuan panjang pipa berdasarkan pemilihan dari panjang pipa yang sering digunakan dengan panjang 4,88 m (Lit. 11 hal 142). Jumlah pipa dalam satu baris direncanakan sama seperti perancangan pada superheater. Sehingga jumlah pipa – pipa preheater yang dibutuhkan adalah :

n=

7 +1 0,09652

= 74 batang dalam satu baris.

4.4.1. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa ( hi ). Koefisien pindahan panas dalam pipa ( hi ) seharusnya ditentukan pada temperatur film. Dalam hal ini bisa juga ditentukan pada kondisi temperatur uap rata – rata preheater ( T u = 104,615 oC ) pada tekanan 6,3794 Bar. Dari tabel sifat- sifat air pada berbagai tekanan dan temperatur, (Lampiran 11) setelah diinterpolasi diperoleh data – data sebagai berikut :

κ

= 0,6792 W/m 0C.

µ

= 2,884.10-5 kg/ m.s

ρ

= 1/v = 906,408 kg/m3

= 1,798

Cp

= 4,2256 J/kg.K.

Pr

 Kecepatan aliran uap pada superheater dihitung sebagai berikut :

Vu =

m u . v ……………….(Lit. 10 hal 339) n. Ai

dimana Vu

= Kecepatan aliran uap dalam pipa ( m/s ).

m u

= Laju aliran uap = 67,126 kg/s.

n

= Jumlah pipa superheater = 74 batang.

v

= Volume jenis uap, dihitung atas dasar volume jenis uap rata- rata pada preheater dengan tekanan 6,376 Bar. Dari table diperoleh : v = 0,001103256 m3/kg.

Maka diperoleh harga kecepatan uap sebesar :

Vu =

67,126(0,001103256) 74.π / 4(0,0409) 2

= 0,762 m/s.  Besarnya koefisien pindahan panas dianalisa berdasarkan harga bilangan Reynold, dihitung dari persamaan berikut :

Re =

ρ .Vu .Di µ

Dimana : ρ

= Massa jenis uap pada superheater ( kg/m3 ).

µ

= Viskositas dinamik uap ( kg/m.s ).

Di = Diameter dalam (m). Maka :

Re =

ρ .Vu .Di µ

=

906,408.0,762.0,040894 = 97950,522 2,884.10− 4

 Aliran yang terjadi adalah turbulen ( Re > 2300 ), maka hi dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut :

hi =

N u .k Di


0 ,8

.Pr

0, 4

= 0,023 . ( 97950,522 ) 0,8 . ( 1,798 ) 0,4 = 286,055 Dengan :

κ

= 0,6792 W/m oC

Di

= 0,04089 m

Maka: hi =

286,055.0,6792 0,04089

= 4750,331 W/m2 oC.

4.4.2 Koefisien Pindahan Panas di Luar Pipa ( ho ). Susunan pipa yang dirancang adalah susunan selang – seling. Seperti pada gambar dibawah ini.

SD

SL

ST

A2

A1

ALIRAN GAS

Gambar 4.15. Susunan pipa selang – seling preheater. Dimana : ST SL

= Jarak transversal ( transverse pitch ) ( m ). = Jarak longitudinal ( longitudinal pitch ) ( m ).

SD = Jarak diagonal ( m ). A1 = Jarak antara 2 buah pipa secara transversal ( m ). A2 = Jarak antara 2 buah pipa secara diagonal ( m). Dimana direncanakan ST = SL = 2. Do = 0,09652 m Dalam perencanaan ini susunan pipa direncanakan selang – seling. Untuk mendapatkan besarnya koefisien konveksi terlebih dahulu ditentukan sifat – sifat gas buang. Sifat – sifat gas buang seharusnya dievaluasi pada temperatur film, dapat juga dievaluasi pada temperatur rata – rata ( pendekatan ) gas buang, yaitu : Tg =

251,804 + 202,56 = 227,182 oC = 500,332 oK 2

Dari tabel sifat – sifat udara ( lampiran 10 ) diperoleh : k

= 0,040401 W/m 0K

µ

= 2,6721 .10-5 kg/ m.s

ρ

= 0,7044 kg/m3

Pr

= 0,680

Cp

= 1,029565 J/kg. K

 Maka dapat dihitung kecepatan gas maksimum ( V g maks ) pada rangkuman pipa, dimana dari gambar 4.15 kecepatan maksimum dapat terjadi pada A1 dan A2. o Apabila pada A1, maka :

V gmaks =



V gmaks =

ST .V g 2( S D − DO )


S T + DO 2

 2  ST  2  SD =  SL +      2   

0,5

<

S T − DO 2

2   0,09652   2  S D = 0,09652 +     2    

0,5

<

0,09652 − 0,04826 2

0,107912636 > 0,07239

Maka dapat disimpulkan V g maks terjadi pada A1 :

V gmaks =


dimana : Vg = Kecepatan gas masuk pada rangkuman pipa diukur pada temperatur gas buang masuk rangkuman pipa. Vg =

dimana : m g

ρg

m g

ρ g .S T .n.L

: Laju aliran gas buang = 647,11 kg/s : Massa jenis gas buang pada T gas buang masuk = 251,804 oC = 524,954 oK yaitu, sebesar 0,67361 kg/m3 ST

: Jarak dua buah pipa = 0,09652 m.

n

: Banyak pipa 1 baris = 74 batang.

L

: Panjang pipa 1 batang = 14,64 m.

Maka :

Vg =

647,11 = 9,187 m/s 0,67361.0,09652.74.16,46

 Maka dapat diperoleh kecepatan gas maksimum (V g maks ) sebesar :

Vgmaks =

0,09652 .9,187 (0,09652 − 0,04826)

= 18,374 m/s Sehingga Bilangan Reynold maksimum untuk gas buang adalah :

Re =

ρ .V gmaks .Dh µ

Dimana : Re

: Bilangan Reynold.

ρ

: Massa jenis gas pada suhu rata – rata ( kg/m3 ).

Dh

: Diameter hidrolik pipa ( m ).

µ

: Viskositas dinamik pada suhu rata – rata ( kg/m.s ).

Diameter hidrolik: Dh = 1 f .4.

Aa …………………..(Lit. 9 hal 8) Ah

Dimana : 1f

: Jarak dua buah pipa = 0,09652 m.

Aa

: Luas penampang aliran ( m2 ).

Ah

: Luas total permukaan yang menyerap panas ( m2 ).

Dan : ho =

Nu.k Dh

Dimana : NU = Bilangan Nusselt K = Konduktivitas gas buang ( W/m oC ) Pada perancangan pipa – pipa preheater ini, dirancang menggunakan sirip untuk menyediakan luas permukaan pindahan panas yang dibutuhkan, dengan profil yang sama pada superheater (Gambar 4.4). Ukuran-ukuran sirip tertera dibawah ini: ro


3


re


δ


Nf


Penentuan panjang, tebal dan jumlah sirip diperoleh dari lampiran II, maka dapat dicari :

o Luas permukaan sirip ( Af )

(

)

 2.π De 2 − Do 2  Af =  + π .De .δ .N f 4   dimana : Af


De


Do


δ


Nf



(

)

 2.π . 0,066262 − 0,048262  Af =  + π .0,06626.0,00046.289 4  

= 0,963 m2 dalam 1 meter panjang pipa. o Luas permukaan primer ( Ap ) A p = π .Do (L − δ .N f )N t

Dimana : Nt : 1, untuk 1 batang pipa. Ap = [π .0,04826(1 − 0,00046.289)].1 = 0,1314 m2 untuk 1 meter panjang pipa. o Luas total permukaan pipa yang menyerap panas untuk 1 meter panjang pipa ( Ah ) dan Ah = Af + Ap Dimana : Ah


Af


Ap


Maka luas total permukaan pipa yang menyerap panas diperoleh sebesar : Ah =0,963 + 0,1314 = 1,0944 m2  Luas penampang area ( Aa ) merupakan luas penampang tanpa sirip dalam 1 meter dikurangi luas sirip dalam 1 meter. Profil luas penampang area preheater sama dengan superheater. Aa = (S T − DO )L − 2(1.δ .N f

)

= ( 0,09652 – 0,04826 ). 1 – 2 ( 0,009. 0,00046.289) = 0,04587 m2  Maka dapat diperoleh harga diameter hidrolik ( Dh ):  0,04587  Dh = 0,09652.4.   1,0944  = 0,0165 m dalam 1 m panjang pipa.  Sehingga Bilangan Reynold :

Re =

0,7044.18,374.0,0162 2,6721.10− 5

= 7846,67 2000 < Re < 40.000

 Maka rumus mencari bilangan Nusselt adalah: Nu = 1,13. C1. Re m . Pr 0,33 Dimana : Nu

= Bilangan Nusselt

Re

= Bilangan Reynold

Pr

= Bilangan Prandalt

Harga konstanta C1 dan m diperoleh dari tabel korelasi Grimson ( lampiran 1 ) yang bergantung pada harga SL / Do dan ST / Do


direncanakan.

S L 0,09652 = = 2 dan Do 0,04826

S T 0,09652 = =2 Do 0,04826

Dari tabel diperoleh : C1 = 0,482 dan m = 0,556. Maka diperoleh harga bilangan Nusselt :

Nu = 1,13.0,482(7846,67)0,556 (0,680)

1

3


=

Nu.k Dh

70,104.0,040401 0,0162

= 174,832 W/m2 oC

4.4.3. Pemilihan Pipa Preheater. Untuk dapat menjamin kekuatan pipa preheater khususnya dalam menahan tekanan yang terjadi didalam pipa, maka kekuatan material pipa yang digunakan ditentukan dengan menggunakan rumus : S≥

P.DO P − …………………….(Lit. 2 hal 311) 2.t 2

Dimana : P

= Tekanan yang terjadi pada pipa, dalam hal ini sebesar 6,376 Bar = 92,452 Psia.

S

= Tegangan tarik yang diijinkan ( Psia ).

T

= Tebal pipa (in).

Do

= Diameter luar pipa (in).

S≥

92,452.1,9 92,452 − 2.0,145 2

S ≥ 559,494 Psia.

Sehingga dengan tegangan yang diperoleh diatas, dipilih material yang memiliki tegangan ijin ( S ) diatas 559,494 Psia dalam suhu maksimum yang terjadi. Dari tabel bahan pipa ( lampiran 7 ) direncanakan material pipa yang digunakan adalah terbuat dari Seamless Alloy Steel ( SA 176, 18Cr-8Ni ), dimana pada temperatur 500 oF masih memiliki tegangan ijin sebesar 12150 Psia. Jadi cukup aman untuk digunakan pada preheater dengan suhu maksimum yang terjadi 116485,2472 oF.  Mencari efisiensi sirip dengan menggunakan grafik efisiensi sirip [61] seperti pada gambar berikut ini.

Gambar 4.16. Grafik efisiensi sirip.  Dari data – data sirip pada perhitungan sebelumnya maka dapat dihitung : •

Lc = 1 +

δ 2

= 0,009 +

0,00046 2

= 0,00923 m •

δ

r2 c = re +

2

= 0,03313 +

0,00046 2

= 0,03336 m •

Am = Lc.δ

= ( 0,00923.0,00046 ) m = 0,4245. 10-5 m 2 •

r2 c 0,03336 = 1,38 = ro 0,02413

•

Lc 2 (ho / k . Am) 2

1

3

Dimana : k = konduktivitas bahan pipa ( Lampiran 9 ) Diperoleh = 17,54 W/m oC 1

2 0,00923 2 174,832 −5  18,0361.0,4245.10   3

1

3

Lc 2 (ho / k . Am) 2 = 1,34  Dari grafik diperoleh harga efisiensi sirip ( η f ) setelah diinterpolasi diperoleh η f = 47,875 %.  Perbandingan luas bagian dalam pipa dengan luas total permukaan pipa yang menyerap panas dalam 1 meter ( Ac / Ah ).

Ac π .Di .L = Ah 1,0944

π .0,0409.1

=

1,0944

= 0,11735

 Efektivitas sirip :

ηo = 1 − =1–

Af Ah

(1 − η ) f

0,963 .( 1 – 0,47875 ) = 0,5413 1,0944

 Tahanan konduksi pada pipa superheater ( Ah. Rw )

D   0,04826  Di ln o  0,0409 ln  Di  0,0409    = Ah .Rw = 2.18,0361.0,11735  Ac  2.k    Ah 

= 0,001599 m2 oC / W


1 1 1 = + Ah .Rw + η o .ho U h  Ac   i A h 

1 1 1 = + 0,001599 + 0,5413.174,832 U 4750,331.0,11735 1 = 0,01396 U

U =

Maka :

1 0,01396

= 71,633 W/m2 oC. 4.4.5. Luas Bidang Pindahan Panas. Luas bidang perpindahan panas didapat dengan:

A=

:

dimana :A Q

Q U .(LMTD ) = Luas permukaan perpindahan kalor ( m2 ) = Panas yang diserap superheater, pada perhitungan sebelumnya diperoleh = 32784741 J/s = 32784741 W

U



A=

32784741 = 3792,763 m2 71,633.120,671

 Lintasan yang dibutuhkan untuk menyerap panas dengan jumlah 74 batang pipa dalam 1 baris :

N= Dimana :

A n. Ah l

N = Jumlah lintasan. A = Luas permukaan pindahan panas yang dibutuhkan = 3792,763 m2 Ah = Luas total permukaan pipa yang menyerap panas = 1,0944 m2 n = Jumlah pipa perbaris = 74 batang / baris. L = Panjang pipa per batang = 14,64 m. Maka :

N=

3792,763 74.1,0944.14,64

= 3,199 lintasan ≅ 3 lintasan Jadi jumlah pipa yang dibutuhkan pada preheater, 3 x 74 = 222 Batang.

4.5. Perhitungan Penurunan Tekanan Pada Komponen Utama HRSG. ● Tekanan gas melalui superheater: Faktor gesekan yang terjadi pada aliran selang-seling pada superheater:   0,118 f = 0,25 + Re maks −0,16 1, 08  S − d d [( ) / ] l o o  

  0,118 f = 0,25 + 5899,44− 0,16 = 0,0917 1, 08  [( 0 , 096 0 , 048 ) / 0 , 048 ] −  

Maka penurunan tekanan gas melalui superheater:  ρ .V max 2   f ∆P = N .χ  2  

dimana: N = Jumlah lintasan = 6 lintasan.

sT

χ = Faktor koreksi =

SL

Do Do

−1 −1

V max = 27,85 m/s.

0,096 =

0,048 0,096 0,048

−1 −1

=1

ρ = Massa jenis gas buang pada 789,61 K = 0,4468 kg/m 3  0,4486.27,852  0,0917 = 95,34 Pa = 0,09534 kPa. Maka: ∆P = 6.1 2  

Maka tekanan gas pada superheater: Ps = ∆ P + P atm = (0,09534 + 101,325) kPa = 101,42 kPa.

● Tekanan gas melalui evaporator: Faktor gesekan yang terjadi pada aliran selang-seling pada evaporator:   0,118 f = 0,25 + Re maks −0,16 1, 08  [( S l − d o ) / d o ]     0,118 f = 0,25 + 7962,91− 0,16 = 0,0874 1, 08  [(0,1206 − 0,0603) / 0,0603]  

Maka penurunan tekanan gas melalui evaporator:  ρ .V max 2   f ∆P = N .χ  2  

……………………..(Lit. 7 hal 276)


sT


SL

Do Do

−1 −1

V max = 25,71 m/s.

0,1206 =

0,0603 0,1206 0,0603

−1 −1

=1

ρ = Massa jenis gas buang pada 730,82 K = 0,4832 kg/m 3  0,4832.25,712  0,0874 = 223,322 Pa = 0,223322 kPa. Maka: ∆P = 16.1 2  

Maka tekanan gas pada evaporator: Pev = ∆ P + P atm = (0,223322 + 101,325) kPa = 101,55 kPa. ● Tekanan gas melalui ekonomiser: Faktor gesekan yang terjadi pada aliran selang-seling pada ekonomiser:   0,118 f = 0,25 + Re maks −0,16 ……………..(Lit. 7 hal 276) 1, 08  S − d d [( ) / ] l o o     0,118 f = 0,25 + 7349,424− 0,16 = 0,08856 1, 08  [( 0 , 09652 0 , 04826 ) / 0 , 04826 ] −  

Maka penurunan tekanan gas melalui ekonomiser:  ρ .V max 2   f ……………..(Lit. 8 hal 346) ∆P = N .χ  2  


V max = 20,044 m/s.

sT


SL

Do Do

−1 −1

0,09652 =

0,04826 0,09652 0,04826

−1 −1

=1

ρ = Massa jenis gas buang pada 572,82 K = 0,61747 kg/m 3  0,61747.20,0442  0,08856 = 76,894 Pa = 0,076894 kPa. Maka: ∆P = 7.1 2  

Maka tekanan gas pada ekonomiser: Pek = ∆ P + P atm = (0,076894 + 101,325) kPa = 101,402 kPa. ● Tekanan gas melalui preheater: Faktor gesekan yang terjadi pada aliran selang-seling pada preheater:   0,118 f = 0,25 + Re maks −0,16 ………………..(Lit. 7 hal 276) 1, 08  [( S l − d o ) / d o ]     0,118 f = 0,25 + 7846,67 − 0,16 = 0,08764 1, 08  [(0,09652 − 0,04826) / 0,04826]  

Maka penurunan tekanan gas melalui preheater:  ρ .V max 2   f ……………………(Lit. 8 hal 346) ∆P = N .χ  2  


sT


SL

Do Do

−1 −1

V max = 18,374 m/s.

0,09652 =

0,04826 0,09652 0,04826

−1 −1

=1

ρ = Massa jenis gas buang pada 524,954 K = 0,6736 kg/m 3  0,6736.18,3742  0,08764 = 29,895 Pa = 0,029898 kPa. Maka: ∆P = 3.1 2  

Maka tekanan gas pada preheater: Pp = ∆ P + P atm = (0,029898 + 101,325) kPa = 101,355 kPa.

4.6. Perhitungan Luas Penampang HRSG. .

Kapasitas aliran gas masuk superheater: Q =

mg

ρ

Dimana: ρ = Massa jenis gas buang pada saat masuk superheater pada temperatur 789,61 K = 0,4468 kg/m 3 .

Maka: Q =

mg

ρ

=

647,11 =1448m3 / s 0,4468

Maka luas penampang HRSG: Q = V g .A Maka: A =

Q Vg

Dimana: Vg = Kecepatan gas sebelum masuk superheater = 13,925 m/s. Maka: A =

1448 Q = =103m3 Vg 13,925

Maka lebar penampang HRSG: l =

A 103 m 2 = = 7,03 m ≅ 7 m p 14,64 m

4.7. Cerobong Asap ( Chimney) HRSG .

Kapasitas aliran gas masuk cerobong asap: Q =

mg

ρ

Dimana: ρ = Massa jenis gas buang pada saat setelah melewati preheater pada temperatur 188,0240C =461,174K = 0,7657 kg/m 3 .

Maka: Q =

mg

ρ

=

784,66 =1024,76 0,7657

Maka luas penampang cerobong asap HRSG: Q = V g .A Maka: A =

Q Vg

Dimana: Vg = Kecepatan gas melewati preheater = 10,99 m/s. Maka: A =

Q 1024,76 = = 93,245m 2 10,99 Vg

A = π r2

r2 = 93,245 m2/ π r = 5,45m Maka: m = v . ρ m = massa gas buang = 784,66 kg v = volume gas buang = (A=luas penampang cerobong asap)x(H=tinggi) ρ = massa jenis gang buang m = A.H. ρ Maka tinggi cerobong asap: H=

4.8.

m 784,66 = = 10,89 ≈ 11m A.ρ 93,245 x0,7657

Effisiensi HRSG. Effisiensi HRSG dihitung dengan persamaan : ηHRSG = panas yang dimanfaatkan x 100 % panas masuk panas yang dimanfaatkan = QSH + QEVA + QEKO + QPRE = ( 41450,305 + 108698,4743 + 32215,177+ 32784,741 ) kW = 215148,6973 kW Panas masuk = m g .hg = 647,11 kg/s . 758,834 kJ/kg Qg

= 491049,07 kW

Sehingga diperoleh : ηHRSG =

215148,6973 x 100 % 491049,07

= 43,8 % ≈ 44 %

BAB V KESIMPULAN DAN SARAN 5.1. Kesimpulan Dari perhitungan-perhitungan yang dilakukan dalam perancangan HRSG, maka dapatlah dibuat beberapa kesimpulan sebagai berikut : 1. HRSG ( Heat Recovery Steam Generator ) yang dirancang adalah HRSG dengan satu tingkat tekanan. Sumber panas berasal dari gas buangan satu unit turbin gas yang mempunyai daya 117,5 MW dengan suhu gas buang dari turbin gas tersebut adalah 527 oC dan laju aliran gas buang sebesar 647,11 kg/s.

2. Kondisi uap yang dihasilkan dari HRSG adalah : a. Temperatur

= 491,46 oC.

b. Tekanan

= 59,16 Bar.

c. Laju aliran uap

= 67,126 kg/s.

3. Neraca panas a. Panas gas buang masuk HRSG = 491049,07 kW. Panas gas buang yang dimanfaatkan : a. Panas yang diserap Superheater, QSH b. Panas yang diserap Evaporator,

= 45450,305 kW.

QEVA = 108698,4743 kW.

c. Panas yang diserap ekonomiser, QEKO

= 32215,177 kW.

d. Panas yang diserap Preheater, QPRE

= 32784,741 kW.

e. Panas gas yang terbuang

= 275900,3727 kW.

4. Pipa-pipa Superheater a. Ukuran nominal

= 1,5 in ( 0,0381m ).

b. Diameter luar

= 1,9 in ( 0,04826 m ).

c. Dimater dalam

= 1,61 in ( 0,0409 m ).

d. Panjang pipa per baris

= 14,64 m.

e. Jumlah pipa

= 444 batang.

f. Jarak pipa dalam 1 baris

= 0,09652 m

g. Jarak setiap baris pipa

= 0,09652 m

h. Bahan pipa

= Seamless Alloy Steel ( SA 135,

1Cr-1/2Mo ). i.

Susunan pipa-pipa

= Selang-seling.

j.

Sistem aliran

= Berlawanan arah.

k. Temperatur uap masuk

= 274,66 oC.

l.

Temperatur uap keluar

= 491,46 oC.

m. Temperatur gas masuk

= 516,46 oC.

n. Temperatur gas keluar

= 457,67 oC.

5. Pipa-pipa Evaporator a. Ukuran nominal

= 2 in ( 0,0508 m ).

b. Diameter luar

= 2,375 in ( 0,0603 m ).

c. Dimater dalam

= 2,067 in ( 0,0525 m ).


= 14,64 m.

e. Jumlah pipa

= 944 batang.


= 0,1206 m.


= 0,1206 m.

h. Bahan pipa

= Seamless Alloy Steel (SA 176,

18Cr-8Ni). i.

Susunan pipa-pipa

= Selang-seling.

j.

Sistem aliran

= Searah.


= 274,66 oC.

l.


= 274,66 oC.


= 457,67 oC.


= 299,67 oC.

6. Pipa-pipa Ekonomiser a. Ukuran nominal

= 1,5 in ( 0,0508 m ).

b. Diameter luar

= 1,9 in ( 0,04826 m ).

c. Dimater dalam

= 1,61 in ( 0,0409 m ).


= 14,64 m.

e. Jumlah pipa

= 518 batang.


= 0,09652 m.


= 0,09652 m.

h. Bahan pipa


18Cr-8Ni ). i.

Susunan pipa-pipa

= Selang-seling.

j.

Sistem aliran

= Berlawanan arah.


= 161,2 oC.

l.


= 274,66 oC.


= 299,67 oC.


= 251,804 oC.

7. Pipa-pipa Preheater a. Ukuran nominal

= 1,5 in ( 0,0381m ).

b. Diameter luar

= 1,9 in ( 0,04826 m ).

c. Dimater dalam

= 1,61 in ( 0,0409 m ).


= 14,64 m.

e. Jumlah pipa

= 222 batang.


= 0,09652 m.


= 0,09652 m.

h. Bahan pipa


18Cr – 8Ni ). i.

Susunan pipa-pipa

= Selang-seling.

j.

Sistem aliran

= Berlawanan arah.


= 45,81 oC.

l.

= 161,2 oC.



= 251,804 oC.


= 202,56 oC

10. Efisiensi HRSG

= 44 %

5.2. Saran a. Dalam perancangan HRSG, penentuan temperatur pinch point harus diperhatikan, diusahakan agar tidak terlalu kecil ataupun terlalu besar nilainya, karena apabila temperatur pinch pointnya terlalu kecil, maka akan dibutuhkan luas permukaan yang lebih besar agar perpindahan panasnya optimal, sedangkan bila pinch pointnya terlalu besar maka nilai kalor dari gas buang tidak akan terpakai dengan baik. Dalam perancangan ini, nilai pinch pointnya diambil sebesar 25oC. b. Untuk penelitian/perancangan selanjutnya, sebaiknya dibuat dalam bentuk simulasi, sehingga dapat dibandingkan antara hasil simulasi dan hasil rancangan secara manual. c. Saat menentukan tekanan masuk turbin melalui diagram Moiller harus dilakukan dengan sangat teliti. Dalam perancangan ini tekanan masuk turbin diperoleh sebesar 56,2 Bar.

DAFTAR PUSTAKA

1. Bayazitoglu, Yildiz dan M. Necati O. 1988. Elements of Heat Transfer: Mc Graw Hill Company. 2. Cavaseno, Vincent. 1979. Process Heat Exchange. 1st edition. New York: Mc Graw Hill Company. 3. Changle, Yunus A. and Michael A. Boles. 1998. Thermodynamics an Engineering approach, 3rd edition: Mc Graw Hill Company. 4. Dietzell, Frietz dan Dakso Sayono. 1992. Turbin Pompa dan Kompresor. Jakarta: Erlangga. 5. El Wakil, M. W. 1992. Instalasi Pembangkit Daya, Jilid I. Jakarta: Erlangga. 6. Harman, Richard T. C. 1981. Gas Turbin Engineering Applications, Cyclus and Characteristcs, 1st Published. London. 7. Holman, J. P. 1998. Perpindahan Kalor. Jakarta: Erlangga 8. Incropera, Frank. P dan David P. Dewit. 1981. Fundamental of Heat Transfer and Mass Transfer, second edition. New York: Jhon Wiley and Sons. 9. Kays, W. M and A. L. London. 1984. Compact Heat Exchanger,

3rd edition. London: Mc Graw Hill Company. 10. Nag, P. K. 2002. Power Plant Engineering, second edition. New York: Mc Graw Hill Company. 11. Sitompul, Tunggul. M, M.Sc. 1975. Alat Penukar Kalor. Jakarta: Erlangga. 12. Sorensen , Harry. A. 1983. Energy Conversion System. New York: Jhon Wiley and Sons.

SKRIPSI SISTEM PEMBANGKIT TENAGA

Recommend Documents