UNIVERSITAS SUMATERA UTARA FAKULTAS TEKNIK DEPARTEMEN TEKNIK MESIN EKSTENSI MEDAN TUGAS SARJANA TURBIN GAS

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA FAKULTAS TEKNIK DEPARTEMEN TEKNIK MESIN EKSTENSI MEDAN

TUGAS SARJANA

TURBIN GAS

RANCANGAN RUANG BAKAR TURBIN GAS PADA SEBUAH PEMBANGKIT LISTRIK DENGAN DAYA 21 MW

OLEH:

DOLOK MARTIN O. D. S NIM: 060421006 UNIVERSITAS SUMATERA UTARA FAKULTAS TEKNIK DEPARTEMEN TEKNIK MESIN EKSTENSI MEDAN 2009

Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

TUGAS SARJANA

TURBIN GAS

RANCANGAN RUANG BAKAR TURBIN GAS PADA SEBUAH PEMBANGKIT LISTRIK DENGAN DAYA 21 MW

OLEH: DOLOK MARTIN O. D. S NIM: 060421006

DISETUJUI OLEH: DOSEN PEMBIMBING

IR. ISRIL AMIR NIP. 130 517 501

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA FAKULTAS TEKNIK JURUSAN TEKNIK MESIN EKSTENSION MEDAN 2009


TUGAS SARJANA

TURBIN GAS RUANG BAKAR TURBIN GAS PADA SEBUAH PEMBANGKIT LISTRIK DENGAN DAYA 21 MW

OLEH: DOLOK MARTIN O. D. S NIM: 060421006

Telah Diperiksa Dan Disetujui Dari Hasil Seminar Tugas Sarjana

Dosen Pembanding I,

Ir. Zamanuri, MT NIP:130353113

Dosen Pembanding II,

Tulus Burhanuddin S,ST. M.T NIP: 132 282 136


KATA PENGANTAR

Puji dan syukur penulis ucapkan kehadirat Tuhan Yang Maha Esa atas segala berkat dan rahmatNya penulis dapat menyelesaikan tugas sarjana ini. Tugas sarjana ini merupakan salah satu syarat bagi setiap mahasiswa dalam menyelesaikan studinya di Jurusan Teknik Mesin Ekstension USU Medan. Adapun judul dari tugas sarjana ini adalah “Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW”. Dalam penulisan tugas sarjana ini, penulis telah berupaya dengan segala kemampuan dalam pembahasan dan penyajian berdasarkan ilmu yang penulis dapat baik dari perkuliahan, maupun dari literatur serta bimbingan dan arahan dari dosen pembimbing. Namun penulis menyadari tidak luput dari kekurangan dan kesilapan untuk itu penulis mengharapkan adanya saran dan kritik yang membangun demi kesempurnaan tugas sarjana ini. Pada kesempatan ini penulis sangat berterima kasih kepada berbagai pihak yang turut membantu penulis dalam menyelesaikan tugas sarjana ini. Pada kesempatan ini penulis mengucapkan terima kasih kepada: 1. Bapak Ir. Isril Amir, selaku dosen pembimbing yang telah meluangkan waktu dan pikirannya selama membimbing penulis. 2. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri, selaku ketua jurusan teknik mesin yang telah memberikan kemudahan-kemudahan dalam menyelesaikan tugas sarjana ini.


3. Bapak Ir. Zamanuri, MT. sebagai Pembanding I dan Bapak Tulus Burhanuddin S,ST. MT. sebagai Pembanding II yang telah meluangkan waktu dan pikirannya kepada penulis. 4. Mama tercinta yang telah memberikan bantuan dan dorongan baik dalam bentuk moril maupun materil kepada penulis selama perkuliahan dan penyelesaian tugas sarjana ini. 5. Kakak dan abang saya beserta adik-adik saya, Tina, Nova dan Eva Rosenika yang telah memberikan dorongan secara moril kepada

saya selama

perkuliahan dan penyelesaian tugas sarjana ini. 6. Rekan – Rekan mahasiswa yang telah banyak membantu dalam penyelesaian tugas sarjana ini. Besar harapan penulis agar kiranya tugas sarjana ini dapat memberikan manfaat bagi kita semua.

Medan,

Juni 2009

Hormat saya penulis,

Dolok Martin O. D Nim: 060421006


DEPARTEMEN TEKNIK MESIN PROGRAM PENDIDIKAN EKSTENSI FAKULTAS TEKNIK USU MEDAN ===============================

AGENDA : DITERIMA : PARAF :

/TS/2009 / /2009

=====================

TUGAS SARJANA NAMA

: DOLOK MARTIN O. D. SIAHAAN

NIM

: 060421006

MATA PELAJARAN : TURBIN GAS SPESIFIKASI

: -

Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada sebuah

Pembangkit Listrik Tenaga gas dengan daya 21 MW -

Data dilengkapi dengan pengambilan survey,studi

literatur dari internet - Buat perhitungan dan gambar teknik.

DIBERIKAN TANGGAL

: 24/03/2009

SELESAI TANGGAL

:

/

/2009

KETUA DEPARTEMEN TEKNIK MESIN,

MEDAN, 24 MARET 2009 DOSEN PEMBIMBING

DR. ING. IR. IKHWANSYAH ISRANURI. NIP. 132 018 668

IR. ISRIL AMIR NIP. 130 517 501


ABSENSI PEMBANDING BEBAS MAHASISWA PADA SEMINAR TUGAS SARJANA JURUSAN TEKNIK MESIN PROGRAM PENDIDIKAN EKSTENTION FT. USU.

NO.

NAMA

PERIODE

: 129

TANGGAL

: Jumat 19 Juni 2009

NAMA

: D. MARTIN O. D. S

NIM

: 060421006 NIM

TANDA TANGAN

Medan, Ketua Seminar,

Ir. ISRIL AMIR NIP. 130 517 501


DAFTAR ISI

Halaman KATA PENGANTAR ............................................................................. i KARTU BIMBINGAN ............................................................................ ii DAFTAR ISI ........................................................................................... iii DAFTAR GAMBAR ............................................................................... vi DAFTAR TABEL ................................................................................... viii DAFTAR NOTASI .................................................................................. ix

BAB I PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang.................................................................................. 1 1.2 Batasan Masalah ............................................................................... 3 1.3 Tujuan .............................................................................................. 3 1.4 Metode Pengumpulan Data ............................................................... 4

BAB II TINJAUAN PUSTAKA 2.1 Pengertian Turbin Gas ...................................................................... 5 2.2 Klasifikasi Turbin Gas ...................................................................... 5 2.3 Siklus Turbin Gas ............................................................................. 5 2.4 Komponen Utama Turbin Gas .......................................................... 7 2.5 Kompresor ........................................................................................ 7 2.6 Ruang Bakar ..................................................................................... 11 2.7 Turbin ............................................................................................... 17 Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

2.8 Prinsip Kerja Turbin Gas .................................................................. 20 2.7 Pemilihan Jenis Ruang Bakar ............................................................ 22 2.8 Perpindahan Panas ............................................................................ 25

BAB III ANALISA TERMODINAMIKA 3.1 Siklus Brayton Ideal.......................................................................... 30 3.2 Siklus Brayton Aktual ....................................................................... 34 3.3 Analisa Pembakaran ......................................................................... 41 3.4 Nilai Kalor Pembakaran .................................................................... 44 3.5 Laju Aliran Massa Udara dan Bahan Bakar ...................................... 55 3.6 Daya Yang Dihasilkan Oleh Masing-masing Komponen Instalasi ............................................................................................ 56

BAB IV RUANG BAKAR 4.1 Selubung (Casing) Ruang Bakar ....................................................... 59 4.1.1

Luas Penampang Selubung (Aref) .......................................... 59

4.1.2

Diameter Selubung Ruang Bakar (Dref) ................................. 62

4.2 Tabung Api Ruang Bakar (Liner) ...................................................... 62 4.2.1

Luas Penampang Tabung Api (AL) ....................................... 62

4.2.2

Diameter Tabung Api ........................................................... 65

4.2.3

Panjang Tabung Api Ruang Bakar (LL) ................................ 65

4.2.4

Tebal Dinding Tabung Api (Liner) ....................................... 66

4.3 Zona Daerah Pembakaran ................................................................. 68 4.3.1

Primary Zone ........................................................................ 68


4.3.2

Secondary Zone .................................................................... 69

4.3.3

Dilution Zone ....................................................................... 70 4.3.3.1 Jumlah Laju Aliran Gas yang Akan Didinginkan ... 70 4.3.3.2 Diameter Efektif Lubang (Hole) Pendinginan (dj) .. 71 4.3.3.3. Diameter Aktual Lubang (dh) ................................. 73 4.3.3.4.

Sudut Jet ............................................................... 74

4.4 Nozel Bahan Bakar (Fuel Nozzle) ..................................................... 74 4.4.1

Diameter orifis/jet................................................................. 75

4.5 Efisiensi Pembakaran ........................................................................ 76 4.6 Pemilihan Material Ruang Bakar ...................................................... 77 4.6.1

Tabung Api (LINER) Dan Selubung (Casing) ...................... 77

4.6.2

Transition Pieces .................................................................. 78

4.7 Perpindahan Panas ............................................................................ 78 4.7.1

Perpindahan Panas Pada Zona Utama (Primary Zone) .......... 78

4.7.2

Perpindahan Panas Pada Zona Kedua (Secondary Zone) ....... 81

4.7.3

Perpindahan Panas Pada Zona Dilusi (Dilution Zone) ........... 84

BAB V KESIMPULAN ........................................................................... 89 DAFTAR PUSTAKA .............................................................................. 91 LAMPIRAN


DAFTAR GAMBAR Halaman Gambar 2.1

Siklus Brayton .................................................................. 6

Gambar 2.2

Komponen Kompresor Sentrifugal .................................... 8

Gambar 2.3

Tipe Infeler Untuk Kompresor Sentrifugal ........................ 8

Gambar 2.4

Kompresor Sentrifugal Pemasukan Ganda ........................ 9

Gambar 2.5

Komponen Dan Asemblin ................................................. 13

Gambar 2.7

Removal Of Flame Detektor ............................................. 13

Gambar 2.8

Removal Of Fuel Nozzle ................................................... 14

Gambar 2.9

Typical Transition Piece.................................................... 15

Gambar 2.10 Daerah Zona Pembakaran ................................................. 16 Gambar 2.11 Model Rotor Turbin .......................................................... 17 Gambar 2.12 First And Second Stage Turbine Wheel And Nozzle Rrangement....................................................................... 19 Gambar 2.13 Prinsip Kerja Instalasi Turbin Gas ..................................... 20 Gambar 2.14 Ruang Bakar Jenis Tubular (Multi Can) ............................ 22 Gambar 2.15 Ruang Bakar Annular........................................................ 23 Gambar 2.16 Ruang Bakar Tuboannular................................................. 24 Gambar 2.17 Proses Perpindahan Panas Pada Ruang Bakar.................... 25 Gambar 2.18 Tabung Anulus Kosentrik ................................................. 28 Gambar 2.19 Kondisi Perpindahan Panas Pada Silinder Berlubang ........ 29 Gambar 3.1

Diagram T-S Siklus Brayton Ideal Dan Aktual .................. 30

Gambar 3.2

Proses Kompresi Pada Kompresor .................................... 35


Gambar 3.4

Grafik Temperatur Melewati Kompresor Vs Efisiensi Kompresor ........................................................................ 38

Gambar 3.5

Proses Pembakaran Dan Rugi Tekanan ............................. 40

Gambar 4.1

Penampang Ruang Bakar Tubular ..................................... 58

Gambar 4.2

Penampang Selubung (Casing) Ruang Bakar..................... 60

Gambar 4.3

Penampang Tabung Api (Liner) ........................................ 63

Gambar 4.4

Bentuk Aliran Udara Menuju Lubang Tabung Api ............ 70

Gambar 4.5

Grafik Desain Zona Pendinginan Untuk Ruang Bakar Tubular ............................................................................. 72

Gambar 4.6

Pengaruh Bentuk Lubang Pada CD (Discharge Coefficient) ..................................................... 73

Gambar 4.7

Variasi Sudut Jet Dengan Tekanan Jatuh Liner Untuk Berbagai Bentuk Lubang ................................................... 74

Gambar 4.8

Tipe Fuel Nozzle Plain Jet Air Blast Dengan Bahan Bakar Gas Alam ..................................................... 76

Gambar 4.9

Desain Kurva Untuk Konvensional Ruang Baker .............. 77

Gambar 4.10 Skema Perpindahan Panas ................................................. 79 Gambar 4.11 Skema Perpindahan Panas Pada Selubung ......................... 87


DAFTAR TABEL

Tabel 3.1

Komposisi bahan bakar gas alam (Natural gas) ................. 42

Tabel 3.2

Kebutuhan udara pembakaran pada kondisi stokiometri .... 43

Tabel 3.3

Nilai hof dan h pada berbagai komponen ........................... 46

Tabel 3.4

Harga LHV yang terkandung pada setiap unsur dalam bahan baker ....................................................................... 54


DAFTAR NOTASI Notasi

Arti

Satuan

Ae

: Luas efektif nozel

m2

AL

: Luas penampang tabung api

m2

Aref

: Luas penampang selubung

m2

C

: Kecepatan aliran fluida

m/s

CP

: Panas jenis

J/kg. K

dh

: Diameter aktual lubang

m

dj

: Diameter efektif lubang

m

do

: Diameter orifis/jet

m

DL

: Diameter tabung api

m

Dref

: Diameter selubung

m

Fe

: Gaya yang bekerja pada nozel

N

h

: Entalpi spesifik udara/gas

kJ/kg

ho

: Entalpi stagnasi

kJ/kg

k

: Konstanta politropik

-

kg

: Konduktivitas panas

W/(m.K)

kopt

: Rasio luas penampang liner dengan selubung

-

K

: Koefisien tekanan jatuh

-

LL

: Panjang tabung api

m

mu

: Laju aliran massa udara total

kgudara/S

mf

: Laju aliran total bahan bakar

kgbb/S

mf RB

: Laju aliran udara tiap ruang bakar

kgbb/S

mh

: Laju aliran udara pendingin melewati lubang

kg/s


msn

: Rasio antara laju aliran udara memasuki moncong dengan total laju aliran udara di ruang bakar

-

n

: Jumlah lubang

-

NuD

: Bilangan Nusselt

-

P

: Tekanan

Pa

PL

: Tekanan pada ruang bakar (liner)

Pa

PG

: Daya semu

kVA

PT

: Daya turbin

MW

Pr

: Bilangan Prandtl

-

q

: Laju perpindahan panas

W

qref

: Tekanan dinamik

Pa

Q

: Energi Panas

kJ/kg

Qin

: Panas masuk

kJ/kg

Qout

: Panas yang keluar

kJ/kg

r

: radius

m

rbw

: Rasio kerja yang dibalikkan

-

rP

: Rasio tekanan

-

R

: Gas konstan

Nm/kg.K

ReD

: Bilangan Reynold

-

T

: Temperatur

K

U

: Koefisien pindahan panas keseluruhan

W/m2.K

Wk

: Kerja kompresor

kJ/kg

Wnet

: Kerja bersih

kJ/kg


WT

: Kerja turbin

Notasi Yunani

kJ/kg Arti

Satuan

α

: Faktor kelebihan udara

%

η

: Efisiensi

%

λ

: Koefisien kehilangan tekanan

-

Δ

: Perbedaan

-

θ

: Sudut jet

( O)

cos φ

: Faktor daya

-

ρ

: Massa jenis

kg/m3

µg

: Viskositas propertis gas

kg/(m.s)

Singkatan

Satuan

AFR

: Air Fuel Ratio

kgudara/kgbb

LHV

: Low Heating Value

kJ/kgbb

DZ

: Dilution zone

-

PF

: Pattern Zone

-

PZ

: Primary zone

-

SZ

: Secondary zone

-

Opt

: Optimum

-

Ref

: References

-


BAB I PENDAHULUAN

1.1.

LATAR BELAKANG Pemanfaatan listrik sebagai salah satu sumber energi dewasa ini sudah

sangat vital, baik dikalangan industri maupun rumah tangga. Dan lambat laun pemanfaatan listrik diharapkan dapat mensuplay semua kebutuhan manusia dimanapun berada. Beberapa alternative mesin konversi energi sebagai alat penggerak generator terus dikembangkan, salah satunya adalah turbin gas, walaupun dimungkinkan ada beberapa peralatan pembangkit tenaga yang mungkin dikembangkan dan digunakan. Beberapa peralatan pembangkit yang mungkin digunakan diantaranya adalah motor diesel dan bensin.

Namun demikian, turbin gas memiliki beberapa kelebihan bila dibandingkan dengan motor diesel dan bensin, diantaranya adalah: •

Mekanikal efesiensinya tinggi, berkisar antara 95% - 97% sedang pada motor diesel dan bensin berkisar antara 85% - 95% …………………………...[lit.11 hal.1]

•

Getaran yang dibangkitkan relative kecil, ini disebabkan tidak adanya gerakan bolak-balik dan proses pembakaran berlangsung kontinu

•

Untuk daya 2000 HP keatas, turbin gas akan memakan waktu yang lebih singkat dan biaya yang lebih kecil dibanding dengan motor diesel dan bensin………………………...…………….[lit.11 hal.1]


•

Berat per HP nya sangat kecil dibanding dengan motor diesel dan bensin.

•

Gas turbin biasa menggunakan bermacam-macam bahan bakar.

•

Pelumasan pada turbin gas lebih sederhana, karna minyak pelumasnya praktis tidak berhubungan dengan proses pembakaran.

•

Pada daya yang sama, perawatan turbin gas lebih sederhana, karna bagian yang bergesekan lebih sedikit.

•

Beroperasi lebih halus karna tekanan yang dibangkitkan praktis konstan.

•

Beroperasi pada RPM yang tinggi dan sangat cocok untuk penggerak peralatan-peralatan yang membutuhkan putaran yang tinggi

•

Tidak membutuhkan air pendingin

•

Gas buangnya bersih, karena udara yang terikut didalam ruang bakarnya jauh lebih banyak dari kebutuhan proses pembakarannya, akibat proses pembakarannya mendekati sempurna.

Beberapa kekurangan turbin gas bila dibanding dengan motor diesel dan bensin adalah: •

Pendinginan pada turbin gas lebih kompleks, karna kontruksinya yang sulit guna pendinginan sudu-sudunya.

•

Starting pada turbin gas lebih sulit dari pada motor diesel dan bensin, karena putaran operasinya yang sangat tinggi, untuk itu umumnya menggunakan hubungan gigi guna menaikkan RPM yang didapat dari stater


•

Efesiensi total turbin gas lebih rendah dibanding dengan motor diesel dan bensin

Berdasarkan banyaknya keuntungan didalam penggunaan turbin gas sebagai pembangkit listrik dengan besarnya daya yang dapat dibangkitkan maka penulis mencoba menganalisa turbin gas sebagai aplikasi penggerak generator untuk sebuah pembangkit listrik dengan judul ‘Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21MW’

1.2.

Batasan Masalah Masalah yang akan dibahas pada Tugas sarjana ini dibatasi pada masalah

yang berkaitan dengan Ruang Bakar Turbin Gas untuk skala industri, hal ini erat kaitannya dengan pemakaian bahan bakar yang harus terbakar semaksimal mungkin dan hasil ekspansi gas panas yang tingginya dari ruang bakar untuk menggerakkan sudu-sudu turbin, yang merupakan salah satu factor yang terpenting untuk mendapatkan efesiensi daya turbin.

1.3.

Tujuan Tujuan penulisan laporan tugas skripsi ini adalah untuk: •

Mengetahui proses pembakaran diruang bakar beserta komponenkomponen ruang bakar

•

Merencanakan sebuah ruang bakar turbin gas

•

Membuat perbandingan antara data lapangan dengan analisa rancangan


1.4.

Metode Pengumpulan Data Dalam penyusunan laporan tugas sarjana ini, metode pengumpulan data

yang dilakukan adalah: •

•

Pengamatan langsung dilapangan - Model Ruang Bakar

: Tubular

- Fluida kerja siklus

: Udara/ Gas

- Daya Maksimal Generator Set (genset)

: 21 MW

Konsultasi dengan pihak-pihak yang berkecimpung

dilapangan

dengan perolehan data

•

- Temperatur Udara Masuk kompresor

: 270c

- Jenis bahan bakar

: Gas Alam

- Type Kompresor

: Aliran Aksial

- Type turbin

: Aliran Aksial

- Motor penggerak mula-mula

: Motor Diesel

Study kepustakaan Literatur,dan melalui internet dengan perolehan data: - Tekanan Atmofer

: 1,01325 bar

- Siklus turbin Gas

: siklus terbuka langsung (Direct Open Cycle)

-

Temperatur masuk Turbin : 9700C


BAB II TINJAUAN PASTAKA

2.1.

PengertianTurbin Gas Turbin gas merupakan peralatan pembangkit tenaga, dimana tenaga

tersebut didapat dari ekspansi gas berkecepatan tinggi dan kemudian mendorong sudu-sudu yang langsung menghasilkan gerak putar pada rotornya. Putaran rotor tersebut nantinya dapat dimanfaatkan untuk memutar generator listrik.

2.2.

Klasifikasi Turbin Gas Turbin gas yang direncanakan ini ditinjau dari beberapa segi dapat

digolongkan sebagai berikut:

2.3.

•

Ditinjau dari segi tenaga kinetis termasuk turbin gas

•

Ditijau dari perputaran termasuk turbin putaran tinggi

•

Ditinjau dari beban digunakan sebagai generator listrik

•

Ditinjau dari konstuksi turbin termasuk dalam turbin poros tunggal

Siklus Turbin Gas Siklus ideal untuk kerja turbin gas adalah siklus brayton. Siklus ini terdiri

atas dua proses adiabatikl maupun balik menjadi isentropik dan dua proses tekanan tetap. Udara atsmosfer dikompresikan oleh kompresor sehingga terjadi perubahan tekanan dari P1 ke P2 dan kemudian mengalirkannya keruang bakar dimana didalamnya diinjeksikan bahan bakar sehingga dengan adanya suhu dan tekanan ruang bakar maka terjadilah pembakaran. Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

Pembakaran terjadi pada tekanan konstan P2. system in pembangkit turbin gas yang sesuai dengan siklus bayton dapat dilihat pada gambar 2.1 dibawah ini:

Gambar 2.1.Siklus brayton Keterangan: 1-2: Kompresi secara Isentropis 2-3: Penambahan panas pada tekanan konstan 3-4: Ekspansi secara isentropis 4-1: Penurunan kalor pada tekanan konstan

Didalam siklus turbin gas ini udara atmosfer dikompresikan dengan suatu putaran kompresor (proses 1-2) dari tekanan P1 ke tekanan P2. dan kemudian dialirkan keruang bakar atau pembakaran dimana bahan bakarnya kemudian diinjeksikan dan setelah itu mengalami proses pembakaran. Pembakaran berlangsung pada tekanan konstan P2. suhu akhir gas setelah mengalami pembakaran menjadi T3 berekspansi dalam sebuah turbin gas mencapai tekanan atsmosfer dengan menghasilkan kerja, dan sebagian kerja tersebut dipergunakan untuk menggerakan kompresor dan sisanya untuk kerja yang berguna.


2.4.

Komponen Utama Turbin Gas Adapun komponen-komponen utama turbin gas adalah: •

Kompresor Kompresor berfungsi untuk menghisap udara atmosfer dan

mengkonfresikannya

sehingga pada tekanan tertentu. Selain untuk

pemanfaatan udara bertekanan juga digunakan untuk pendinginan suhu turbin gas, yaitu: a) Kompresor sentrifugal Kompresor sentrifugal banyak dipakai pada turbin gas yang relatif berukuran kecil. Kompresor sentrifugal ini terdiri dari infeler yang tersimpan dalam suatu rumah yang berisi diffuser, gambar 2.2. udara disedot kedalam pusat infeler atau hubungan infeler yang berputar dengan cepat. Kemudian disalurkan pada tekanan dan kecepatan yang lebih tinggi pada diffuser stasioner. Penurunan kecepatan udara dan energi kinetik mengakibatkan kenaikan tekanan melalui infeler yang lebih dari dua tingkat pada turbin gas. Infeler sentrifugal mempunyai pemasukan udara tunggal atau ganda seperti ditunjukan pada gambar 2.3. kompresor yang menggunakan pemasukan udara ganda menaikan kapasitas aliran untuk beberapa penerapan seperti ditunjukan pada gambar

2.4. menggambar

kompresor sentrifugal pemasukan udara ganda didalam rumah dengan bagian masukan dan keluaran udara.


Gambar 2.2. Komponen Kompresor Sentrifugal

Gambar 2.3. Type Infeler Untuk Kompresor Sentrifugal


Gambar 2.4. Kompresor Sentrifugal Pemasukan Udara Ganda

b)

Kompresor Aliran Aksial Kompresor ini dinamakan kompresor aliran aksial karena udara mengalir pararel terhadap sumbu rotor. Selama kompresi

udara

melalui satu susunan yang terdiri dari beberapa tingkat. Tiap tingkat terdiri dari satu baris sudu gerak yang terpasang pada rumah kompresor. Sebagai perbandingan dengan kompresor sentrifugal, kompresor

aliran

aksial

bisa

mencapai

15

tingkat

untuk

menghasilkan tekanan operasi yang diinginkan .Gambar 2.5. menggambarkan kompresor aliran aksial 9 tingkat. Sebagaimana Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

kompresor aliran sentrifugal, sebagian energi kinematik yang hilang pada udara oleh sudu gerak diimbangi dengan kenaikan tekanan pada sudu tetap. Stator juga berfungsi untuk mengarahkan aliran ke tingkat rotor berikutnya pada sudut yang optimum. Perhatikan gambar 2.5, memperlihatkan aliran udara yang semakin sempit sepanjang kompresor. Ini diperlukan untuk menjaga kecepatan saat kerapatan udara makin tinggi

Gambar 2.5. Komponen Dan Assembling Sebuah Kompresor Aksial

Besarnya kerja kompresor berdasarkan siklus brayton adalah: Wkompresor = Mudara (h2-h1)

(kj/s)

Dimana : Wkompresor = Kerja kompresor Mudara

= Aliran massa udara

(kj/s) (kj/s)

H1

= Enthalphi pada kondisi tekanan P1 dan suhu T1 (kj/kg)

H2

= Enthalphi pada kondisi tekanan P2 dan suhu T2 (kj/kg)


•

Ruang Bakar Ruang

Bakar

adalah

tempat

dimana

diharapkan

terjadi

percampuran udara yang telah dimanfaatkan oleh kompresor dengan bahan bakar. Sebuah ruang bakar haruslah memenuhi beberapa kriteria untuk mendapatkan efesiensi yang tinggi dari sebuah instalasi turbin gas. Beberapa kriteria yang diharapkan terdiri dari: a. Efesiensi pembakaran tinggi (Bahan bakar harus terbakar sempurna sehingga semua energi kimia dapat dikonversikan menjadi energi kalor). b. Daerah stabilitas pembakaran yang luas (nyala Api tidak akan padam dalam daerah tekanan dan kecepatan). c.

Bebas dari pulsasi tekanan.

d.

Kerugian tekanan rendah.

e.

Distribusi temperature keluar ruang bakar yang uniform.

f.

Emisi polutan dan asap yang rendah.

g. Harga yang murah dan mudah perawatannya. h. Bentuk dan ukuran sesuai dengan ruang yang tersedia i.

Tahan lama

j.

Dapat menggunakan bermacam-macam bahan bakar.


Pada suatu instalasi ruang bakar dapat terdiri dari beberapa bagian, diantaranya adalah: a. Ruang Bakar Pembakaran (combustion chamber) Merupakan tempat terjadinya seluruh proses pembakaran. Pada turbin ini terdapat 10 buah combustion can yang saling berhubungan. b. Tabung Api Silang (cross fire tube) Merupakan penghubung antara can dan juga bagian combustion liner. Fungsi alat ini adalah meratakan pembakaran keseluruh ruang bakar. Komponen ini diperlukan karena sunber terjadinya pembakaran hanya dari dua buah ruang bakar yang memiliki spark plug. c. Ruang bakar utama (combustion liner) Merupakan komponen yang terdapat didalam combustion can, tempat dimana bahan bakar dan udara dicampur dan juga merupakan tempat terjadinya pembakaran yang sesungguhnya. Bagian ini memiliki siripsirip sebagai saluran masuknya udara ke dalam combustion can dan juga berfungsi untuk mendinginkan combustion liner itu sendiri d. pelindung ruang bakar (combustion can cover) Merupakan komponen penutup bagian combustion can dan bagian ini juga sebagai tempat dudukan fuel nozzle. e. pematik nyala api (spark plug/ignitor) Merupakan komponen yang berfungsi sebagai alat pematik untuk membakar campuran udara dan bahan bakar pada waktu start pertama turbin gas. Spark plug ini didesain sedemikian rupa (dengan


menggunakan system pegas) sehingga timbul pembakaran pada waktu start plug akan keluar dari zona pembakaran.

Gambar.2.6.Removal of spark plug f.

Pematik nyala api (spark plug / ignitor) Merupakan komponen yang berfungsi untuk mendeteksi apakah pembakaran yang terjadi sudah merata diseluruh ruang bakar.

Gambar.2.7. Removal of flame detector


g. Nozel dan Selang Bahan Bakar (fuel Nozzle & pigtails) Merupakan komponen yang berfungsi untuk menyemprotkan bahan bakar gas kedalam combustion liner dan bercampur dengan udara. Sedangkan pigtails (gas Fuel lines) adalah pipa yang menghubungkan saluran bahan bakar gas dengan fuel nozzle.

Gambar 2.8. Removal of fuel nozzle. h. Bagian Transisi (transition pieces) Merupakan komponen yang digunakan untuk mengarahkan udara yang dengan kecepatan tinggi yang dihasilkan pada combustion section . pada transition pieces ini terjadi penurunan temperature, sehingga dicapai temperature udara yang diinginkan sebelum udara yang diinginkan sebelum udara tersebut masuk kedalam nozzle tingkat pertama. Transition piece juga berfungsi sebagai nozzle, bila dilihat dari konstruksinya

seperti saluran yang ujungnya berbentuk

konvergen. Banyaknya transition piece pada turbin gas ini adalah 10 buah sesuai dengan jumlah ruang bakar yang ada.


Gambar 2.9. typical transition piece

Daerah pembakaran dapat dibagi menjadi 3 zona, yaitu: a. Zona utama (primary zone) Primary zone adalah daerah di mana udara berdifusi dengan udara dari kompresor untuk membentuk campuran udara dan bahan bakar yang siap terbakar, juga tempat di mana bahan bakar di sulut oleh spark plug. b. Zona kedua (secondary zone) Secondary zone adalah daerah di mana penyempurnaan bahan bakar sebagai kelanjutan pembakaran pada primary zone. Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

c. Zona reduksi temperatur (dilution zone) Dilution zone adalah daerah mereduksi temperatur dari gas hasil pembakaran kepada keadaan yang diinginkan pada saat memasuki first stage nozzle.

Gambar 2.10. Daerah zona pembakaran Besarnya kalor yang masuk di ruang bakar dapat dihitung dengan cara: Qmasuk = (mudara + mbahan bakar)(h3 – h2)

(kJ/s)

Dimana: Qmasuk

= Panas yang timbul akibat pembakaran pada ruang bakar (kJ/kg)

h3

= Entalphi pada kondisi tekanan P3 dan suhu T3 (kJ/kg)

h2

= Entalphi pada kondisi tekanan P2 dan suhu T2 (kJ/kg)


•

Turbin Bagian ini merupakan bagian utama dari singleshaft gas turbine.

Pada seksi ini terjadi perubahan energi kinetik kecepatan menjadi energi mekanis putar yang digunakan untuk menggerakkan kompressor aksial dan juga sebagai penggerak beban (dalam hal ini sebagai penggerak generator listrik) .

3

2

1

4

5

Gambar 2.11. Model rotor turbin Keterangan gambar: 1. Distance piece 2. 1st stage turbine wheel 3. 2nd stage turbine wheel 4. Rotor 5. Jurnal bearing


Komponen-komponen turbin terdiri dari: 1. Nozel tingkat pertama (first stage nozzle) Komponen ini terletak sesudah compressor discharge section dan tepat di depan transition piece, berfungsi mengarahkan gas panas ke first stage turbine wheel. First stage nozzle bersifat tetap. 2. Turbin tingkat kedua (First stage nozzle) Komponen ini terdiri dari banyak bucket yang berfungsi untuk mengkonversikan energi kinetik dari aliran udara yang berkecepatan tinggi menjadi energi mekanik berupa putaran pada rotor. 3. Nozel tingkat kedua dan diafragma (second stage nozzle and diagfragma) Second stage nozzle bergungsi untuk mengatur aliran gas panas ke second stage turbine wheel sedangkan diagragma memisahkan kedua turbine wheel. 4. Turbin tingkat kedua (second stage turbine) Berfungsi untuk memanfaatkan energi kinetik yang masih cukup besar dari first stage turbine untuk menghasilkan kecepatan putar rotor yang lebih besar.


Gambar 2.12. First and second stage turbine wheel and nozzle arrangement 5. Penutup turbin (turbine casing) Adalah cover atau penutup rotor assembly.

Besar kerja yang dilakukan oleh turbin sebagai hasil ekspansi gas hasil pembakaran adalah: Wturbine = (mudara + mbahan bakar)(h3 – h4)

(kJ/s)

Jadi efisiensi thermal siklus adalah:

η=

Wturbine − Wkompresor x100% Qmasuk

… … ……… … … … … (lit. 2 hal 34)


2.5.

Prinsip Kerja Turbin Gas Suatu instalasi turbin gas terdiri dari tiga komponen utama, yaitu

kompresor, ruang bakar, dan turbin. Untuk lebih jelasnya bagaimana prinsip kerja suatu instalasi turbin gas sebagai penggerak generator dapat dilihat pada gambar 2.13. Bahan Bakar Ruang Bakar

Udara Masuk

Kompresor

Turbin

Gas Buang

Gambar 2.13. Prinsip kerja instalasi turbin gas Proses kerja dari turbin gas seperti yang terlihat pada gambar 2.13. di mulai dari udara yang dihisap ke dalam inlet house yang memiliki saringan – saringan udara. Saringan – saringan ini berfungsi untuk menahan kotoran – kotoran atau debu – debu agar tidak ikut masuk ke dalam bagian kompresor. Udara yang sudah di saring tersebut kemudian masuk ke dalam bagian kompresor untuk dimanfaatkan. Udara yang telah dimanfaatkan dan bertekanan tinggi tersebut dialirkan ke dalam ruang bakar (combustion chamber). Di dalam ruang bakar tersebut fluida kerja di campur dengan bahan bakar yang berupa gas alam murni. Di dalam ruang bakar, campuran bahan bakar dan udara tersebut terbakar dengan bantuan spark plug dan menimbulkan panas yang tinggi dan kecepatan yang tinggi pula. Pada ruang bakar ini pendistribusian udara dari kompresor di bagi menjadi 3 zona, yaitu zona utama (primary zone), zona kedua (secondary Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

zone), dan zona pendinginan (dilution zone). Udara yang masuk ke zona primer berfungsi untuk membentuk campuran dengan bahan bakar guna menghasilkan gas pembakaran, lalu udara yang masuk ke zona kedua berfungsi untuk menyempurnakan

pembakaran

dan

diatur

supaya

tidak

menghentikan

pembakaran. Karena proses pembakaran tersebut dapat menghasilkan gas bertemperatur tinggi dalam

waktu yang lama, maka perlu diturunkan

temperaturnya dengan memanfaatkan udara yang relatif lebih dingin. Hal ini erat kaitannya dengan ketahanan material sudu-sudu turbin yang terbatas dalam menerima gas panas hasil pembakaran tersebut. Gas hasil pembkaran dengan kecepatan tinggi tersebut mengalir melewati transition piece menuju turbine section. Fluida kerja tersebut diarahkan oleh first stage nozzle menumbuk first stage turbine sehingga menambah kecepatan putar dari rotor. Fluida kerja yang telah keluar dari first stage turbine tersebut masih memiliki kecepatan putar yang tinggi, sehingga bisa dimanfaatkan lagi untuk menambah kecepatan putar rotor dengan mengalirkan fluida panas tersebut menumbuk second stage turbine. Jadi energi kinetik yang dihasilkan dimanfaatkan semaksimal mungkin. Setelah keluar dari turbine section, udara tersebut dibuang ke atmosfer melalui exhaust section. Suhu udara buangan tersebut kira –kira 500 0 C. Rotor yang berputar tersebut dihubungkan ke generator listrik. Pada waktu start pertama, rotor diputar oleh sebuah motor penggerak. Setelah mencapai kecepatan putar tertentu (kurang lebih 3000 rpm), hubungan antara motor penggerak dan rotor terputus dan motor dimatikan. Lalu rotor berputar sendiri dengan adanya siklus pembakaran yang terus menerus.


2.6.

Pemilihan Jenis Ruang Bakar Beberapa kemungkinan mengenai penggunaan jenis ruang bakar pada

sistem turbin gas dapat ditentukan dengan jalan memperhatikan fungsi dan kecocokan dalam sistem yang dirancang. Setiap jenis ruang bakar memiliki cara yang khas. Ada 3 jenis ruang bakar yang biasa di pakai dalam suatu instalasi turbin gas, yaitu tubular, anular dan turbular anular. Jenis ruang bakar yang dipakai sebagai analisa dalam laporan tugas sarjana ini adalah jenis tubular (multi can). Ruang bakar jenis tubular ini berukuran relatif kecil, terdiri dari beberapa buah yang dipasang melingkari sumbu motor, seperti yang ditunjukkan pada gambar 2.14.

Gambar 2.14. Ruang bakar jenis tubular (multi can) Ruang bakar jenis tubular ini biasa dipakai pada turbin gas skala industri sebagai penggerak generator untuk daya yang besar. Pada setiap unit ruang bakar tubular terdapat penyemprot bahan bakar tetapi penyala (ignitor) tidak dipasang Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

pada setiap unit. Untuk setiap motor mungkin hanya ada dua penyala saja. Maka penyala bahan bakar pada unit yang tidak dilengkapi dengan penyala dilakukan dengan mengalirkan api dari unit yang bersebelahan melalui pipa api (cross fire tube) yang menghubungkan zone primer dari setiap unit tersebut. Sementara untuk jenis annular biasa dipakai pada ruang bakar turbin gas pesawat terbang, seperti yang terlihat pada gambar 2.15.

Gambar 2.15. Ruang bakar annular Untuk ruang bakar tuboannular seperti yang terlihat pada gambar 2.16, lebih sulit untuk perwatan dan pemeliharaan karena letak ruang bakarnya di dalam pelindung udara luar (outer air casing).


Gambar 2.16. Ruang bakar tuboannular Beberapa alasan dalam pemilihan jenis ruang bakar tubular ini adalah: 1. Konstruksi yang kokoh, 2. Pola aliran bahan bakar dan aliran udara mudah dipadukan, 3. Pengujian sederhana hanya memerlukan sebagian kecil dari laju aliran massa udara motor yang bersangkutan. 4. Mudah dalam perawatan atau perbaikan, karena tidak perlu untuk membongkar ke semua ruang bakar sehingga biaya pemeliharaan dan perbaikannya lebih murah.

2.7.

Perpindahan Panas Secara umum perpindahan panas yang terjadi pada ruang bakar akibat

aliran panas yang mengalir didalamnya, merambat ke segala arah dengan 3 cara, yaitu: Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

-

Perpindahan panas radiasi antara panas nyala api ke dinding tabung api

-

Perpindahan panas konveksi antara gas panas hasil pembakaran ke dinding tabung api sebelah dalam

-

Perpindahan panas konduksi antara gas panas melalui dinding tabung api sebelah dalam ke dinding tabung api ke arah anulus. Untuk lebih jelasnya, proses perpindahan panas ditunjukkan pada

gambar 2.17. dibawah ini:

Gambar 2.17. Proses perpindahan panas ruang bakar. Untuk maksud analisa, laju pindahan pnas untuk aliran gas pada tabung api ruang bakar dengan aliran udara yang meliputinya dapat dicari dengan beberapa langkah-langkah pertimbangan dalam penghitungannya. Beberapa hal yang harus diperhatikan adalah temperatur rata-rata yang terjadi pada ruang bakar, yang merupakan hubungan antara tempertur udara laluan di dalam anulus dengan temperatur rata-rata yang terjadi di dalam tabung api (liner). Sebagai teori dasar dalam penghitungan perpindahan panas yang terjadi untuk aliran panas dengan sistem radial dapat dibuat dengan persamaan: Q = U.A.ΔT … … … … … … … … … … … … … … … [lit 5 hal 479]


dimana: Q = Laju pindahan panas (W) U = Koefisien keseluruhan pindahan panas (W/m2.K) A = Luasan, dalam hal ini  A = 2.π.r.L (m2) Untuk kondisi aliran di dalam sebuah tabung bundar, sebuah bilangan Reynold dapat digunakan sebagai definisi apakah aliran itu merupakan jenis laminar atau turbulen. Bilangan Reynold dapat dicari dengan persamaan:

4.m ................................................................ [lit. 5 hal 369] π .D.µ

ReD = dimana:

ReD = Bilangan Reynold m

= laju aliran massa (kg/s)

D

= Diameter (m)

µ

= Viskositas (kg/m.s)

Keterangan : dikatakan aliran turbulen penuh bila ReD ≥ 4000 dan untuk laminar bila ReD ≤ 2300 ..................................................................... [lit. 5 hal 369]

Bila aliran di dalam linier diasumsikan sebuah gas sempurna, maka sebuah persamaan dapat dibuat dengan persamaan: DQ = m.Cp.dT. Untuk kondisi dengan memperhatikan temperatur udara masuk menuju udara keluar tabung, maka persamaan di atas dapat dibuat menjadi: Qkonv = m.Cp. (To – Ti……………………………………. [lit. 5 hal 380] Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

Dalam sebuah aliran turbulen di dalam tabung, sebuah persamaan untuk aliran turbulen yang berkembang penuh (fully developed), dapat dibuat sebuah persamaan bilangan Nussel, yaitu: NuD = 0,023 ReD 4/5. Prn … … … … … … … … … … … [lit 5 hal 394] Dimana: Pr = Bilangan Prandtl n

= 0,4 untuk pemanasan (bila temperatur disekitarnya tabung lebih besar dari pada temperatur di dalam tabung).. … [lit 5 hal 394]

n

= 0,3 untuk pendinginan (bila temperatur disekitarnya tabung lebih rendah dari pada temperatur di dalam tabung) lit 5 hal 394]

Hubungan untuk fluida yang melalui sebuah ruang anulus yang kosentris dengan tabung apinya seperti yang terlihat pada gambar 2.18, maka sebuah pindahan panas dapat terjadi pada kedua permukaan dalam dan luar permukaan tabung, yang bila dihubungkan dengan bilangan Nussel dapat menjadi sebuah persamaan:

Nu =

h.Dh .................................................................... [lit 5 hal 385] k

Dimana: h

= koefisien pindahan panas secara konveksi (W/m2.K)

Dh = Diameter hidrolik, Do – Di (m) k

= Konduktivitas thermal (W/m.K)


Gambar 2.18. Tabung anulus konsentrik Maka koefisien pindahan panas keseluruhan berdasarkan gambar 2.19. dapat dicari dengan rumus : T∞.1 − T∞.2 q=

……………… [lit. 5 hal. 76] ln(r2 / r1 ) 1 1 + + 2π .Lk 2π .r2 Lh2 2π .r1 Lh1

Gambar 2.19. Kondisi perpindahan panas pada silinder berlubang


BAB III ANALISA TERMODINAMIKA

3.1.

Siklus Brayton Ideal Siklus ideal dari suatu sistem instalasi turbin gas adalah siklus Brayton.

Dalam prakteknya di lapangan, siklus Brayton mengalami penyimpangan dari keadaan idealnya. Hal ini dikarenakan adanya kerugian yang terjadi pada setiap komponen instalasi turbin gas. Untuk menganalisa siklus Brayton ideal seperti terlihat pada gambar 3.1 maka diperlukan data – data yang menunjukkan kondisi awal dan kondisi akhir sistem. Berdasarkan data-data survei yang diperoleh, diketahui: 1. Suhu masuk ke kompressor 270C 2. Tekanan atmosfer 1,01325 bar. 3. Temperatur masuk turbin 9700C (merujuk pada ketahanan material menahan temperatur, tegangan dan umur pakai) … …[lit. 14 hal. 300]

Gambar 3.1. Diagram T-S siklus Brayton ideal dan aktual


Harga perbandingan tekanan (rp) dihitung dengan rp optimum. Hal ini dimaksudkan untuk mendapatkan kerja maksimum. rp optimum dapat dicari dengan rumus:

T  (rp)optimum =  3   T1  Jadi:

k 2 ( k −1)

T1 = 27 0C = 300 K T3 = 970 0C = 1243 K k

= 1,4

Maka:

 1243  (rp)optimum =    300 

1,4 2(1,4 −1)

= 12 1. Kerja kompresor ideal Kerja kompresor ideal dapat dicari dengan rumus: Wk ideal

= (h2 – h1) kJ/kg

Dengan menggunakan tabel udara untuk T1 = 300 K pada lampiran 1, maka diperoleh: T1 = 300 K h1 = 300,19 kJ/kg Pr1 = 1,3860 Pr2=

P2 Pr1 P1

= 12.1,3860 = 16,632


h2 dan T2 dapat dicari dengan cara interpolasi dari tabel pada lampiran 1, sehingga diperoleh: h2 = 610,65 kJ/kg T2 = 603 K Maka: = (h2 – h1) kJ/kg

Wk ideal

= (610,65 – 300,19) kJ/kg = 310, 46 kJ/kg

2. Panas ideal yang dibutuhkan. Panas ideal yang disuplay oleh ruang bakar dapat dicari dengan rumus: Qin ideal = (h3 – h2) kJ/kg dimana: T3 = 970 0C = 1243 K, dengan cara interpolasi dapat diperoleh h3 dan Pr3: h3

= 1328,47 kJ/kg

Pr3

= 275,075

Qin ideal

= (h3 – h2) kJ/kg = (1328,47 – 610,65) kJ/kg = 717,82 kJ/kg


3. Kerja Turbin ideal Kerja ideal yang dihasilkan oleh turbin dapat dicari dengan rumus: WT ideal = (h3 – h4) kJ/kg Dimana: PR4

P =  4  P2

  Pr3 

1 =   . 275,075  12  = 22,9 h4 dapat dicari dengan cara interpolasi: h4 = 669,36 kJ/kg jadi: WT ideal

= (h3 – h4) kJ/kg = (1328,47 – 669,36) kJ/kg = 659,17 kJ/kg

4. Panas yang keluar qout

= (h4 – h1) kJ/kg = (669,36 – 300,19) kJ/kg = 369,17 kJ/kg

5. Efisiensi thermal ideal siklus

Ηth siklus

=

WTideal − Wkideal qinideal

=

659,11 − 310,46 717,82


= 0,4857 = 48,57 %

6. Back work ratio (bwr) Bwr

=

Wkideal WTideal

=

310,46 659,11

= 0,471 = 47, 1 % Ini berarti 47,1 % kerja ideal keluaran turbin digunakan hanya untuk memutar kompresor.

3.2

Siklus Brayton Aktual

Siklus Brayton aktual berbeda dari siklus Brayton ideal pada beberapa hal. Untuk satu hal, hilangnya beberapa tekanan selama penambahan panas dan pengurangan panas tidak dapat dihindarkan. Yang lebih penting adalah kerja aktual masuk ke dalam kompresor akan lebih dan kerja aktual keluar turbin akan berkurang. Penyimpangan aktual kerja kompresor dan turbin dari kerja siklus isentropis yang ideal dapat dihitung dengan memanfaatkan efisiensi adiabatik turbin dan kompresor, seperti tampak pada rumus dibawah ini: Ηk =

h − h2 W ≈ 1 h1 − h2 a Wa

ηT =

Wa h − h4 a ≈ 2 W h2 − h4

dimana titik 2a dan 4a adalah kerja aktual yang keluar dari kompresor dan turbin sedangkan titik 2 dan 4 adalah keadaan untuk kasus isentropik seperti dijelaskan pada gambar 3.1.


Gambar 3.2. Proses kompresi pada kompresor Maka berdasarkan Gambar 3.1. dan Gambar 3.2. di atas dapat dicari:

Kondisi udara masuk kompresor : 1. Untuk kondisi masuk kompresor keadaan statik diperoleh: T1 = 300 K P1 = 1,01325 bar Untuk kondisi masuk kompresor pada keadaan stagnasi berdasarkan gambar 3.2. : T01

= T1 +

Ca2 ……………………………[lit. 7 hal.205] 2.C p

Dimana: Ca

= Kecepatan aliran aksial fluida (m/s)

Ca

= 150 m/s (untuk industri) … … … … … [lit 2 hal 376]

Cp

= Panas jenis udara masuk kompresor = 950 + 0,21.T1

(J/kg.K) … …… … [lit 7 hal 38]


= 950 + 0,21 (300) ………………………..[lit. 7 hal. 38] = 1013 J/kg.K Sehingga: T01

150 2 = 300 + 2.1013 = 311,106 K

Dengan mempergunakan tabel pada lampiran 1, diperoleh: h01 = 311,35 kJ/kg

Kondisi udara keluar kompresor 1.

Untuk kondisi keluar kompresor keadaan statik diperoleh: T2 = 603 K P2 = (rp)optimum. P1 = 12.1,01325 bar = 12,159 bar

2.

Untuk kondisi keluar kompresor pada keadaan stagnasi berdasarkan pada gambar 3.2. T02

= T2 +

Ca2 2.C p

Dimana: Ca

= Kecepatan aliran aksial fluida = 150 m/s

Cp

= 950 + 0,21 T2

Cp

= 950 + 0,21 (603) = 1076,63 kJ/kg


Sehingga: T02

= 603 +

150 2 2.1076,63

= 613,45 K Dengan mempergunakan tabel pada lampiran 1, diperoleh: h02

= 621,166 kJ/kg T = P1.  02  T1

Jadi : P02

  

k k −1

1, 4

 613,45  1, 4−1 = 1,01325.    300 

P02

= 12,388 bar Kondisi gas melalui turbin 1. Kondisi gas masuk turbin T3 = 970 0C = 1243 K (merujuk pada ketahanan material menahan temperatur, tegangan dan umur pakai) 2. Kondisi gas keluar turbin

1 T4 = T3 .  r  p

   

k −2

1 = 1243.    12 

k

1, 33−1 1, 33

= 670,97 K Perbandingan tekanan keluar turbin dengan tekanan udara atmosfir pada instalasi turbin gas siklus terbuka adalah 1,1 + 1,2 …[lit 7 hal 37] P4

= 1,2 . P1 = 1,2 . 1,01325

= 1,2159 bar


Efisiensi kompresor dan turbin Berdasarkan grafik seperti yang ditunjukkan pada gambar 3.4. untuk perbandingan tekanan kompresi sebesar 12:1 dengan kenaikan temperatur udara yang melewati kompresor, T02 – T01 = 613,45 – 311,106 = 302,34 0C = 576,22 0F, maka diperoleh efisiensi isentropik kompresor (ηk) sebesar 92,5 %.

Gambar 3.4. Grafik temperatur melewati kompresor vs efisiensi kompresor Sedangkan untuk efisiensi turbin (ηT) dapat dicari dengan menggunakan rumus:

ln ηT

=

k −2   k   P 1 − η + η  2   k k  p1     ……………………[lit 11 hal 50]   k − 1   P2   ln    k   P1 


Maka diperoleh:

ηT

=

=

1, 4 −1  1, 4 12    ln 1 − 0,925 + 0,925  1 

   

 1,4 − 1   12    ln   1,4   1 

0,671 0,71

= 0,945 = 94,5 %

Kerja aktual kompresor : Waktual =

Wk

ηk =

h02 −h 01 ηk

=

621,166 − 311,35 0,925

= 334,9 kJ/kg Maka nilai actual pada keluaran kompresor berdasarkan gambar 3.2 adalah : h02 =(h01+Wk aktual)kJ/kg =311,35+334,9 = 646,28kJ/kg


Kerja aktual turbin : WT aktual = ηT.WT ideal = 0,945.(h3-h4)kJ/kg = 0,945.(1328,47-669,36)kJ/kg = 622,86 kJ/kg Maka temperatur keluar ruang baker aktual : T3a

=

WTa + T4 C Pg

Dimana : CPg

=950+0,21.T3 = 950+0,21.1243 = 1211,03 J/kg.K = 1,211kJ/kg.K

T3a

=

622,86% + 670,97 1,211

= 1185,3 K Dengan mempergunakan tabel udara pada lampiran I, maka diperoleh: h3a

= 1260,56 kJ/kg

Tekanan aktual di ruang bakar: P3a

= P02 (1 – ΔPrb)

Dimana: ΔPrb = kerugian tekanan pada ruang bakar (0,01 P3a

0,02) … [lit 16 hal 55]

= P02 (1 – ΔPrb) = 12,388 . (1 – 0,02)

= 12,14 bar


Temperatur aktual keluar turbin h4a

= h3 – WTa = 1328,47 – 622,86 = 7056,61 kJ/kg, dengan interpolasi

pada lampiran 1, diperoleh temperatur aktual keluar turbin T4a = 788,84 K

Gambar 3.5. Proses pembakaran dan rugi tekanan Panas aktual yang masuk: Maka berdasarkan gambar 3.5. diperoleh: qin

= (h3a – h02a) kJ/kg = (1260,56 – 646,28) = 614,28 kJ/kg

Kerja bersih: Wnet

= WT aktual – Wk aktual (kJ/kg) = 622,86 – 334,9 = 287,96 kJ/kg

Rasio kerja balik: Bwr

=

Wkaktual WTaktual

=

334,9 622,86

= 0,5377 = 53,77 % Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

Ini berarti 53,77 % kerja aktual keluaran turbin digunakan hanya untuk memutar kompresor. Efisiensi thermal aktual siklus:

ηth

=

Wnet qin

=

287,96 614,28

= 0,469 = 46,9 % 3.3.

Analisa Pembakaran Bahan bakar yang digunakan pada turbin ini adalah gas alam (natural

gas). Gas alam digunakan sebagai bahan bakar turbin gas lebih diprioritaskan karena: 1.

Pembakaran gas tidak menghasilkan abu dan jelaga sehingga akan memperkecil kerusakan yang dialami sudut-sudut turbin gas.

2.

Pembakaran dengan gas alam relatif lebih sempurna, sehingga bahan bakar ini cenderung mengurangi polusi yang dihasilkan dari gas buang turbin.

3.

Nilai kalor gas alam (natural gas) lebih besar dari bahan bakar solar, sehingga dapat meningkatkan efisiensi dari turbin gas tersebut.

Komposisi dari gas alam (natural gas) dapat dilihat pada tabel di bawah ini:


Tabel 3.1 Komposisi bahan bakar gas alam (natural gas). No.

Komposisi

Mol (%)

1.

Karbon dioksida (CO2)

0,023

2.

Nitrogen (N2)

2,019

3.

Methana (CH4)

97,031

4.

Ethana (C2H6)

0,227

5.

Propana (C2H8)

0,658

6.

n – Butana (n – C4H10)

0,03

Total

100

Sumber: Arun Plant Orientation, Training Center Reaksi pembakaran bahan bakar pada kondisi stokometri (100 % udara teoritis) adalah: - Reaksi pembakaran sempurna CH4 CH4 + 2(O2 + 3,76N2)

CO2 + 2H2O + 2(3,76N2)

- Reaksi pembakaran sempurna C2H6 C2H6 + 3,5(O2 + 3,76N2)

2CO2 + 3H2O + 3,5(3,76N2)

- Reaksi pembakaran sempurna C3H8 C3H8 + 5(O2 + 3,76N2)

3CO2 +4H2O + 5(3,76N2)

- Reaksi pembakaran sempurna C4H10 C4H10 + 6,5(O2 + 3,76N2)

4CO2 + 5H2O + 6,5(3,76N2)

Dari reaksi pembakaran di atas maka dapat ditentukan kebutuhan udara pembakaran berdasarkan perbandingan mol, yang hasilnya ditabelkan sebagai berikut:


Tabel 3.2 Kebutuhan udara pembakaran pada kondisi stokiometri Komposisi

BM

Mol (%)

1.

Karbon dioksida (CO2)

44,01

0,023

-

-

2.

Nitrogen (N2)

28,02

2,019

-

-

3.

Methana (CH4)

16,04

97,03

2x97,031 =

3,76x194,062 =

4.

Ethana (C2H6)

30,07

1

194,062

729,673

5.

Propana (C3H8)

44,09

0,227

3,5x0,227 = 0,795

3,76x0,795 = 2,987

6.

n-Pentana (n – C4H10)

58,12

0,658

5x0,658 = 3,29

3,76x3,29 = 12,37

0,033

6,5x0,033 = 0,2145

3,75x0,2145 = 0,80652

100

198,36

745,836

No

Total

Mol O2

Mol N2

Sehingga mol udara yang dibutuhkan untuk pembakaran 100 kmol bahan bakar adalah: Mol udara

= mol O2 + mol N2 = 198,36 + 745,836 = 944,196 kmol udara/kmol bahan bakar

maka jumlah udara yang dibutuhkan untuk pembakaran pada kondisi stokiometri adalah: AFR = mol udara x (massa molal udara : massa molal bahan bakar) fraksi massa N2 = 0,79 fraksi massa O2 = 0,21 maka diperolah: massa molal udara

= 0,79 x BM N2 + 0,21 x BM O2 = 0,79 x 28,02 + 0,21 x 32 = 28,856 kg/kgmol


massa molal bahan bakar

= (16,04 x 97,031%) + (30,07 x 0,227%) + (44,09 x 0,658%) + (58,12 x 0,033%) = 15,94 kg/kgmol

jadi: AFR

= (944,196 : 100) x (28,856 : 15,94) = 17,1 kg udara/kg bahan bakar

3.4.

Nilai Kalor Pembakaran Suatu balans energi atas dasar persatu mol bahan bakar dinyatakan dalam

bentuk: ĤR = ĤP + Q Dimana: ĤR = entalphi reaktan ĤP = entalphi produk Q = perpindahan energi sebagai panas dari pembakar permol bahan bakar yang terbakar Secara sederhana dinyatakan berbagai koefisien stokiometri dalam persamaan kimia dengan: LHV = Q = Ĥ0R – Ĥ0P Q disebut nilai pemanasan (heating value) atau panas reaksi dari bahan bakar. Perhatikan bahwa Q menyatakan energi yang harus dipindahkan sebagai panas dari sistem, per mol bahan bakar, untuk mempertahankan agar sistem tetap berada pada temperatur yang konstan.


Untuk proses pembakaran, reaksi entalpi biasanya dinyatakan sebagai entalpi pembakaran (hc). Cara lain yang digunakan di dalam hubungan dengan pembakaran bahan bakar adalah nilai pemanasan (heating value), yang didefinisikan sebagai jumlah panas yang bebas pada saat bahan bakar terbakar, dengan kata lain nilai pemanasan bahan bakar adalah sama dengan nilai absolut entalpi pembakaran bahan bakar yang dinyatakan sebagai berikut: Nilai pemanasan (HV) = |hc| (kJ/kg bahan bakar) …… …(lit 15 hal 775) Sebuah properti digambarkan sebagai entalpi dari sebuah zat pada tingkat spesifik karena komposisi kimianya dikenal sebagai entalpi pembentukanħ( f). Nilai pemasangan bergantung kepada H2O di dalam produk. H2O di dalam berbagai produk dapat timbul dalam fase cair atau uap. Apabila H2O berada pada fase cairnya, Q disebut nilai pemanasan atas (higher heating value, disingkat HHV), sedangkan bila H2O dalam bentuk uap yang dipersoalkan Q disebut nilai pemanasan bawah (lower heating value, disingkat LHV). Sehingga nilai kalor yang didapati HHV>LHV, hal ini terkait nilai HHV yang dalam bentuk teori. Sementara itu nilai kalor yang dimaksud adalah bila H2O dalam bentuk uap (LHV). Kedua nilai pemanasan dapat dihubungkan dengan persamaan: HHV = LHV + (N

fg)H2O

Dimana N adalah jumlah mol H2O di dalam produk dan

fg

adalah

perbedaan entalpi penguapan air pada temperatur yaitu pada temperatur kamar (250C) sebesar 2442,3 kJ/kg atau 44.000 kJ/kmol, seperti yang terlihat pada lampiran 4.


Untuk mendapatkan LHV, perlu diketahui entalpi modal uap air pada temperatur T01 = 311,106 K dan temperatur keluar gas pembakaran T3a = 1185,3 K untuk masing-masing zat O2, N2, H2O (g) dan CO2. Untuk gas hasil pembakaran dengan 400 % udara teoritis, diperoleh reaksi pembakaran sebagai berikut: a. CH4 + 8(O2 + 3,76N2)

CO2 + 2H2O +6O2 + 30,086 N2

b. C2H6 + 14(O2 + 3,76N2)

2CO2 + 3H2O + 10,5O2 + 52,64N2

c. C3H8 + 20(O2 + 3,76N2)

3CO2 + 4H2O + 15O2 + 75,2N2

d. C4H10 + 26(O2 + 3,76N2) Tabel 3.3 nilai h0f dan Substansi CH4 C2H6 C3H8 C4H10 O2 N2 H20 (g) CO2

h0f kJ/kmol -74.850 -84.680 -103.850 -126.150 0 0 -241.820 -393.520

4CO2 + 5H2O + 19,5O2 + 97,76N2 pada berbagai komponen

298K

311,106K

kJ/kmol 8.682 8.669 9.904 9.364

kJ/kmol 9.062,6 9.046,9 10.339 9.848,9

1185,3K

kJ/kmol 37.922,9 36.282,3 43.739,8 53.021,86

Maka dengan melihat data pada tabel 3.3 berdasarkan daftar tabel dari lampiran 5 dan lampiran 6, diperoleh nilai pemanasan untuk masing-masing persamaan reaksi:

a. CH4 + 8(O2 + 3,76N2)

CO2 + 2H2O + 6O2 + 30,086 N2

maka untuk nilai LHV adalah: LHV = |hc| = Hreaktan - Hproduk


Dimana:

(

Hreaktan = ∑ N r h −0 f + h331,0 6 K − h 29 8 K = (N

0

f)CH4

)

+ (N 0f)O2 + (N 0f)N2

= 1(-74.850) + 8[0 + (9.062,6 – 8.682)] + 30,08[0 + (9.046,3 – 8.669)] = -74.850 + 3.044,8 + 11.349,18 = -60.456,02 kJ/kmol =

∑ Np (h

= (N

0

0 f

f)CO2

0

− h 1185,3K - h 2 98K

+ (N

0

f)H2O

)

+ (N

p

0

f)O2

+ (N

0

f)N2

= [(-393.520) + (53.021,8 – 9.364)] + 2[(-241.977,04) + (43.739,8 – 9.904)] + 6[0 + 37.923,9 – 8.682)] + 30,08[0 + (36.282,3 – 8.669)] = 239.868,78 kJ/kmol maka: LHV = |hc|

= Hreaktan - Hproduk = (-60.456,02) – 239.868,78 = 300,324,8 kJ/kmol CH4

Diketahui massa molal CH4 adalah 16,04 kg/kmol, maka: kJ CH 4 kmol kg 16.04 kmol

300.324,8

LHV =

= 18.723,5 kJ/kg


sehingga untuk nilai HHV berdasarkan rumus diatas adalah: HHV = LHV + (N

fg)H2O

= 18.723,5 kJ/kg + 2(2442,3 kJ/kg) = 23.608,09 kJ/kg b. C2H6 + 14(O2 + 3,76N2)

2CO2 + 3H2O + 10,5O2 + 52,64N2

maka untuk nilai LHV adalah: LHV = |hc| = Hreaktan - Hproduk Dimana: Hreaktan

=

∑ Np (h

0 f

− h 311,0 6 K - h 298K

)

p

= (N 0f)CH4 + (N 0f)O2 + (N 0f)N2 = 1(-84.680) + 14[0 + (9.062,6 – 8.682)] + 52,64 [(0 + 9.046,3 – 8.669)] = -84.680 + 5.328,4 + 19.861,072 = -59.490,528 kJ/kmol Hproduk

=

∑ Np (h

= (N

0

0 f

f)CO2

0

− h 1185,3K - h 2 98K

+ (N

0

f)H2O

)

p

+ (N

0

f)O2

+ (N

0

f)N2

= 2[(-393.520) + (53.021,86 – 9.364)] + 3[(-241.997,04) + (43.739,8 – 9.904)] + 10,5[0 + 37.922,9 – 8.682)] + 52,64[0 + (36.282,3 – 8.6690)] = 436.385,562 kJ/kmol


maka: LHV = |hc| = Hreaktan – Hproduk = (-59.490,528) – 436.385,562 = 495.876,09 kJ/kmol C2H6 Diketahui massa molal C2H6 adalah 30,07 kg/kmol, maka: kJ C2 H 6 kmol kg 130,07 kmol

495.876,09

LHV =

= 16.490,72 kJ/kg sehingga untuk nilai HHV berdasarkan rumus diatas adalah: HHV = LHV = (N

fg)H2O

=16.490,27 (kJ/kg) + 3(2442,3 kJ/kg) = 23.817,62 kJ/kg

c. C3H8 + 20(O2 + 3,76N2)

3CO2 + 4H2O + 15O2 + 75,2N2

maka untuk nilai LHV adalah: LHV = |hc| = Hreaktan – Hproduk Dimana: 0 Hreaktan = ∑ N r  h f + h331,06 K − h 298 K   

r

= (N 0f)CH4 + (N 0f)O2 + (N 0f)N2 = 1(-103.850) + 20[0 + (9.062,6 – 8.682)] + 75,2[0 + (9.046,3 – 8.669)] = -103.850 + 7.612 + 28.372,96 = -67.865,04 kJ/kmol Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

0 0 Hproduk = ∑ N r  h f + h1185.3,06 K − h 2 98 K  p  

= (N

0

f)CO2

+ (N

0

f)H2O

+ (N

0

f)O2

+ (N

0

f)N2

= 3[(-393.520) + (53.021,86 – 9.364)] + 4[(-241.997,04) + (43.43739,8 – 9.904)] + 15[0 + (37.922,9 – 8.682)] + 75,2[0 + (36.282,37 – 8.6690)] = 632.902,1 kJ/kmol maka: LHV = |hc|

= Hreaktan – Hproduk = (-67.865,04) – 632.902,1 = 700.767,14 kJ/kmol C3H8

Diketahui massa molal C3H8 adalah 44,09 kg/kmol, maka:

kJ C2 H 6 kmol kg 44,09 kmol

495.876,09

LHV =

= 15.894,015 kJ/kg sehingga untuk nilai HHV berdasarkan rumus diatas adalah: HHV = LHV = (N

fg)H2O

= 15.894,015 (kJ/kg) + 4(2442,3 kJ/kg) = 25.663,2 kJ/kg

d. C4H10 + 26(O2 + 3,76N2)

4CO2 + 5H2O + 19,5O2 + 97,76N2

maka untuk nilai LHV adalah: LHV = |hc| = Hreaktan – Hproduk Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

Dimana:

(

Hreaktan = ∑ N r ℑ + h331,06 K − h 298 K

)

= (N 0f)CH4 + (N 0f)O2 + (N 0f)N2 = 1(-126.150) + 26[0 + (9.062,6 – 8.682)] + 97,7[0 + (9.046,33 – 8.669)] = -126.150 + 9.895,6 + 377,33 = -79.656,3 kJ/kmol Hproduk

=

∑ Np h

= (N

0

0 f

f)CO2

0 − -h1185,3K - h 2 98K  p

+ (N

0

f)H2O

+ (N

0

f)O2

+ (N

0

f)N2

= 4[(-393.520) + (53.021,86 – 9.364)] + 5[(-241.997,04) + (43.739,8 – 9.904)] + 19,5[0 + (37.922,9 – 8.682)] + 97,64[0 + (38.230,7 – 8.6690)] = 651.473,963 kJ/kmol Maka: LHV = |hc|

= Hreaktan – Hproduk = (-79.656,3) – 641.473,963 = 731.130,262 kJ/kmol C4H10

Diketahui massa molal C4H10 adalah 58,12 kg/kmol adalah: kJ C4 H10 kmol kg 58,12 kmol

731.130,262

LHV =

= 12,579,66 kJ/kg


Sehingga untuk nilai HHV berdasarkan rumus diatas adalah: HHV = LHV = (N

fg)H2O

= 12.579,66 (kJ/kg) + 6(2442,3 kJ/kg) = 27.233,47 kJ/kg. Selain dengan cara diatas perhitungan nilai kalor pembakaran juga dapat dicari dengan menggunakan rumus Dulong. Berikut adalah langkah-langkahnya: 1. Perhitungan berat molekul bahan bakar Berat molekul bahan bakar yang merupakan campuran berat molekul campuran gas dihitung berdasarkan persentase senyawa-senyawa dalam campuran tersebut yaitu: n

BMcampuran

=

∑ (BM ) (%mol ) i =1

i

i

Dimana: (BMi)

= berat molekul gas ke-i

(%moli)

= persentase mol senyawa ke-i

maka: BMcampuran

= (44,01)(0,00023) + (16,043)(0,97031) + (30,07)(0,00227) + (44,097)(0,00658) + (58,124)(0,00033) = 15,95 kg

Persentase berat C, H2 dan O2 dalam tiap molekul bahan bakar •

Berat C

= (0,00023)(12,01) + (0,97031)(12,01) + (0,00227)(24,02)+ (0,00685)(36,03) + (0,00033)(48,04) = 11,964 kg


11,96 4 100% = 75,01% 15,95

%C

=

Berat H2

=(0,97031)(4)+(0,00227)(6)+(0,00658)(8)+ (0,00033)(10) = 3,9508 kg

%H2

=

3,9508 100% 15,95

= 24,8% •

Berat O2

= (0,00023)(32) = 0,00736 kg

%O2

=

0,00736 x 100 % 15,95

= 0,05% 2. Nilai kalor bahan bakar a. Nilai kalor pembakaran atas (HHV)

O2   HHV = 33950 C + 144200 +  H 2 −  +9400 S …. … ..[lit 1 hal 46] 8  

0,0005   = 33950 (0,7501) + 144200 +  0.248 −  +9400 (0) 8   = 25465,895 + 35752,5875+0 = 61218,5 kJ/kg

b. Nilai kalor pembakaran bawah (LHV) LHV = HHV – 2400 (M + 9H2) … … … … … … … … ..[lit 1 hal 46] Dimana: M

= Kandungan air dalam bahan bakar


maka: LHV = 61218,5 – 2400 (0 + 9(0,248)) = 61218,5 – 5371,92 = 55846,58 kJ/kg Diperoleh nilai LHV dengan menggunakan rumus Dulong sebesar 55846,58 kJ/kg, akan tetapi nilai tersebut adalah nilai estimasi berdasarkan persentase berat molekul pada kondisi stokiometri (100% udara teoritis). Oleh karena itu nilai kalor pembakaran yang dipakai adalah nilai perhitungan berdasarkan analisa kelebihan udara dan entalphi formasi temperatur gas hasil pembakaran. Nilai LHV dari setiap unsur yang terkandung dalam bahan bakar gas alam dapat ditabelkan sebagai berikut:

Tabel 3.4. Harga LHV yang terkandung pada setiap unsur dalam bahan bakar

N2

Mol (%) Yi 2,019

LHV kJ/kg 0

CO2

0,023

0

0

CH4

97,031

18.723,5

18.167,6

C2H6

0,227

16,490,72

37,43

C3H8

0,658

15.894,015

104,58

n-C4H10

0,033

12.579,66

4,15

Total

100

Komposisi

Yi (LHV) 0

18.313,76

Dari nilai LHV diatas maka dapat ditentukan (FAR)aktual. Maka untuk menentukan besarnya perbandingan bahan bakar terhadap udara adalah: qin

= LHV . (FAR)aktual … …… … … … … … … … [lit 12 hal 21]


jadi FARaktual adalah: (FAR)aktual

=

qin 614,28 = LHV 18313,76

= 0,0335 Sehingga AFR aktual menjadi: AFRaktual

=

1 0,0335

= 29,8 kg udara/kg bb 3.5. Laju Aliran Massa Udara dan Bahan Bakar Sebelum menghitung laju aliran massa udara dan bahan bakar maka harus menentukan berapa suplai daya turbin (PN) ke generator. Penentuan supplay daya yang harus dibangkitkan turbin dapat dicari dengan penjelasan dibawah ini. Daya yang dibutuhkan generator adalah daya semu PG (KVA) dan daya keluaran P (KW). Maka: P

= PG . Cos

PG

=

p Cosϑ

Dimana: Cos

= faktor daya (0,6 – 0,9) berdasarkan harga yang umum dipakai di

pasar, maka dalam perhitungan ini diambil harga Cos

= 0,8.

Sesuai dengan kebutuhan daya keluaran generator adalah 21 MW, sehingga: PG

=

21000KW 0,8

= 26250 KVA Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

Sehingga daya yang harus disuplai turbin ke generator adalah: PN =

PG ηG .ηtr

Dimana: ηG = Efisiensi generator (direncanakan 0,9) ηtr = Efisiensi transmisi (direncanakan 0,95)

sehingga: PN =

26250KW 0,9.0,95

= 30701,75 KW maka laju aliran massa udara (mu) dapat dicari dengan rumus: PN = mu[(1 + FAR) . WT aktual – WK aktual] Mu =

PN kg udara/s (1 + FAR ).WTaktual −W Kaktual

Mu =

30701,75 kg udara/s (1 + 0,0335).622,86 − 334,9

mu = 99,4 kg udara/s laju aliran bahan bakar: mf = (FAR) . mu kg bb/s = 0,0335 . 99,4 = 3,33 kg bb/s


3.6. Daya yang Dihasilkan Oleh Masing-masing Komponen Instalasi Secara analisa termodinamika, maka daya untuk masing-masing komponen instalasi turbin gas adalah: 1. Daya Kompresor Pk

= mu . WK aktual = 99,4 kg/s . 334,9 kJ/kg = 33.289,06 kW = 33,289 MW

2. Panas yang Disuplai Ruang Bakar QRB = (mu + mf) . qin = (99,4 + 3,33) kg/s . 614,28 kJ/kg = 63.104,98 kW = 63.105 MW 3. Daya pada Turbin PT

= (mu + mf) . WT aktual = (99,4 + 3,33) kg/s . 622,86 kJ/kg = 63.986,4078 kW = 63,986 MW

Jadi efisiensi thermal diperoleh: ηth siklus

=

PT − PK QRB

=

63,986 − 33,289 . 100 % 63,105

= 0,486 = 48,6%. Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

BAB IV RUANG BAKAR Ruang bakar merupakan tempat dimana diharapkan terjadi proses pembakaran sempurna, yaitu reaksi eksotermik antara bahan bakar dan oksidator untuk menghasilkan gas pembakaran pada temperatur dan tekanan tertentu. Pada ruang bakar turbin gas dapat terdiri dari beberapa komponen yang dapat mendukung terjadinya proses pembakaran. Beberapa kriteria ruang bakar seperti yang telah dijelaskan pada sub bab 2.4 bagian ruang bakar, dapat dipakai sebagai perbandingan dalam merencanakan sebuah instalasi ruang bakar. Adapun tipe ruang bakar yang dipilih dalam perencanaan ini adalah tipe multican (TUBULAR).

Gambar 4.1. Penampang Ruang Bakar Tubular


Keterangan: 1. Spark plug (ignition) 2. Tabung api (liner) 3. Selubung (casing) 4. Transition piece 5. Nozel turbin 6. Swirler (pusaran) 7. Nozel bahan bakar 8. Tabung api silang (cross fire tube) 9. Lubang difusi.

4.1. Selubung (Casing) Ruang Bakar 4.1.1.

Luas Penampang Selubung (Aref) Untuk luas optimal luas penampang dari ruang bakar seperti yang

tampak pada gambar 4.2., dapat ditentukan dengan perhitungan kehilangan tekanan dan beban pembakaran. Di bawah ini ditunjukkan sebuah persamaan untuk kondisi hilangnya tekanan.

∆PO 2 a − 2 a ∆PO 2 a − 2 a R  muRB .TO 2 a = 2  Αref .PO 2 a PO 2 a PO 2 a

0.5

   

2

………………..[lit. 9 hal 108]

Sehingga:

Rm T Aref=[  uRB. o 2Oa2 a 2  P

0,5

 ∆PO 2 a −3a  2  q ref 

 ∆PO 2 a − 3 a   PO 2 a

 -1 0,5 2  ] (m ) 


Dimana: R

= Gas konstan (287 Nm/kg.K)

qref

= Tekanan dinamik (Pa)

Aref

= Luas penampang selubung (m2)

mu RB = Laju aliran massa udara per ruang bakar (kg/s) P02a

= Tekanan udara kondisi titik 02a (Pa)

T02a

= Temperatur pada kondisi titik 02a (K)

Gambar 4.2. Penampang selubung (Casing) ruang bakar. Untuk mengetahui kondisi kehilangan tekanan pada jenis ruang bakar tubular, dapat dilihat pada lampiran 2. Maka Aref dapat dicari dengan terlebih dahulu mencari: Laju aliran massa udara tiap ruang baker Mu RB

=

Mu JumlahRB


dimana mu adalah laju aliran massa udara total dikurangi dengan laju aliran massa udara untuk pendinginan, yaitu 15% dari total laju aliran massa udara dari hasil kompresi- ………………………………………...[lit. 12 hal. 161].

Laju aliran massa udara untuk proses pendinginan: mudara pendinginan = 15% . mu = 15% . 99,4 kg/s = 14,91 kg/s Sehingga diperoleh: mu RB

= (mu – mudara pendinginan) kg/s = (99,4 . 14,91) kg/s = 84,49 kg/s

Maka laju aliran massa udara menuju tiap-tiap ruang bakar yang berjumlah 10 adalah: Mu RB

=

84,49kg / s 10

= 8,449 kg/s Berdasarkan kondisi yang telah dicari pada bab 3 diperoleh: h02a

= 646,28 kJ/kg

dengan cara interpolasi dari lampiran 1 diperoleh: T02a = 655,84 K P02a

= 12,388 bar

∆PO 2 a −3a = 37 (lihat lampiran 2) q ref ∆PO 2 a − 2 a = 0,07 (untuk jenis tubular) PO 2 a


maka diperoleh: Aref =

R  muRB.TO 2 a 2  P o2a

0,5

   

2

∆PO 2 a −3a q ref

 ∆PO 2 a − 3 a   PO 2 a

  287  8,449.655,89 0,5  2 −1    Aref=  . 37 ( 0 , 07 ) 5    2  12,388.10 

 -1 0,5 2  ] (m ) 

0,5

= 0,0481 m2

4.1.2.

Diameter Selubung Ruang Bakar (Dref) Besarnya diameter selubung ruang bakar (Dref) seperti yang terlihat

pada gambar 4.2. dapat dicari dengan persamaan:

π

Dref2

Aref

=

Dref

 Aref  = 4   π 

=

4

0,5

 0,0481  4  π  

0,5

= 0,247 m

4.2. Tabung Api Ruang Bakar (Liner) 4.2.1.

Luas Penampang Tabung Api (AL) Luas penampang tabung api ruang bakar seperti yang ditunjukkan

pada gambar 4.3. dapat dicari dengan menggunakan rumus: AL

= kopt . Aref … … … … … … … … … … … … …[lit.9 hal 112]

Dimana: AL

= Luas penampang tabung api (Liner) [m2]


Aref

= Luas penampang selubung (Casing) ruang bakar [m2]

kopt

= Rasio antara luas penampang tabung api (Liner) dengan luas penampang selubung (Casing).

Gambar 4.3. Penampang tabung api (Liner)

Gambar 4.4. Ruang Bakar Radial Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

nilai kopt dapat dicari dengan cara: 1

kopt

=1-

3    2  [(1 − m sn ) − λ    ∆PO 2 a −3a − r 2λ   q ref  

dimana: msm

= Rasio antara laju aliran udara memasuki moncong dengan total laju aliran udara di ruang bakar

λ

= Koefisien tekanan yang hilang

r

= radius, rasio antara luas selubung dengan luas aliran masuk ruang bakar

∆PO 2 a − 2 a = Referensi tekanan dinamik (lihat lampiran 2 untuk jenis q ref tubular) untuk parameter diatas ditentukan, msn = 0,12, λ = 0,5, r = 6, (lit. 9 hal ∆PO 2 a − 2 a 112) dan = 37 (lihat lampiran 2) q ref

maka diperoleh: 1

kopt

 (1 − 0,12) 2 − 0,5  3 =1-   2  37 − 6 .0,5  1

 0,2744  3 =1-   19  = 1 – 0,24 = 0,756 Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

jadi luas penampang tabung api (Liner) adalah: AL

= kopt . Aref = 0,756 . 0,0481 (m2) = 0,036 m2

4.2.2. Diameter Tabung Api Diameter tabung api adalah: DL

 ΑL  =4   π 

0.5

 (0,036)m 2 =  4 π 

  

0.5

= 0,214 m

4.2.3. Panjang Tabung Api Ruang Bakar (LL) Panjang tabung api dapat dihitung dengan rumus: −1

LL

 ∆PL 1  … … … … … … … …[lit 9 hal 148] = DL  AO  ln  qref 1 − PF  

Dimana: DL

= Diameter tabung api (Liner) [m]

LL

= Panjang tabung api (Liner) [m]

Ao

= 0,07 untuk jenis tubular … … … … … … …… … [lit 9 hal 148]

∆PL = 37 untuk jenis tubular (lihat lampiran 2) qref PF

= Pattern Factor

Untuk PF dapat dicari dengan jalan: Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

PF

=

Tmax − T3mean ……………………………………..[lit 7 hal 103] T3mean − T2 mean

Dimana: Untuk temperatur maksimum yang terjadi pada ruang bakar berdasarakan [lit 16 hal 229] adalah berkisar 110% dari temperatur gas hasil pembakaran, sehingga diperoleh Tmax = T3a . 110% = 1185,3 K . 110% = 1303,8 K. Maka: T3 mean =

Tmax + T3 2

=

1303,8 + 1185,3 2

= 1244,55 K

T2 mean =

TO 2 a + TO1 2

=

613,45 + 311,106 2

= 462,28 K Maka: PF

 1303,8 + 1244,55  =   1244,55 − 462,28  = 0,0757


Sehingga diperoleh panjang tabung api (Liner) LL

1   = 0,214  0,07.37. ln  1 − 0,0757  

−1

= 0,214 (0,02039)-1 = 1,05 m

4.2.4. Tebal Dinding Tabung Api (Liner) Untuk menentukan tebal dari tabung api perlu ditentukan terlebih dahulu gaya yang bekerja pada transition piece, yaitu bagian yang mengarahkan gas keluaran hasil pembakaran menuju seksi turbin yang juga bertindak sebagai nozel turbin. Gaya yang bekerja pada transition piece (Fe) dapat dicari dengan persamaan: 1   ( k −1) Fe 2    P3a -1 ……………….……………[lit 7 hal 208] = 2    P1  k + 1  AL P4 a  

1   5 −1) ( 1 , 33 Fc  12,14.10 -1  2  = 2  1,01325.10 5  1,33 + 1  0.036.1,2159.10 5  

Fe

= 61.653,29 N

Dengan diketahui gaya yang bekerja, maka ketebalan dinding dari ruang bakar dapat dicari dengan persamaan: P=

F N/m2 A


Dimana: P adalah tekanan/tegangan (N/m2) F adalah gaya yang bekerja dari gas hasil pembakaran yang diperoleh dari data diatas sebesar 61.653,29 N. A adalah luas dari liner luar dikurangi luas liner dalam (m2) Diketahui material yang dipakai pada tabung api (liner) adalah Stainless Steels Tipe AISI 310, sama dengan material yang digunakan untuk bagian yang mengarahkan gas hasil pembakaran (transition piece). Berdasarkan data yang diperoleh pada lampiran 7, diperoleh tegangan regangan yang diijinkan untuk material diatas adalah 655 MPa. Maka: 655.106 N/m2 =

61.653,29 N A

A = 9,41 . 10-5 m2 A = π/4 (DLo – DL)2 9,41 . 10-5 = π/4(DL,o – 0,214)2 0,01095 = DL,o – 0,214 DLo

= 0,225 m

Maka tebal dari tabung api (liner) adalah

(DL,0 – DL)/2 = (0,225-0,214)/2 = 0,0055 m = 5,5 mm


4.3. Zona Daerah Pembakaran 4.3.1.

Primary Zone Pada daerah ini sekitar 28% dari total udara hasil kompresi

disuplaikan ke sekeliling aliran bahan bakar untuk proses pembakaran [lit 2 hal 35]. Laju aliran massa udara pada daerah primary zone (muPz) dapat dihitung dengan cara: muPz = %Pz . mu = 28% . 8,449 kg/s = 2,366 kg/s Laju aliran massa bahan bakar: mfRB

=

mf JumlahRB kg s 10

3,33 =

= 0,333 kg/s Perbandingan udara – bahan bakar (AFR)Pz (AFR)Pz

=

muPz mfRB

=

2,366 0,333

= 7,1 kg udara/ kg bb


4.3.2.

Secondary Zone Merupakan zona dimana sekitar 22% udara untuk membantu

pembakaran, dengan tujuan supaya proses pembakaran bisa berlangsung dengan sempurna. Laju aliran massa udara pada daerah secondary zone (muSz) dapat dihitung dengan cara: muSz = (%Pz + %Sz) . mu = (28% + 22%) . 8,449 kg/s = 4,22 kg/s Laju aliran massa bahan bakar: mfRB

= =

mf JumlahRB 3,33kg / s 10

= 0,333 kg/s

Perbandingan udara – bahan bakar (AFR)Sz (AFR)Sz =

=

mu S z m fRB

4,22 0,333

= 12,673 kg udara/kg bb


4.3.3.

Dilution Zone Dilution zone adalah dimana udara sebesar 28% dari total udara

pimary yang masuk ke liner ditambah 22 total udara secondary zone yang kemudian ditambahkan dengan %Dz sebesar 40% [lit 9 hal 12] yang berfungsi untuk mendinginkan gas panas yang dihasilkan dari secondary zone.

Gambar 4.5. Bentuk aliran udara menuju lubang tabung api

4.3.3.1.

Jumlah Laju Aliran Gas yang Akan Didinginkan Laju aliran melalui sebuah lubang pada liner tidak

hanya tergantung pada ukuran lubang (hole) dan tekanan yang hilang, tetapi juga bergantung pada ukuran saluran dan kondisi aliran di sekitar lubang, sehingga nantinya diharapkan dapat mempengaruhi keefektifitasan luas laju aliran. Pada gambar 4.5. akan ditunjukkan bentuk aliran melalui liner.


Laju aliran massa udara pada dilution zone: muDZ

= (maPzmaSz + maDZ) . mu

muDZ

= (50% + 40%) . mu = 90% . 8,449 kg/s = 7,6 kg/s

mfRB

=

=

mf JumlahRB 3,33kg / s 10

= 0,333 kg/s Jumlah laju aliran gas yang akan didinginkan adalah: mg

= muDz + mf

dimana: = Laju aliran udara pada zona pendinginan (dilution zone)

muDz

(kg/s) mf

= Laju aliran bahan bakar untuk setiap ruang bakar (kg/s)

sehingga diperoleh: mg

= 7,6 + 0,333 (kg/s) = 7,93 kg/s

4.3.3.2.

Diameter Efektif Lubang (Hole) Pendinginan (dj) Diameter

efektif

lubang

dapat

dihitung

dengan

mempertimbangkan:


Laju aliran massa udara melewati saluran (mJ) mJ

= 0,5 . mu … … … … ..… … … … … … …[lit 9 hal 137] = 0,5 . 8,449 kg/s = 4,22 kg/s

sehingga didapat laju aliran massa udara pendingin:

4,22kg / s = 0,53 7,93kg / s mg perbandingan temperatur gas terhadap kondisi titik 2a: mj

Tgas TO 2 a

=

=

1185,3K 655,89 K = 1,807

maka berdasarkan grafik perbandingan nilai optimal DL/ndj vs mJ/mg seperti yang tampak pada gambar 4.6. di dapat nilai optimal dari DL/ndj = 1,2.

Gambar 4.6. Grafik desain zone pendinginan untuk ruang bakar tubular


Maka: DL = 1,2 n.d j Dimana: DL

= Diameter Liner (m)

n

= Jumlah lubang (hole) = (6 untuk tubular)

dj

= Diameter efetif lubang (m)

sehingga diperoleh: dj

=

0,214 6.1,2

= 0,0297 m 4.3.3.3.

Diameter Aktual Lubang (dh) Diameter aktual dari lubang dapat dihitung dengan rumus:

dh

=

dj … … … … … ……… … … … … … …[lit 9 hal 138] C D0.5

keterangan: bentuk aliran udara pendinginan yang direncanakan adalah lubang bulat (round holes). Harga CD dapat diperoleh dengan menggunakan grafik seperti yang ditunjukkan pada gambar 4.6. Untuk harga koefisien tekanan jatuh lubang (K) dapat dicari dengna menggunakan rumus: K=1+

∆PL q an

…….… … ……… … …… … … … … …[lit 9 hal 115]


Dimana:

∆PL q an

= 37 (lihat lampiran 2 untuk jenis tubular) Jadi diperoleh:

K = 1 + 37 = 38 Maka berdasarkan grafik pada gambar 4.7. diperoleh CD = 0,65

Gambar 4.7. Pengaruh bentuk lubang pada CD (discharge coefficient) Dengan demikian diameter lubang pendingin aktual adalah: dh =

0,0297 0,65 0.5

= 0,037 m


4.3.3.4.

Sudut Jet Untuk menghitung sudut jet seperti tampak pada gambar

4.8, dapat menggunakan grafik pada gambar 4.11. Jadi untuk K = 38 dengan bentuk lubang bulat (round holes), diperoleh sudut jet ( ) = 780.

Gambar 4.8. Variasi sudut jet dengan tekanan jatuh liner untuk berbagai bentuk lubang

4.4. Nozel Bahan Bakar (Fuel Nozzle) Pada kebanyakan turbin gas, bahan bakar cair akan dikabutkan dengan menyemprotkan ke dalam ruang bakar. Satu buah nozel bahan bakar normal digunakan pada ruang bakar tubular. Proses pengabutan itu sendiri maksudnya adalah dimana aliran bahan bakar disemprotkan ke dalam ruang bakar pada zona utama (primary zone) yang kemudian disesuaikan dengan pola aliran laju udara untuk menciptakan pembakaran.


Sebuah nozel bahan bakar yang ideal haruslah memiliki karakateristik sebagai berikut: 1. Proses pengabutan (atomization) yang baik 2. Respon yang cepat untuk merubah setting katup (throttle) 3. Bebas dari aliran yang tidak stabil 4. Biaya yang muran dan berat yang ringan pada saat pembuatan serta mudah dalam penggantian komponen pada saat pemeliharaan. 5. Resiko kerusakan yang direndah pada saat pembuatan dan pemasangan. Tipe fuel nozzle yang direncanakan pada ruang bakar ini adalah jenis plain jet air blast yang juga merupakan nozel untuk kebanyakan dengan bahan bakar gas alam, seperti yang tampak pada gambar 4.9.

4.4.1. Diameter orifis/jet Sebuah plain-jet airblast menurut A.K. Jasuja dengan penelitiannya terhadap proses pengabutan pada sebuah konferensi para peneliti injeksi bahan bakar di London pada tahun 1978 mengemukakan bahwa, diameter orifis/jet dapat dicari dengan hubungan:

0,19 SDM = UA

 σ     ρLρA 

0.35

 mL   1 +  mA 

0.25

2 + 0,127  µ L d 0  σρ L 

  

0.5

 mL   1 +  mA 

dimana: SMD = Sauter Mean Diameter σ

= Surface tension. N/m2

ρ

= density

µ

= Dynamic viscosity kg/(m.s)


data dapat dilihat pada lampiran 3, untuk tipe plain jet (Jasuja) maka: 0,19 120.10 = 102 -6

 50.10 −3     892.8,17 

0.35

(1 + 10)

0.25

 25.10 −3 d 0   +0,127  −3   50.10 .892 

0.25

(1+10)

120.10-6 = 52,78 . 10-6 + 1.046 . 10-3do0,5 do0,5 = 0,0643 do = 0,00413 m = 4,13 mm.

Gambar 4.9. Tipe fuel nozzle plain jet air blast dengan bahan bakar gas alam 4.5. Efisiensi Pembakaran Efisiensi ruang bakar dapat dicari dengan melihat grafik kurva untuk desain ruang bakar konvensional seperti yang tampak pada gambar 4.10. Dimana θ dapat dicari dengan rumus:

θ = P02a1,75 . Aref . Dref0,75 . exp(T02a/300)/mu … … … … … [lit 9 hal 161] = (12,388 . 105)1,75 . (0,0481) . (0,247)0,75 . exp(655,89/300)/84,49 =

2,2.10 9.0,3427,95 99,8

= 8,17 . 107 Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

Maka berdasarkan gambar 4.10. di bawah ini untuk ruang bakar jenis tubular diperoleh efisiensi pembakaran adalah 98%.

Gambar 4.10. Desain kurva untuk konvensional ruang bakar

4.6. Pemilihan Material Ruang Bakar 4.6.1.

Tabung Api (Liner) dan Selubung (Casing) Material yang digunakan untuk sebuah tabung api ruang bakar

harus mampu bertahan di atas 1900 0 F. Material tabung api yang digunakan harus diusahakan memiliki tingkat keretakan dan tegangan mulur yang rendah pada saat mencapai batas maksimum temperatur pembakaran. Selain itu tahan terhadap oksidasi dan korosi akibat panas adalah suatu yang sangat penting dalam pemilihan tabung api. Tabung api ruang bakar dibaut dari lembaran metal yang mengalami proses machining drilling dan punching. Untuk material tabung api dipilih stainless steel dengan tipe AISI 310. Sementara material untuk selubung (casing) ruang bakar juga dipilih Martensite Stainless steel tipe 410.


4.6.2.

Transition Pieces Walaupun secara teknis tidak termasuk bagian ruang bakar,

transition pieces sangat penting sebagai bagian dari sistem pembakaran, yaitu mengarahkan gas hasil pembakaran menuju sudut-sudut turbin. Material yang dipilih sebagai bahan pembuatan transition pieces adalah sustenite stainless steels AISI tipe 310.

4.7. Perpindahan Panas 4.7.1.

Perpindahan Panas Pada Zona Utama (Primary Zone) Untuk menentukan perpindahan panas yang terjadi pada zona

utama, maka data yang harus diketahui yang diperoleh dari hasil perhitungan sebelumnya adalah: 1.

Panjang liner zona utama (LPZ) = LL – (LSZ + LDZ) = 1,05 – (0,2 . DL + 1,5 . DL) = 1,05 – (0,2 . 0,214 + 1,5 . 0,214) = 0,686 m

2.

Diameter liner zona utama (DPZ) = DL = 0,214 m

3.

Laju aliran massa udara zona utama (muPZ) = 2,366 kg/s

4.

Laju aliran gas pembakaran (mgPZ) = muPZ + mf RB = 2,366 + 0,333 = 2,7 kg/s

5.

Temperatur gas panas pada zona utama(TgPZ) = Tmax = 1303,8 K

6.

Panas spesifik (Cpg) = 1,198kJ/kg.K

7.

Viskositas propertis gas (µ) = 4,94 . 10-5 kg/m.s

8.

Konduktivitas panas propertis gas (k) = 0,0839 W/m.K


9.

Pr = 0,705

10. Temperatur udara masuk pada anullus T02a = 613,45 K 11. Panas spesifik (Cpan) = 1,057 kJ/kg.K 12. Viskositas properti udara anulus (µan) = 3,06 . 10-5 kg/m.s 13. Konduktivitas panas propertis udara anulus (kan) = 0,0474 W/m.K 14. Pran = 0,68 15. Laju aliran massa udara pada anullus (muan) = 8,449 kg/s 16. Laju aliran gas total (mg) = 7,93 kg/s 17. Konduktivitas material Stainless steel AISI tipe 310 (km) = 28 W/m.K

Gambar 4.11. Skema perpindahan panas Maka berdasarkan skema perpindahan panas pada gambar 4.11, dapat dicari laju perpindahan panas pada zona utama pada ruang bakar (liner) dengan langkah-langkah: a. Menentukan temperatur udara anulus pada daerah zona utama (Tu an out) qg,PZ

= qu,an

mgPZ . Cpg . ΔTg = mu,an . Cpan . ΔTan 7,93 . 1198,655 . (1303,8 – 1185,3) = 8,449 . 1057 .ΔTan ΔTan

= 126,06 K


ΔTan

= TuPZ – T02a

126,06 K = TuPZ – 613,45 K TuPZ

= 739,5 K

Diperoleh TuPZ = 739,5 K, maka: - Cp

= 1,0834 kJ/kg.K

- µ = 3,449 . 10-5 k/m.s - k = 0,0545 W/m.K - Pr = 0,685 - muPZ

= 2,366 kg/s

b. Menentukan bilangan Reynold: RED

=

=

4.m g . PZ

π .D1 .µ 4.2,7 π .0,214.4,94.10−5

= 325351,93 (merupakan aliran turbulen NuD

ReD ≥ 4000)

= 0,023 . ReD4/5 . Pr0,3 = 0,023 . (325351,93)4/5 . (0,705)0,3 = 532,2

c. Menentukan koefisien pindahan panas rata-rata

hi= NuD

k D1

= 532,2

0,0839 0,2014

= 208,65 W/m2K untuk aliran udara melalui anulus zona utama/primary


ReD

=

4.man π .( D3 + D1 ) µ an

=

4.2,37 π .(0,239 + 0,214).3,449.10 −5

= 189561,86 NuD

= 0,023 . ReD4/5 . Pr0,3 = 0,023 . 189561,864/5 . 0,6850,3 = 342,5

Koefisien pindahan panas rata-rata: H0

= NuD

k an D3 − D1

= 342,5

0,0545 (0,247 − 0,214

= 565,64 W/m2K Jadi laju pindahan panas pada zona utama adalah: qPZ

=

=

Tg . PZ − TuPZ In(r2 / r1 ) 1 1 + + 2πr1 LPZ h1 2π .k m LPZ 2π .r3 .LPZ h0

564,3 0,0104 + 0,416.10 −3 + 3,32.10 −3

= 39.919,35 W

4.7.2.

Perpindahan Panas Pada Zona Kedua (Secondary Zone) Untuk menentukan perpindahan panas yang terjadi pada zona

kedua, maka data yang harus diketahui adalah: 1. Panjang liner zona kedua (LSZ) = 0,2 . DL Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

= 0,2 . 0,214 = 0,0428 m 2. Diameter liner zona kedua (DSZ) = DL = 0,214 3. Laju aliran massa udara (mu) = muPZ + muSZ = 2,366 + 4,22 = 6,586 kg/s 4. Laju aliran gas pembakaran (mg,SZ) = mu + mf RB = 6,586 + 0,333 = 6,919 kg/s 5. Temperatur gas panas pada zona kedua (Tg,SZ) = 1303,8 K 6. Panas spesifik (Cpg) = 1,198 kJ/kg.K 7. Viskositas propertis gas (µg) = 4,94 . 10-5 kg/m.s 8. Konduktivitas panas propertis gas (kg) = 0,0834 W/m.K 9. Pr = 0,705 10. Temperatur udara zona kedua pada anullus Tu,an = 739,5 K 11. Panas spesifik (Cp) = 1,0834 kJ/kg.K 12. Viskositas propertis udara anullus (µan) = 3,449 . 10-5 kg/m.s 13. Konduktivitas panas propertis udara anulus (kan) = 0,0545 W/m.K 14. Pran = 0,685


Maka berdasarkan skema perpindahan panas pada gambar 4.11, dapat dicari laju perpindahan panas pada zona kedua ruang bakar (liner) dengan langkah-langkah: a.

Menentukan bilangan Reynold: =

=

4.m g .SZ

π .D1 .µ 4.6,919 π .0,214.4,94.10 −5

= 833744,4 (merupakan aliran turbulen NuD

ReD ≥ 4000)

= 0,023 . ReD4/5 . Pr0,3

= 0,023 . (833744,4)4/5 . (0,705)0,3 = 1129,8 b. Koefisien pindahan panas rata-rata Hi = NuD

k D1

= 1129,8

0,0839 0,214

= 442,95 W/m2K c. Untuk aliran udara melalui anulus zona kedua/secondary zone ReD

=

4.m an π .( D3 + D1 ) µ an

=

4.6,586 π .(0,247 + 0,214) / 2.3,449.10 −5

= 527664,59 NuD

= 0,023 . ReD4/5 . Pr0,3 = 0,023 . 527644,594/5 . 0,6850,3


= 776,82 d. Koefisien pindahan panas rata-rata ho =NuD

k an D3 − D1

= 776,82

0,0545 (0,247 − 0,214

= 1282,9 W/m2K Jadi laju pindahan panas pada zona kedua adalah: =

q SZ

=

=

Tg , SZ − Tu , SZ In(r2 / r1 ) 1 1 + + 2πr1 LSZ h1 2π .k m LSZ 2π .r3 .LSZ h0

1303,8 − 739,5 1 ln(0,1125 / 0,107) 1 + + 2π .0,107.0,0428.442,95 2π .28.0,0428 2π .0,1235.0,0428.1282,9

564,3 0,0785 + 6,66.10 − 3 + 0,235

= 5193,26 W

4.7.3.

Perpindahan Panas Pada Zona Dilusi (Dilution Zone) Untuk menentukan perpindahan panas yang terjadi pada zona

dilusi, maka data yang harus diketahui adalah: 1. Panjang liner zona dilusi (LDZ) = 1,5 . DL = 1,5 . 0,214 = 0,321 m 2. Diameter liner zona dilusi (DSZ) = DL = 0,214


3. Luas laju aliran massa udara (mu) = muPZ + muSZ + muDZ = 2,336 + 4,22 + 7,66 = 14,186 kg/s 4. Laju aliran gas pembakaran (mg,DZ) = mu + mfl = 14,186 + 0,333 = 14,519 kg/s 5. Temperatur gas panas pada zona dilusi (Tg,DZ) = 1185,3 K 6. Panas spesifik (Cpg) = 1,176 kJ/kg.K 7. Viskositas propertis gas (µg) = 4,65 . 10-5 kg/m.s 8. Konduktivitas panas propertis gas (kg) = 0,0775 W/m.K 9. Pr = 0,7066 10. Temperatur udara zona dilusi pada anullus Tan,in = 613,45 K 11. Panas spesifik (Cp) = 1,057 kJ/kg.K 12. Viskositas propertis udara anulus (µan) = 3,06 . 10-5 kg/m.s 13. Konduktivitas panas propertis udara anulus (kan) = 0,0474 W/m.K 14. Pr = 0,68

Maka berdasarkan skema perpindahan panas pada gambar 4.11. dapat dicari laju perpindahan panas pada zona dilusi pada ruang bakar (liner) dengan langkah-langkah: a. Menentukan bilangan Reynold: ReD =

=

4.m g . DZ

π .D1 .µ 4.14,519 π .0,214.4,65.10 −5

= 1858661,58 (merupakan aliran turbulen

ReD ≥ 4000)


NuD = 0,023 . ReD4/5 . Pr0,3 = 0,023 . (1858661,58)4/5 . (0,7066)0,3 = 2147 b. Koefisien pindahan panas rata-rata Hi = NuD

k D1

= 2147

0,0775 0,214

= 813,83 W/m2K c. Untuk aliran udara melalui anulus zona dilusi/dilution zone ReD

=

4.man π .( D3 + D1 ) µ an

=

4.14,186 π .(0,247 + 0,214).2306.10 −5

= 1281955,5 NuD

= 0,023 . ReD4/5 . Pr0,3 = 0,023 . 1281955,54/5 . 0,6850,3 = 1575,9

d. Koefisien pindahan panas rata-rata h0

= NuD

k an D3 − D1

= 1575,9

0,0474 (0,247 − 0,214)

= 2263,6 W/m2K


Jadi laju pindahan panas pada zona kedua adalah: qDZ

=

=

Tg , SZ − Tu , SZ In(r2 / r1 ) 1 1 + + 2πr1 LDZ h1 2π .k m LDZ 2 π .r3 .LDZ h0

1185,3 − 613,45 1 ln(0,1125 / 0,107) 1 + + 2π .0,107.0,321.813,83 2π .28.0,321 2π .0,1235.0,321.2263,6

= 68419,5 W Sehingga laju perpindahan panas total diperoleh: qtotal

= 39919,35 + 5193,26 + 68419,5 = 113532,11 W

untuk kesepuluh ruang bakar yang ada diperoleh nilai kalor yang hilang di ruang bakar adalah 113532,11 W = 113,532 kW. maka besarnya kalor sebenarnya yang terjadi di ruang bakar adalah: QRB,a = QRB - qtotal = (63104,98 – 1135,321) kw = 61964,66 kW = 61,97 MW

Gambar 4.12. Skema pindahan panas pada selubung Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

Dengan diketahuinya laju perpindahan panas yang terjadi pada setiap zona, maka ketebalan untuk dinding selubung dapat dicari. Berdasarkan gambar 4.12. perhitungan ketebalan selubung dapat dicari: q = h.A.ΔT dimana: h = hoPZ + hoSZ + hoDZ = 565,64 + 1282,9 + 2263,6 = 4112,14 W/m2.K ΔT = ((Tu,PZ + Tan,in)/2 - T

)

= ((739,5 + 613,45)/2 – 300 = 676,47 – 300 = 376,475 K A = 2π(r4 – r3).L m2 Sehingga: 113532,11 = 4112,14. (2.π (r4 – 0,1235) . 1,05) . 376,475 113532,11 = 10,21 . 106 . r4 – 1,2607 . 106 r4 = 0,135 m maka ketebalan selubung adalah r4 – r3 = 0,135 – 0,1235 = 0,0115 m = 11,5 mm Jadi diameter selubung terluar adalah 0,135 . 2 = 0,27m = 270 mm.


BAB V KESIMPULAN

Dari hasil perhitungan pada perencanaan ruang bakar ini, maka dapat dibuat kesimpulan sebagai berikut: 1. Ruang Bakar -

Tipe ruang bakar: Tubular

-

Jumlah ruang bakar: 10 buah

-

Laju aliran udara total: 84,49 kg/s

-

Laju aliran udara menuju tiap ruang bakar: 8,449 kg/s

-

Total laju aliran bahan bakar: 3,33 kg/s

-

Laju aliran bahan bakar menuju tiap ruang bakar: 0,333 kg/s

-

LHV bahan bakar: 18.313,76 kJ/kg bb

-

Diameter selubung (Casing): 0,247 m

-

Diameter tabung api (Liner): 0,214 m

-

Panjang tabung api: 1,05 m

-

Tebal liner: 0,0055 m

-

Tebal selubung (casing): 0,0115 m

-

Diameter efektif lubang (hole) pendinginan liner: 0,0297 m

-

Diameter aktual lubang (hole) pendinginan liner: 0,037 m

-

Sudut jet laju aliran udara ke dalam liner: 780

-

Efisiensi ruang bakar: 98%

-

Material tabung api (Liner): Austenite stainless steels tipe AISI 310

-

Material selubung (Casing): Martensintic stainless steel tipe 410

-

Material transition pieces: Austenite stainless steel tipe AISI 310


2. Nozel Bahan bakar -

Diameter orifis/jet (do): 0,00413 m = 4,13 mm

3. Perpindahan Panas -

Laju perpindahan panas pada zona utama (Primary Zone) ke anulus = 39919,35 W

-

Laju perpindahan panas pada zona kedua (Secondary Zone) ke anulus = 5193,26 W

-

Laju perpindahan panas pada zona dilusi (Dilution Zone) ke anulus = 68419,5 W


DAFTAR PUSTAKA

1. Archie W.Culp Jc dan Darwin Sitompul.1991. Prinsip-prinsip Konversi Energi. Jakarta: Erlangga 2. Meherwan P. Boyce. 1990. Gas Turbine Engineering Handbook. Second Edition. United Kingdom: Gulf Professional Publishing 3. M. David Burghardt. 1982.Engineering Thermodynamics with Aplication. Second Edition. New York: Harper & Row Publishers 4. Harijono Djojodihardjo. 1987. Termodinamika Teknik : Aplikasi dan Termodinamika Statistik. Jakarta: Gramedia 5. Frank P. Incropera dan David P. Dewit. 1981. Heat Transfer. Canada: Jhon Willey and sons, Inc. 6. Fritz Dietzel dan Dakso Sriyono.1986. Turbin Pompa Dan Kompressor. Jakarta: Erlangga 7. Richard T.C. Harman, 1981. Gas Turbine Engineering Aplication, cycles and characteristic.London: The Macmillan Press Ltd. 8. Arthur H. Levebvre.1987. Gas Turbine Combustor Design Problem.Indiana: Purdue University 9. Arthur H. Levebvre.1983. Gas Turbine Combustion. USA: Hemisphere Publishing Corporation. 10. PT. Muladaya Adipratama. Turbin Gas: Operation And Maintenance. Jakarta: Human Resource Development Management & Training Consultant. 11. PT. Patria Utama Humanindo.1998. Gas Turbine Operation & Maintenance. Bandung: Petroleum Industrial Training Consultant Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009.

12. Sawyer’s.1982. Gas Turbine Engineering Handbook. USA: Gas Turbine Publications Inc. 13. Ted Jansen dan Wiranto A. 1995. Teknologi Rekayasa Surya. Jakarta: PT. Pradnya Paramita. 14. William C. Reynolda, Henry C. Perkins dan Filino Harahap.1991. Termodinamika Teknik. Jakarta: Erlangga 15. Yunus A. Cengel dan Michael A. Boles.1998. Thermodynamics and Engineering Approach. Third Edition. United of Amerika: The McGraw-Hill companies, Inc. 16. H. Cohen, G.F.C. Rogers, H.I.H. Saravanamutto, Gas Turbine Theory.Third Edition, John Willey & Sons, Inc. New York 1987



UNIVERSITAS SUMATERA UTARA FAKULTAS TEKNIK DEPARTEMEN TEKNIK MESIN EKSTENSI MEDAN TUGAS SARJANA TURBIN GAS

Recommend Documents