Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Kapasitas 209 Ton Uap / Jam Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Lima Unit Turbin Gas

(1)

Parlindungan Simanjuntak : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Kapasitas 209 Ton Uap / Jam Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Lima Unit Turbin Gas, 2010.

SKRIPSI

KETEL UAP

PERANCANGAN HEAT RECOVERY STEAM GENERATOR (HRSG) KAPASITAS 209 TON UAP / JAM DENGAN MEMANFAATKAN GAS BUANG DARI LIMA UNIT

TURBIN GAS

Skripsi Yang Diajukan Untuk Melengkapi Syarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik

Oleh:

PARLINDUNGAN SIMANJUNTAK NIM. 050421 008

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

MEDAN

(2)

(3)

(4)

(5)

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur kepada Tuhan Yang Maha Esa atas berkat dan penyertaanNya sehingga

penulis dapat menyelesaikan tugas sarjana ini, yang merupakan salah satu syarat untuk memperoleh

gelar sarjana di Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara.

Adapun tugas sarjana ini diambil dari bidang Ketel Uap dengan judul “Perancangan Heat

Recovery Steam Generator (HRSG) Kapasitas 209 Ton Uap/Jam dengan Memanfaatkan Gas Buang

dari Lima Unit Turbin Gas.

Dalam menyelesaikan tugas sarjana ini, penulis banyak sekali mendapat dukungan dan

bantuan dari berbagai pihak, baik berupa saran dan nasehat maupun dukungan dalam bentuk moril

dan materil. Maka pada kesempatan ini, penulis mengucapkan terima kasih yang sebesar-besarnya

kepada :

1. Ibunda tercinta Teh Yuk Lian atas kasih sayang dan bimbingan yang diberikan kepada penulis

dan juga mengenang Ayahanda T. Simanjuntak yang telah berjuang tanpa kenal lelah guna

memberikan yang terbaik buat penulis,

2. Bapak Ir. Isril Amir, sebagai dosen pembimbing yang telah meluangkan waktu serta

menyumbangkan ilmu dan nasehat kepada penulis dalam menyelesaikan tugas sarjana ini.

3. Bapak DR. Ing.Ir. Ikhwansyah Isranuri sebagai Ketua Departemen Teknik Mesin

FT-USU.

4. Bapak/Ibu dosen yang telah mendidik penulis selama kuliah di Departemen Teknik Mesin.

5. Bapak/Ibu staff pegawai Departemen Teknik Mesin.

6. Rekan-rekan mahasiswa di Teknik mesin, khususnya Ekstension stambuk 2005 yang telah

banyak mendukung dan membantu penulis selama perkuliahan maupun dalam penyelesaian

(6)

Penulis menyadari bahwa tugas sarjana ini masih perlu disempurnakan, untuk itu penulis

mengharapkan saran yang bersifat membangun dari pembaca guna perbaikan tugas sarjana ini

selanjutnya. Terimakasih.

Medan, Oktober 2009

Penulis,

Parlindungan Simanjuntak

(7)

DAFTAR ISI

Halaman

KATA PENGANTAR ... i

DAFTAR NOTASI ... vi

DAFTAR GAMBAR ... vii

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

2.1.1. Pemilihan Jenis Sistem Gabung ... 4

2.2. Siklus Turbin Gas ... 5

2.3. Heat Recovery Steam Generator ... 8

2.3.1. Komponen Utama HRSG ... 9

2.3.2. Peralatan Bantu HRSG ... 11

2.4. Alat Penukar Kalor ... 11

2.5. Proses Pembentukan Uap ... 13

2.6. Turbin Uap ... 15

BAB III : PERHITUNGAN TERMODINAMIKA 3.1. Spesifikasi Teknis Perancangan ... 16

3.2. Analisa Termodinamika Turbin Gas ... 17

3.2.1. Kompresor ... 18

3.2.2. Turbin Gas ... 20

3.2.3. Proses pada Ruang Bakar ... 22

3.2.4. Generator ... 23

(8)

3.3. Parameter Dasar Perencanaan ... 28

3.3.1. Perhitungan Uap ... 28

3.3.2. Kesetimbangan Energi ... 33

3.3.3. Superheater ... 34

3.3.4. Evaporator ... 35

3.3.5. Ekonomiser ... 35

3.3.6. Preheater ... 36

3.4. Spesifikasi HRSG yang Direncanakan ... 36

3.5. Daya yang Dibangkitkan HRSG ... 37

BAB IV : UKURAN – UKURAN UTAMA 4.1. Perhitungan Parameter Pipa Superheater ... 38

4.1.1. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa ( hi ) ... 41

4.1.2. Koefisien Perpindahan Panas di luar Pipa ( ho ) ... 43

4.1.3. Pemilihan Pipa Superheater ... 50

4.1.4. Koefisien Perpindahan Panas Menyeluruh ( U ) ... 53

4.1.5. Luas Bidang Pindahan panas ... 53

4.2. Perhitungan Parameter Pipa Evaporator ... 54

4.2.3. Pemilihan Pipa Evaporator ... 64

4.2.5. Luas Bidang Pindahan Panas ... 67

4.3. Perhitungan Parameter Pipa Ekonomiser ... 68

4.3.3. Pemilihan Pipa Ekonomiser ... 77

4.4. Perhitungan Parameter Pipa Kondensat Preheater ... 81

(9)

4.4.3. Pemilihan Jenis Pipa ... 90

4.5. Effisiensi HRSG ... 94

BAB IV : KESIMPULAN 5.1. Kesimpulan ... 95

5.2. Saran ... 97

(10)

DAFTAR NOTASI

Notasi Arti Satuan

A Luas permukaan perpindahan panas m2

Ac Luas penampang bagian dalam m2

Af Luas permukaan sirip m2

Ap Luas permukaan sirip primer m2

Ah Luas total permukaan yang menyerap panas m2

Aa Luas penampang aliran m2

Di Diameter dalam pipa m

Do Diameter luar pipa m

Dh Diameter hub m

h Entalphi kJ/kg

hi Koefisien konveksi bagian dalam pipa W/m2oC

ho Koefisien konveksi bagian luar pipa W/m2oC

k Konduktivitas thermal W/m2oC

1 Panjang sirip m

L Panjang pipa m

mg Laju aliran massa gas buang kg/s

mu Laju aliran massa uap kg/s

n Jumlah pipa dalam satu baris

N Jumlah lintasan

Nu Bilangan Nusselt

Nf Jumlah sirip per batang pipa

p Tekanan bar

P Daya nyata W

PG Daya semu turbin VA

PT nett Daya yang disuplai turbin ke generator W

Pr Bilangan Prandtl

Q Laju perpindahan panas kJ/s

(11)

QEVA Laju perpindahan panas yang diserap evaporator kJ/s

QECO Laju perpindahan panas yang diserap ekonomiser kJ/s

QEVA Laju perpindahan panas yang diserap evaporator kJ/s

QECO Laju perpindahan panas yang diserap ekonomiser kJ/s

QPRE Laju perpindahan panas yang diserap preheater kJ/s

QSH Laju perpindahan panas yang diserap superheater kJ/s

Re Bilangan Reynold

re Jari-jari luar pipa bersirip m

ro Jari-jari luar pipa m

S Tegangan tarik ijin Psia

SL Jarak longitudinal dua buah pipa m

ST Jarak tranversal dua buah pipa m

t Tebal pipa m

T Temperatur oC

Tg Temperatur gas buang oC

Tmin Beda suhu minimum oC

Tmax Beda suhu maximum

o

C

U Koefisien perpindahan panas total W/m2 oC

V Kecepatan m/s

Vmax Kecepatan maximum m/s

f Effisiensi sirip

O Effektifitas sirip

HRSG Effisiensi HRSG %

µ Viskositas dinamik fluida kg/m.s

Massa jenis fluida kg/ m3

(12)

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 5

2.4. Diagram P – V 6

2.5. Skema Siklus Gabung 10

2.6. Penukar Kalor Pipa Ganda 11

2.7. Distribusi Temperatur pada Alat Penukar Kalor 12

2.8. Distribusi Temperatur pada Evaporator 13

2.9. Instalasi Siklus Gabung 14

2.10. Diagram T - s 14

3.1. Diagram Alir Turbin Gas 17

3.2. Diagram T – s 18

3.3. Daya pada Generator 24

3.4. Profil Diagram Temperatur Gas Buang dan Uap 29

3.5. Diagram T – s yang direncanakan 31

3.6. Diagram Analisa Kesetimbangan Energi 33

3.7. Siklus Gabung yang Direncanakan 37

4.1. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada Superheater 39

4.2. Sketsa Rancangan Pipa-pipa Superheater 41

4.3. Susunan pipa Selang-Seling Superheater 43

4.4. Penampang Pipa Bersirip 46

4.5. Profil Luas Penampang Area Superheater 48

4.6. Grafik Effisiensi Sirip 51

4.7. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada Evaporator 55

4.8. Evaporator yang direncanakan 57

4.9. Susunan pipa Selang – Seling Evaporator 59

4.10. Grafik Effisiensi Sirip 65

4.11. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada Ekonomiser 68

4.12. Susunan pipa Selang – Seling Ekonomiser 72

(13)

4.14 Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada Preheater 81

4.15 Susunan pipa Selang – Seling Preheater 85

(14)

BAB I PENDAHULUAN

1.1. Latar Belakang

Kebutuhan manusia akan energi semakin meningkat, sementara persediaan energi yang

ada terbatas. Daerah Sumatera Utara pada khususnya yang saat ini mengalami kekurangan energi

listrik, membutuhkan pembangkit energi listrik tambahan guna menutupi kekurangan energi

listrik tersebut.

Pembangunan pembangkit-pembangkit listrik yang baru merupakan salah satu solusi guna

mengatasi masalah tersebut. Dalam hal ini alternative lain dapat ditempuh dengan cara

meningkatkan efesiensi suatu mesin sehingga dapat menghasilkan daya dengan pemakaian bahan

bakar yang relatif lebih sedikit.

Dalam kaitannya dengan hal diatas, pada tugas sarjana ini direncanakan pemanfaatan gas

buang dari lima unit turbin gas dengan daya masing-masing unit turbin gas tersebut adalah 14,466

MW, 14,466 MW,20,1 MW,20,1 MW dan 21,35 MW dengan menggunakan HRSG ( Heat

Recovery steam Generator ).

Turbin gas dengan efesiensi dibawah ini 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. 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 mengkorversikannya

menjadi kerja ( turbin uap ) dengan menggunakan HRSG yang dikenal dengan siklus gabungan

dapat meningkatkan efesiensi termis.

1.2. Tujuan Penulisan

Secara umum tujuan penulisan ini adalah merencanakan satu unit HRSG (Heat Recovery

Steam Generator) memanfaatkan gas buang dari 5 (lima) unit gas turbin. HRSG yang

direncanakan, adalah HRSG dengan system satu tekanan (Single Pressure), tanpa menggunakan

bahan bakar tambahan (non supplementary firing) yang menghasilkan uap panas lanjut

(15)

Penulisan ini juga bertujuan untuk mengetahui performansi dari HRSG yang direncanakan

serta menentukan dimensi komponen-komponen utama HRSG yang direncanakan.

1.3. Batasan Masalah

Dalam tugas ini dirancang sebuah HRSG ( Heat Recovery Steam Generator ) yang

memanfaatkangas buang dari turbin gas dengan daya masing-masing 14,466 MW, 14,466 MW,

20,1 MW, 20,1 MW dan 21,35 MW, dimana uapnya mensuplai uap panas lanjut untuk sebuah

turbin uap.

Adapun pembahasan meliputi :

1. Perhitungan Termodinamika.

2. Perhitungan daya yang dihasilkan turbin uap.

3. Perhitungan ukuran utama HRSG.

4. Gambar Penampang HRSG.

1.4. Metode Penulisan

Tugas sarjana ini terdiri dari lima bab yang masing - masing membahas topik yang saling

berhubungan sesuai dengan alur rancangan.

Bab I : Berisi tentang latar belakang, tujuan penulisan, batasan masalah, metode penulisan dan

tujuan penulisan.

Bab II : Berisi tentang tinjauan pustaka, mengenai konsep perancangan PLTGU, pemilihan

jenis sistem PLTGU, teori tentang HRSG, teori tentang proses pembentukan uap,

turbin uap.

Bab III : Berisi tentang pembahasan analisa termodinamika turbin gas , dan uap yang

dihasilkan HRSG.

Bab IV : Membahas mengenai ukuran – ukuran utama HRSG dan penentuan materialnya.

(16)

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

2.1. Pengertian Siklus Gabung

Siklus gabung adalah siklus yang memanfaatkan gas buang dari turbin gas ( PLTG ) untuk

memanaskan air dalam ketel, dalam hal ini disebut HRSG ( Heat Recovery Steam Generator ),

dimana uap yang dihasilkan HRSG tersebut digunakan untuk memutar turbin uap yang akan

menggerakkan generator listrik.

Gas buang dari turbin gas keluar pada suhu diatas 500oC. Disebabkan tekanan rendah,

suhu tinggi ( entalpi tinggi ), gas buang ini tidak dapat dimanfaatkan secara langsung menjadi

fluida kerja. Regenerator dapat digunakan untuk memanfaatkan gas terbuang ini dengan cara

memanaskan gas keluar dari kompresor sebelum masuk ke ruang bakar. Namun regenerator

memiliki beberapa kelemahan.

Beberapa halangan penggunaan regenerator :

1. Regenerator mengakibatkan terjadinya penurunan tekanan antara outlet kompresor dan inlet ruang bakar yang menyebabkan naiknya kerja kompresor karena untuk tekanan inlet

turbin yang tertentu, tekanan outlet kompresor harus lebih tinggi.

2. Regenerator menimbulkan naiknya tekanan keluar turbin yang menyebakan 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 uap dalam hal ini HRSG. Hal ini jelas dapat dipahami, dimana gas buang dari

turbin gas masih mengandung energi yang relative 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 listrik secara terpisah.

Gambar 2.1. berikut menampilkan skema pembangkit daya dengan menggunakan HRSG

(17)

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 bersifat fleksibel, mudah dinyalakan dengan

beban tak penuh, cocok untuk operasi beban dasar dan mempunyai efisiensi yang tinggi dalam

daerah beban yang luas. Kelemahannya berkaitan dengan kerumitannya, karena pada dasarnya

instalasi ini menggabungkan dua teknologi didalam satu kompleks pembangkit daya.

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.

2.1.1. PEMILIHAN JENIS SISTEM SIKLUS GABUNG

Dilihat dari sistem HRSG, siklus gabung dibagi atas :

1. Sistem satu tekanan ( Single Pressure System).

2. Sistem banyak tekanan ( Multi Pressure System ).

Sedangkan bila dilihat dari input panasnya, dikenal :

1. Tanpa pembakaran tambahan ( Non Supplementary firing ).

2. Dengan pembakaran tambahan ( Supplementary firing ). Keterangan :

P = Pompa

HRSG = Heat Recovery Steam Generator TU = Turbin Uap

(18)

Semua sistem tersebut mempunyai kelebihan dan kekurangan masing – masing, missal :

multy pressure system effesiensinya lebih tinggi dari single pressure system, namun lebih rumit.

Sedangkan supplementary firing dapat menghasilkan output yang lebih tinggi dari non firing,

namun lebih boros.

2.2. Siklus Turbin Gas

Turbin gas bekerja dengan siklus Brayton. Siklus ideal ini terdiri dari dua proses isobar

yang terjadi diruang bakar dan proses pembuangan gas bekas, serta dua proses isentropik yang

terjadi pada kompressor dan ekspansi gas pada turbin.

Gambar 2.2. Siklus Turbin Gas Terbuka

T(oC)

3 Keterangan :

: Garis Teoritis

4’ : Garis Aktual 2’

2

4

1

s (kJ/kg.oC)

Gambar 2.3. Diagram T-s Siklus Brayton

KOMPRESOR

4

GAS BUANG

1

TURBIN GAS ~

2

3

KOMPRESSOR

GENERATOR BAHAN BAKAR

RUANG BAKAR

(19)

P

2 3

1 4

v

Gambar 2.4. Diagram P – v

Jalannya proses dapat diterangkan sebagai berikut (Lit.7 hal 510) :

• 1-2 : Merupakan proses kompresi isentropik dalam kompressor, Kondisi 1 adalah udara atmosfer, sedangkan temperatur udara

hasil kompresi T2 dapat diketahui dari hubungan :

T2 = T1.rp y

y 1−

………. (2.1)

Dimana :

rp = rasio tekanan P2/P1

= perbandingan panas spesifik pada tekanan konstan dan panas spesifik pada volume konstan, untuk udara, = 1,4

• 2-3 : Proses penambahan panas pada tekanan konstan dalam ruang bakar, panas yang ditambahkan pada ruang bakar adalah :

Qin = Cp ( T3-T2 ) …………. (2.2).

• 3-4 : Proses ekspansi isentropik dalam turbin, temperatur gas keluaran T4 dihitung dengan hubungan :

T4 = T3

y y 1

p

r 1

−

   

………. (2.3)

(20)

konstan besarnya kalor yang dilepas dihitung dengan rumus :

Qout = Cp ( T4 - T1 ) ………(2.4)

= h4 - h1

 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.12 hal 295)

 Daya netto turbin

Daya netto turbin merupakan daya keluran turbin ( daya yang dibutuhkan

generator ) setelah memperhatikan kerugian-kerugian, maka daya netto

turbin adalah :

Pnet = mg.WT mg.WK

. .

− ... (Lit.6 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 (Lit.6 hal 768) :

rp max =

  

 ₋

  

 −

+ 1 1 1

1

1 3

R K

T T

η η

………(2.5)

Perbandingan kompresi untuk menghasilkan kerja netto maksimum, maka besarnya

kompresi optimum adalah (Lit.6 hal 768) :

rp opt =

) 1 ( 2

1

3 −

  

 y

K T

T T

η

η ………..…(2.6)

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 kompressor akan lebih besar daripada rasio tekanan melintas turbin. ( rpK > rpT

). ... (Lit.6 hal 768)

Kedua rasio tekanan optimum, yaitu untuk daya dan efesiensi tidak sama, sehingga

dalam perancangan perlu dicari komprominya.

(21)

Kalor Spesifik adalah selisih antara kalor yang dimasukkan dengan kalor yang keluar,

secara matematis dapat dituliskan :

qeff = qin - qout

= ( h3 – h2 ) - ( h4 – h1 ) ... (Lit.6 hal 768)

 Kerja Spesifik Siklus Bersih ( Wnet ).

Kerja Spesifik siklus bersih adalah selisih kerja yang dihasilkan turbin

dengan kerja yang dibutuhkan kompresor tiap kg gas, yang secara matematis

dapat dituliskan :

Wnet = WT – WK

= ( h3 – h4' ) - ( h2'– h1 )

= ( h3 – h2’ ) - ( h4’ – h1 ) ... (Lit.6 hal 767)

 Efisiensi Siklus

Merupakan perbandingan antara jumlah kalor yang efektif dengan kalor yang

dimasukkan ke sistem yaitu :

sik =

in net

q W

= ( h3 – h2' ) - (h4' – h1 ) / ( h3 – h2' )

= 1-

  



−− 2

3 1 4

' '

h h

... (Lit.12 hal 295)

2.3. Heat Recovery Steam Regenerator ( HRSG )

HRSG pada umumnya terdiri dari beberapa seri seksi-seksi superheater,

Evaporator, ekonomiser dan ditambah dengan kondensat 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. Kondensat Preheater

Merupakan tempat pemanasan awal kondensat sebelum masuk ke tangki air umpan, agar

(22)

Preheater menempati posisi begian atas sekali daripada posisi pipa-pipa pemanas yang

ada dan diikuti oleh pipa-pipa lainnya.

2. Ekonomiser

Adalah alat penukar kalor yang menaikkan suhu air yang keluar dari tangki air umpan

yang tekanannya paling tinggi sampai 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 drum uap 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 ).

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 perlatan 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, diverter dan silencer.

o Cerobong tambahan ( Bypass Stack )

Cerobong yang digunakan pada saat HRSG tidak beroperasi (Siklus terbuka) sehingga gas

buang dari turbin gas keluar melalui cerobong ini sedangkan damper menutupi laluan gas

(23)

(24)

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 2.6. Penukar kalor Pipa Ganda

 Kalor yang dilepas fluida panas sebesar :

qh = . ( 1 2) .

h h h

h C t t

m −

 Kalor yang dilepas fluida dingin sebesar :

qc = . ( 1 2) .

c c c

c C t t

m −

Dimana kalor yang dilepas fluida panas sama dengan kalor yang diterima fluida dingin.  Subskrip h dan c masing-masing menandakan fluida panas dan dingin.

Qg = m ..cdT

.

Dimana c = panas spesifik

Distribusi temperatur yang terjadi selama perpindahan panas berlangsung dapat dilihat pada

gambar 2.7.

Fluida panas

(25)

ToC ToC

( a ) ( b )

Gambar 2.7. Distribusi Temperatur pada Alat Penukar Kalor

a. Perpindahan panas dengan arah arus searah.

b. Perpindahan panas dengan arah berlawanan 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/m2oC )

A : Luas permukaan penukar kalor (m2 )

LMTD : Beda temperatur logaritmik rata-rata ( oC )

LMTD =

(

)

) /(

) (

2 2 1 1

c h c h

t t t t In

t t t t

−

− − −

−

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 yang dilepas oleh fluida (kalor laten) tidak digunakan

untuk menaikkan temperatur tetapi digunakan untuk mengubah fase fluida. Th1

Tc1

Th2

Tc2

Th1

Tc2

L (m)

Th2

Tc1

(26)

Distribusi temperatur evaporasi dapat dilihat pada gambar 2.8.

ToC ToC

( a ) ( b )

Gambar 2.8. Distribusi Temperatur pada Proses Evaporasi

a. Distribusi temperatur aliran sejajar.

b. Distribusi temperatur aliran silang.

Maka beda suhu rata-rata logaritmik adalah :

LMTD =

(

)

) /(

) (

2 2 1 1

c h c h

t t t t In

t t t t

−

− − −

−

2.5. Proses Pembentukan Uap

Gas buang dari siklus gas masuk ke HRSG untuk mengubah air menjadi uap kering yang

akan digunakan untuk memutar sudu-sudu turbin uap hingga dapat memutar beban dalam hal ini

generator listrik. Proses pembentukan uap, dimulai dari pemanasan air kondensat hingga

pembentukan uap kering, seluruhnya memanfaatkan kandungan kalor dari gas buang tersebut. Th1

Tc1

Th2

Tc2

Th1

Tc2

L (m)

Th2

Tc1

(27)

Gambar 2.8. Instalasi Siklus Gabung

b 4

3

2

1

5

6 8

9 10

11

7 1

2

3 4 6

7

8 5 12

11

9 10

(28)

2.6. Turbin Uap

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 akan menyebabkan

efisiensi menurun.

Parameter lain yang penting dari turbin uap adalah tekanan kondensor, dalam hal ini

tekanan turbin uap dan kondensor akan disesuaikan dengan HRSGnya.

(29)

BAB III

PERHITUNGAN TERMODINAMIKA

3.1. SPESIFIKASI TEKNIS PERANCANGAN

Parameter rancangan mengenai turbin gas pada perencanaan ini mengacu dari hasil data

survey yang dilakukan di PT. PLN (Persero) sector Belawan PLTG Paya Pasir.

Adapun spesifikasi tugas rancangan masing-masing unit turbin gas yang direncanakan adalah :  Unit I dan Unit II :

• Daya maksimum turbin gas : 14.466 kW

• Bahan Bakar : HSD (High Speed Diesel)

• Putaran Turbin : 4830 rpm

• Tipe turbin : Aksial

• Perbandingan tekanan pada kompressor : 7

• Temperatur masuk compressor : 30oC

• Tekanan barometer : 1,013 bar

• Effisiensi isentropik kompressor aksial : 0,86 (buku manual)

• Effisiensi isentropic turbin gas : 0,9 (buku manual)

 Unit III dan Unit IV :

• Bahan Bakar : HSD (High Speed Diesel)

• Perbandingan tekanan pada kompressor : 7,15

 Unit V :

(30)

• Perbandingan tekanan pada kompressor : 7,15

3.2. ANALISA TERMODINAMIKA TURBIN GAS

Siklus turbin gas yang digunakan adalah siklus Brayton sederhana tanpa reheating dan

[image:30.595.81.493.283.583.2]

heat exchanger seperti gambar dibawah ini :

Gambar 3.1. Diagram Alir Turbin Gas

4

GAS BUANG

1

KOMPRESSOR GENERATOR

TURBIN GAS

~

2

3 RUANG BAKAR

BAHAN BAKAR

(31)

T(oC)

3

2' 4'

2 4

1

[image:31.595.104.449.106.392.2]

s ( kJ / kg.K )

Gambar 2.3. Diagram T-s

Sistem turbin gas dianalisa dengan menganalisis titik-titik pada gambar, analisa ini

didukung dengan menentukan beberapa harga yang ditentukan dengan mengacu pada effesiensi

yang ada.

3.2.1. Kompresor

 Unit I dan Unit II

• Keadaan pada titik 1, dimana : T1 = 30oC

= 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 = 7 (data dari survei )

P2 = P1 . rpK

(32)

P2 = 7,091 bar

T2 = T1 ( rpK ) y

y 1−

T2 = 303,15 ( 7 ) 1,4

1 4 ,

1 −

= 530,538 K

Sehingga harga h2 dapat diperoleh dari tabel udara ( lampiran III ) yakni sebesar 535,482

kJ/kg.

• Maka dapat dihitung kerja spesifik kompressor ( WK )

WK akt =

K

h h

η 1

2 −

=

86 , 0

/ 06 , 304 482

,

535 kJ − kJ kg

= 269,095 kJ / kg

• Kondisi aktual perencanaan ini ( 2' ) h2' = WK akt + h1

h2' = 269,095 kJ/kg + 304,06 kJ/kg

h2' = 573,155 kJ/kg

dari tabel udara dapat diperoleh :

T2' = 293,62 oC

 Unit III, unit IV dan unit V  Keadaan titik 1

Perhitungan termodinamika untuk titik 1 sama untuk semua unit turbin gas, karena suhu

udara masuk kompressor pada semua unit sama, yakni sebesar 30oC.  Keadaan titik 2, dimana :

rpK = 7,15

P2 = 1,013 x 7,15

P2 = 7,243 bar

 WK akt =

(

)

86 , 0

/ 06 , 304 834 ,

538 − kJ kg

= 272,99 kJ/kg

 h2' = 272,99 kJ/kg + 304,06 kJ/kg

= 577,05 kJ/kg

(33)

3.2.2 Turbin Gas

Analisa termodinamika pada turbin gas dalam hal ini dimaksudkan untuk menentukan

temperatur keluar turbin. Berbagai pertimbangan mettalurgi membatasi temperatur pemasukan

turbin bekerja pada sekitar 970oC (1243 K ) sampai dengan 1080 oC (1353 K ), walaupun ada

beberapa turbin gas dengan pendinginan sudu yang dapat beroperasi sampai temperatur 1350oC

(1623 K ). Hal ini untuk menghindari kerusakan sudu akibat kelebihan temperatur.

Dari hasil survei (ruang kontrol) pada PT. PLN (Persero) sektor Belawan PLTG Paya

Pasir didapat bahwa temperatur gas buang turbin gas untuk unit I dan II adalah sebesar 575 oC dan

untuk unit III, unit IV dan unit IV adalah 513 oC. Adanya kerugian tekanan dalam ruang bakar

akan mempengaruhi unjuk kerjaturbin saat beroperasi.

Dari (literatur 4 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.  Unit I dan Unit II

• Temperatur gas actual keluar turbin (T '4)

T '4 = 575 + 273,15

T '4 = 848,15 K

• 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 terjadi penurunan tekanan sebesar 0,02 pada ruang bakar (lit.3 hal.200) : P3 = P2 . ( 1 - Prb )

= 7,091 bar . ( 1 – 0,02 )

P3 = 6,95 bar

• Sehingga diperoleh harga rasio tekanan pada turbin :

rpT =

4 3

p p

rpT = 6,236

1143 , 1

95 , 6

=

(34)

T3 =

                        − − − y y r P P T 1 3 4 3 1 1 η

………( lit.3 hal 201 )

T3 =

                        − − − 3492 , 1 1 3492 , 1 95 , 6 1143 , 1 1 9 , 0 1 15 , 848 = 1,3492 T3 = 1284,297 K

Dari tabel udara ( lampiran 3 ) diperoleh :

h3 = 1385,056 kJ/kg

dan pada T4 = 848,15 K diperoleh

h4 = 876,235 kJ/kg

• Jadi diperoleh WT akt sebesar :

WT akt = h3 – h4

= 1281,244 kJ/kg – 807,842 kJ/kg

WT akt = 473,403 kJ/kg

 Unit III, unit IV dan unit V

• Temperatur gas aktual keluar turbin ( T '4 )

T '4 = 513 + 273,15

T '4 = 786,15 K

• Perbandingan antara tekanan keluar turbin dengan tekanan udara atmosfer pada instalasi turbin gas siklus terbuka untuk unit semua unit sama sehingga :

P4 = 1,1143 bar

• Dengan perkiraan terjadinya penurunan tekanan sebesar 0,02 pada ruang bakar : P3 = 7,243 ( 1 – 0,02 )

P3 = 7,098 bar

• Harga rasio tekanan pada turbin untuk semua unit sama, karena harga P3 dan P4 untuk

semua unit sama .

R PT = 6,37

(35)

T3 =

                        − − − 3553 , 1 1 3553 , 1 098 , 7 1143 , 1 1 9 , 0 1 15 , 786 = 1,355 T3 = 1202,245 K

Dari tabel udara diperoleh :

h3 = 1281, 244 kJ/kg

dan pada T '4 = 786,15 K diperoleh :

h '4 = 807,842kJ/kg

• Jadi diperoleh WT akt sebesar :

WT akt = h3 – h4

= 1281,244 kJ/kg – 807,842 kJ/kg

WT akt = 473,403 kJ/kg

3.2.3. Proses Pada Ruang Bakar.

Analisa termodinamika pada ruang bakar ini dipergunakan untuk menentukan

perbandingan bahan bakar dengan udara actual ( FAR ) akt.

Perhitungan proses pada ruang bakar, diasumsikan effisiensi ruang bakar ( rb ) adalah 0,98 dan

kondisi masuk ruang bakar dianggap sama dengan kondisi keluar kompresor, maka panas yang

disuplai adalah :

 Unit I dan Unit II

• q rb = h3 – h2

= 1385,056 kJ/kg – 573,155 kJ/kg

= 811, 9 kJ/kg

Dari data survei diperoleh LHV bahan bakar gas adalah 42.900 kJ/kg, maka perbandingan

bahan bakar terhadap udara adalah :

q rb = LHV . ( FAR ) akt . rb

( FAR ) akt =

rb rb LHV q η = 98 , 0 . 42900 9 , 811

kg b.bakar / kg udara

( FAR ) akt = 0,0193 kg b.bakar / kg udara

(36)

• q rb = h3 – h2

= ( 1281,245 – 577045 )kJ / kg

= 704,2 kJ / kg

Dari data survei diperoleh LHV bahan bakar gas adalah 42.900 kJ / kg,

maka perbandingan bahan bakar terhadap udara adalah :

q rb = LHV . ( FAR ) akt . rb

( FAR ) akt =

rb rb

LHV q

η

=

98 , 0 . 42900

2 , 704

kg b.bakar / kg udara

( FAR ) akt = 0,01675 kg b.bakar / kg udara

Jadi perbandingan udara dengan bahan bakar adalah sebesar :

( AFR ) akt = 59,702 kg udara / kg b.bakar

3.2.4. Generator

Didalam suatu proses perubahan arus bolak balik ada 2 unsur yang terlibat pada proses

konversi dasar, yaitu :

1. Daya nyata ( V I cos ) diukur dengan Watt, besaran inilah yang terlihat pada proses

konversi dasar.

2. Daya reaktif ( V I cos ), tidak mempengaruhi proses konversi daya, tetapi suatu

[image:36.595.109.381.521.685.2]

kebutuhan yang harus dilayani.

Gambar dibawah ini menunjukkan daya yang bekerja pada generator AC

Gambar 3.3. Daya Pada Generator

(37)

Daya yang dibutuhkan generator adalah daya semu PG ( Volt Ampere ) dan daya

keluaran adalah P ( daya nyata ).

P = PG . cos

PG =

ϕ

cos

P

= 85 , 0 14466

PG = 17018,824 kVA

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

PT Nett =

TR G

G

P

η η

Dimana :

G = effesiensi generator ( direncanakan 0,98 )

tr = effesiensi 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 =

98 , 0

824 , 17018

PT net = 17366,147 kW

 Unit III dan unit IV

Daya yang harus disuplai turbin ke generator adalah PT net :

PT Nett =

1 . 98 , 0 25125

PT Nett = 25637,755 kW

3.2.6 Laju Aliran Massa Udara Dengan Bahan Bakar.

 Unit I dan unit II

Dengan diperolehnya harga PT Nett = 17366,147 kW, maka untuk menghitung laju aliran

massa udara dan bahan bakar dihitung dengan menggunakan prinsip kesetimbangan energi daya

(38)

PT Nett = mgWT ma.WK

. . − = K T a f Tnett W W m m P −       + . .. / 1 · · Dimana : a f m m . .

/ = ( FAR ) akt

= 0,0193 kg b.bakar / kg udara

Sehingga diperoleh :

a m . = kg kJ kJ s kg kW / 09 , 269 / 82 , 508 . / ) 0193 , 0 1 ( 147 , 17366 − +

= 69,589 kg / s

f

m

.

= ma

.

. ( FAR ) akt

= 69,589 kg/s . 0,0193

= 1,344 kg/s

g

m

.

= ma

.

+ mf

.

= 70,933 kg/s

Jadi laju aliran gas untuk unit I dan II adalah sebesar 2 x 70,933 kg/s = 141,866 kg/s.

 Unit III dan unit IV

Dengan diperolehnya harga PT net = 25637,755 kW, maka untuk menghitung laju aliran

massa udara dan bahan bakar dihitung dengan menggunakan prinsip kesetimbangan energi daya

instalasi. a f m m . .

/ = ( FAR )akt =0,01675 kg b.bakar / kg udara

Maka diperoleh :

a m . = kg kJ kg kJ s kg kW / 99 , 273 / 42 , 473 . / ) 01675 , 0 1 ( 755 , 25637 − +

= 123,058 kg / s

f

m

.

= ma

.

. ( FAR )akt

= 123,058 kg / s . 0,01675 kg b.bakar / kg udara

= 2,061 kg / s

g

m

.

= ma

.

+ mf

(39)

= (123,058 + 2,061) kg / s

= 125,119 kg / s

Jadi laju aliran gas untuk unit III dan unit IV adalah sebesar 2 x 125,119 kg/s =

250,238 kg/s.

 Unit V

Dengan diperolehnya harga PT net = 27232,653 kW, maka untuk menghitung laju aliran

massa udara dn bahan bakar dihitung dengan menggunakan prinsip kesetimbangan energi daya

instalasi. a f m m . .

/ = ( FAR )akt = 0,01675 kg b.bakar / kg udara

Maka diperoleh: ma . = kg kj kg kJ s kg kW / 99 , 272 / 4 , 473 . / ) 01675 , 0 1 ( 653 , 27232 − +

= 130,711 kg / s

mf

.

= ma

.

. ( FAR )akt

= 130,711 kg / s . 0,01675 kg b.bakar / kg udara

= 2,189 kg / s

mg

.

= ma

.

+ mf

.

= ( 130,711 + 2,189 ) kg / s

mg

.

= 132,9 kg / s

Jadi laju aliran gas untuk unit V adalah sebesar 132,9 kg / s.

Total laju aliran gas dari kelima unit tersebut dapat diperoleh dengan menjumlahkan laju

aliran gasnya yakni m g1 + m g2 + m g3 + m g4 + m g5 = 70,933kg/ s

+ 70,933 kg/s + 125,119 kg/s +125,119 kg/s + 132,9 kg/s = 525 kg/s.

Secara analisa termodinamika, maka daya untuk masing-masing instalasi

komponen-komponen untuk setiap unit adalah sebagai berikut :  Unit I dan Unit II

1 Daya kompresor

PK = ma

.

. Wk

= 69,589 kg/s . 269,095 kJ/kg

(40)

1 Daya Turbin

PT = mg

.

. WT

= 70,933 kg/s . 508,821 kJ/kg

= 36092,29 kW

1 Panas yang disuplai ruang bakar

QRB = mg

.

. qRB

= 70,933 kg/s . 811,9 kJ/kg

= 57590,677 kW  Unit III dan Unit IV

1. Daya kompresor

PK = 123,058 kg/s . 272,99 kJ/kg

= 33594,064 kW

2. Daya Turbin

PT = 132,9 kg/s . 473,40281 kJ/kg

= 62915,38813 kW

3. Panas yang disuplai ruang bakar

QRB = 132,9 kg/s . 704,191 kJ/kg

= 93587,23 kW

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 digunakan.

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 20oC. Pada perancangan ini,

diambil pinch point sebesar 35 oC.

Gas buang x

T

em

pe

ra

tur

(41)

[image:41.595.66.446.324.556.2]

Laju Pindahan Panas (Q) MW

Gambar 3.4. Profil Diagram Temperatur Gas Buang dan Uap

Dengan menggabungkan gas buang dari turbin gas kelima unit tersebut maka suhu

rata-rata diperoleh dengan hukum kesetimbangan energi :

Qdilepas = Qditerima

II g

m 1, .

. cPI,II

(

TI,II −Trata−rata

)

= mgIII,IV,V

.

. c_pIII_,_IV_,_V

(

T_rata₋_rata −T_III_,_IV_,_V

)

Dari tabel udara, diperoleh :

cPI ,II = 1,1098 kJ/(kg.K)

cPIII,IV,V = 1,096 kJ/(kg.K)

141,866 · ( 575 – Trata-rata ) = 383,1388 · 1,096 · ( Trata-rata – 513 )

Trata-rata =

244 , 577

959 , 305887

= 529,91oC

Temperatur gas buang yang 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 = 529,91oC x 0,98

= 519,31 oC

Sesuai dengan hal diatas temperatur uap yang dihasilkan HRSG (Superheater) dengan pinchpoint

35 oC, adalah :

Tuap yang dihasilkan HRSG = 519,31oC - 35 oC

= 484,31 oC

Evaporator Air / Uap Superheater

Ekonomiser

(42)

Dengan memperhitungkan adanya kehilangan panas sepanjang penyaluran uap dari HRSG hingga

masuk turbin uap sebesar ( 0,97 ÷ 0,98 ), maka temperature uap masuk turbin adalah :

Tmasuk turbin uap = ( 0,97 ÷ 0,98 ) 484,31 oC

= 470oC

Turbin uap yang digunakan adalah turbin uap dengan kondensasi, dimana hasil ekspansi

turbin uap yang akan dikondensasikan pada kondensor. Besarnya tekanan uap hasil ekspansi

masuk kondensor 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 oC. Temperatur uap hasil

ekspansi turbin masuk kondensor direncanakan diatas 40 oC ( dari tabel dengan tekanan 7,5 kPa,

Tsat = 40,29oC ). Parameter yang lain mengenai turbin uap, 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 90%.

Dari data diatas : Tmasuk turbin = 470 oC

Pmasuk kondensor = 0,075 bar

X ( kualitas uap ) = 90 %

T = 85 %

maka dari diagram Mollier didapat Pmax (tekanan masuk turbin) sebesar 35,714 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 35,714 bar

= 37,594 bar

Sehingga dalam perancangan ini diperoleh :

1. Temperatur gas masuk superheater = 519,31 oC

2. Uap yang dihasilkan HRSG

a. Temperatur = 484,31 oC

b. Tekanan = 37,594 oC

3. Kondisi uap masuk turbin

a. Temperatur = 470 oC

b. Tekanan = 35,714 oC

4. Kondisi uap hasil expansi turbin masuk kondensor

a. Temperatur = 40,29 oC

(43)

T ( oC )

0.075 bar X = 0,9

s ( kJ / kg.K )

Gambar 3.5. Diagram T-s Yang Direncanakan

• Keadaan titik 1 : P1 = 0,075 bar

h1 = 168,79 kJ/kg

v1 = 0,001008 m3 /kg • Keadaan titik 2 :

WP = v1 . ( P2 – P1 )

= 0,001008 m3 /kg . ( 398,3 – 7,5 ) kPa

= 0,394 kJ/kg

h2 = WP + h1

= 0,394 kJ/kg + 168,79 kJ/kg

= 169,184 kJ/kg

• Keadaan titik 3 : P3 = 3,983 bar

h3 = 604,045 kJ/kg

v3 = 0,001084 m3 /kg • Keadaan titik 4 :

WP = v3 . ( P4 – P3 )

= 0,001084 m3 /kg . ( 3759,4 – 398,3 ) kPa

= 0,3643 kJ/kg

h4 = WP + h3

1 2

3 4

5 6

7

8 35,714 bar

3.983 bar

37,594 bar

(44)

= 3,643 kJ/kg + 604,045 kJ/kg

= 607,688 kJ/kg

• Keadaan titik 5 :

P5 = 37,594 bar

h5 = hf = 1069,236 kJ/kg • Keadaan titik 6 :

P6 = 37,594 bar

h6 = hg = 2802,36 kJ/kg • Keadaan titik 7 :

T7 = 484,31oC

P7 = 37,594 bar

h7 = 3412,11 kJ/kg • Keadaan titik 8 :

P8 = 35,714Mpa

T8 = 470 oC

h8 = 3381,77 kJ/kg • Keadaan titik 9a :

P9a = 0,075 bar

X ( kualitas uap ) = 0,9

h9a = 2334,19 kJ/kg • Keadaan titik 9s :

P9s = 0,075 bar

Dari diagram Mollier diperoleh :

h9s = 2149,32 kJ/kg

3.3.2. Kesetimbangan Energi

Laju aliran massa uap dapat diperoleh dari hukum kesetimbangan kalor, dimana :

Qgas = Quap

mu ( h7 - h5 ) = mg ( hb - ha )

` ToC

7 a

(45)

Gambar 3.6. Diagram Analisa Kesetimbangan Energi

Dimana : a - b = aliran gas

a - 5 = pinch point antara suhu masuk evaporator dengan suhu gas.

b - 7 = pinch point antara suhu masuk superheater dengan suhu gas.

5 – 7 = aliran uap

• Kondisi titik a :

Ta = T5 + 30oC

= ( 246,646 + 30 )oC = 276,646 oC

Ta = 276,646 oC

ha = 555,507 kJ/kg • Kondisi titik b :

Tb = 519,31oC

hb = 814,78 kJ/kg

jadi laju aliran massa uap dapat diperoleh sebesar :

u

m

.

= mg

.

(hb - ha ) / (h7 - h6 )

=

kJkg kg kJ s

kg

) 24 , 1069 11 , 3412 (

/ ) 51 , 555 776 , 814 ( / 525

− −

u

m

.

= 58,098 kg/s

Jadi laju aliran massa uap yang dihasilkan adalah sebesar 58,098 kg/s. 5

(46)

3.3.3 Superheater

Uap panas lanjut yang dihasilkan superheater, yaitu pada tekanan 37,594 bar dan

temperatur 484,31oC. Maka kalor yang diserap pada superheater adalah :

Quap = mu

.

· (h7 - h6 )

= 58,098 kg/s · ( 3412,11 kJ/kg – 2802,36 kJ/kg )

= 35425,45 kW

Dengan demikian jumlah kalor yang harus disediakan (Qgas ) gas buang adalah sebesar 35425,45

kW.

Qgas = mg

.

(hin - hout )

35425,45 kW = 525 kg/s ( 814,776 kJ/kg - hout )

hout = 747,3 kJ/kg

dari tabel udara ( lampiran 3 ) diperoleh :

Tout = 457,435 oC

Maka temperatur gas buang keluar superheater adalah 457,435 oC dan gas buang akan masuk ke

evaporator.

3.3.4 Evaporator

Pada tekanan 37,594 bar, dari tabel sifat uap jenuh diperoleh temperatur air mendidih

pada 246,646 oC. Air akan mengalami penguapan pada evaporator. Besarnya kalor yang

dibutuhkan untuk menguapkan air adalah :

Quap = mu

.

· (h6 - h5 )

= 58,098 kg/s · ( 2802,36 kJ/kg – 1069,236 kJ/kg )

= 100692,27 kW

Jadi, jumlah kalor yang harus disediakan gas buang (Qgas ), adalah sebesar 100692,27 kW.

Qgas = mu

.

· (hin – hout )

100692,27 kW = 525 kg/s . (747,3 kJ/kg - hout

hout = 555,51 kJ/kg

Tout = 276,65 oC

Maka temperatur gas buang keluar evaporator adalah 276,65 oC dan gas buang akan masuk

ekonomiser.

(47)

Air masuk ke ekonomiser dari tangki air umpan yang dipompakan hingga tekanan

37,594 bar, dengan temperatur143,47 oC yang akan dipanaskan hingga mencapai air jenuh dengan

suhu 246,646 oC. Kalor yang dibutuhkan yaitu :

Quap = mu

.

· (h5 – h4 )

= 58,098 kg/s · ( 1069,236 kJ/kg – 607,688 kJ/kg )

= 26815,328 kW

Dengan demikian jumlah kalor yang harus disediakan ( Qgas ) gas buang adalah sebesar 26815,328

kW.

Qgas = mg

.

· (hin – hout )

26815,328kW = 525kg/s . ( 555,51 kJ/kg - hout)

hout = 504,43 kJ/kg

Tout = 227,3 oC

Maka temperatur gas buang keluar ekonomiser adalah 227,3 oC dan gas buang akan masuk

kondensat preheater.

3.3.6. Preheater

Air masuk kondensat preheater merupakan air kondensat yang dipompakan hingga

tekanan 3,983 bar dengan suhu 40,29 oC, dipanaskan hingga keadaan jenuh

( tangki air umpan ) dengan suhu 143,47 oC.

Quap = mu

.

· (h3 – h2 )

= 58,098 kg/s . ( 604,05 kJ/kg – 169,184 kJ/kg )

= 25264,83 kW

Dengan demikian junlah kalor yang harus disediakan (Qgas) gas buang adalah sebesar 25264,83

kW.

Qgas = mg

.

· (hin – hout )

25264,83 kW = 525 kg/s . ( 504,43 kJ/kg - hout )

hout = 456,31 kJ/kg

Tout = 180,4 oC

Maka temperatur gas buang keluar preheater adalah 180,4 oC dan gas buang akan menuju

(48)

3.4. Spesifikasi HRSG yang direncanakan

Dari perhitungan dan beberapa penentuan yang menjadi pertimbangan dalam

perancangan 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 lima unit turbin gas, dimana

gas buang dari kelima unit turbin gas tersebut digabung ( dialirkan ) kedalam HRSG

secara bersamaan.

a. Temperatur gas masuk superheater = 519,31oC

b. Laju aliran massa gas buang masuk HRSG = 525 kg/s

3. Uap yang dihasilkan HRSG

a. Temperatur = 484,31oC

b. Tekanan = 37,594 bar

c. Laju aliran massa uap = 58,098 kg/s

4. Temperatur di tiap titik komponen HRSG :

• Temperatur gas buang masuk superheater = 519,31oC

• Temperatur gas buang masuk evaporator = 457,435oC

• Temperatur gas buang masuk ekonomiser = 276,65oC

• Temperatur gas buang masuk preheater = 227,3oC

• Temperatur gas buang keluar preheater dan masuk cerobong = 180,4oC

3.5. Daya yang dibangkitkan HRSG

Berdasarkan uap yang dihasilkan HRSG, maka daya yang dihasilkan turbin uap

tersebut adalah :

PT = T _.mu

.

( h8 - h9s )

= 0,85.58,098 kg/s (3381,77 kJ/kg – 2149,32 kJ/kg )

= 60862,88 kW

= 60,86 MW

(49)

BAB IV

UKURAN -UKURAN UTAMA

4.1. Perhitungan Parameter Pipa 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

dari susunan komponen alat penukar kalor yang ada pada HRSG ( Heat Recovery Steam

Generator ).

Sistem perpindahan panasnya adalah system konveksi berlawanan arah. Dimana uap

mengalir dari atas ke bawah sementara gas buang mengalir dari bawah ke atas. Pada system

perpindahan panas konveksi berlawanan arah luas perpindahan panas yang dibutuhkan akan lebih

(50)

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 =

) .(LMTD

U Q

……… (Lit. 9 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 system perpindahan panas pada superheater ini adalah seperti

ditunjukkan pada gambar berikut :

T oC

Tg2

Tg1 T7

T6

519,311oC

484,31oC

457,435oC

(51)

Gambar 4.1. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada Superheater

Dimana sebelumnya telah diperoleh :

T6 = Temperatur uap masuk superheater = 246,646 o

C

T7 = Temperatur uap keluar superheater = 484,31 o

C

Tg1 = Temperatur gas buang masuk superheater = 519,31 o

C

Tg2 = Temperatur gas buang keluar superheater = 457,435 o C Dimana : LMTD = 1 2 1 2 T T In T T ∆ ∆−∆ ∆

……….. (Lit 8 hal 510 )

dimana :

T1 = Th in - Tc out

= 519,31 oC

= 35 oC

T2 = Th, out - Tc, in

= 457,435oC -246,646 oC

= 210,787 oC

Maka harga diperoleh LMTD :

LMTD =

C C In C C 0 0 0 0 35 787 , 210 35 787 , 210 −

LMTD = 97,91 oC

Besarnya harga koefisien perpindahan perpindahan kalor menyeluruh (U) dapat dihitung

dengan menggunakan persamaan berikut :

U 1 =     h c A A h₁ 1

+Ah . RW +

0 0.

1

h

η ……… (Lit.8 hal 505 )

dimana :

hi = Koefisien konveksi dalam pipa ( W/m2 oC )

(52)

menyerap kalor

Ah . RW = Tahanan konduksi pipa superheater (m2 oC/W )

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

O = 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 ) 1½” ( lampiran ukuran-ukuran pipa )bertujuan agar pembentukan uap dapat berlangsung lebih

cepat.

Maka diambil ukuran-ukuran pipa sebagai berikut :

Do : Diameter luar = 1,9 in = 0,048 m

Di : Diameter dalam = 1,61 in = 0,0409 m

t : Tebal pipa = 0,145 in = 0,003683 m

untuk menentukan banyaknya jumlah pipa yang dibutuhkan sesuai dengan laju aliran uap dan

diameter pipa yang direncanakan, maka diambil suatu batasan sebagai berikut :

 Panjang pipa aktif yang berhubungan dengan pipa-pipa = 7 m (dengan memperhitungkan standart panjang pipa yang ada)

 Jarak antara dua buah pipa = Do = 0,048 m

 Panjang pipa perbatang = 14,64 m

Penentuan panjang pipa berdasarkan pemilihan dari panjang pipa yang sering digunakan dengan

panjang 4,88 m ( lit. 5 hal 142 )

(53)

[image:53.595.66.471.63.433.2]

Gambar 4.2 Sketsa Rancangan Pipa-pipa Superheater

Sehingga jumlah pipa-pipa superheater yang dibutuhkan adalah :

n = 096 , 0

7 + 1

4.1.1 Koefisien Perpindahan panas di Dalam Pipa ( hi )

Koefisien perpindahan panas dalam pipa ( hi ) seharusnya ditentukan pada temperature

film. Dalam hal ini dapat juga ditentukan pada kondisi temperatur uap rata-rata superheater ( uT =

365,48 oC ) pada tekanan 37,594 bar. Dari tabel sifat-sifat air pada berbagai tekanan dan

temperatur, ( Lampiran 12 ) setelah diinterpolasi diperoleh data-data sebagai berikut :

= 3,236 . 10−4kg/m.s

k = 0,6767 W/m2oC

= 1/v = 13,57 kg/m3

Pr = 2,0105

Cp = 4,2086 kJ/kg.K

 Kecepatan aliran uap pada superheater dihitung sebagai berikut :

Vu =

1 .

. .

A n

V mu

……… (Lit 3 hal 339 )

dimana :

(54)

u

m

.

= laju aliran uap = 58,098 kg/s

n = jumlah pipa superheater = 74 batang

v = Volume jenis uap, dihitung atas dasaer volume jenis uap

rata-rata pada superheater dengan tekanan 37,594 bar.

v =

2

7

6 v

v +

; dimana : v6 = 0,053287971 m3/kg

v7 = 0,090431878 m3/kg

v =

2 090431878 , 0 05328791 , 0 +

= 0,072 m3/kg

Maka diperoleh harga kecepatan uap sebesar :

Vu = ₂

) 0409 , 0 ( 4 / . 74 072 , 0 . 0986 , 58 π

= 42,955 m/s

Diperoleh kecepatan uap dalam pipa sebesar 42,955 m/s masih dalam batas kecepatan uap

maksimum yang diijinkan untuk uap saturasi ya