Rancangan Turbocarjer Pada Kendaraan Truk Pengangkut

SKRIPSI

MOTOR BAKAR

RANCANGAN TURBOCARJER

PADA KENDARAAN TRUK PENGANGKUT

DAYA 140 PS PUTARAN MESIN 3000 RPM

Oleh :

JHON DELMAIER S

NIM : 050421020

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

MEDAN

KATA PENGANTAR

Puji dan Syukur penulis ucapkan kepada Tuhan Yang Maha Esa, atas

berkat dan rahmat-Nya penulis dapat menyelesaikan tugas sarjana ini dengan baik.

Adapun tugas sarjana ini merupakan tugas akhir untuk menyelesaikan studi pada

jenjang pendidikan sarjana (S-1) Teknik Mesin menurut kurikulum Departemen

Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.

Tugas Sarjana ini merupakan bagian dari mata kuliah “Motor Bakar”

yaitu dengan judul “RANCANGAN TURBOCARJER PADA KENDARAAN

TRUK PENGANGKUT”. Dalam hal ini, Daya motor diesel adalah 140 PS putaran 300 rpm.

Dalam menyelesaikan tugas sarjana ini penulis telah mencoba

semaksimal mungkin guna tersusunnya tugas sarjana ini. Namun penulis masih

menyadari bahwa tulisan ini tidak terlepas dari kekurangan-kekurangan baik

dalam penulisan maupun penyajian tugas sarjana ini. Untuk itu segala kerendahan

hati penulis mengharapkan kritik dan saran dari semua pihak yang bersifat

membangun demi kesempurnaan tugas sarjana ini.

Dengan terselesainya tugas sarjana ini, pada kesempatan ini penulis

mengucapkan terimakasih kepada :

1. Orangtua Saya (M. br. Silitonga) dan seluruh keluarga tercinta yang telah

memberikan dukungan baik doa, moril, dan spiritual.

2. Bapak Ir. Isril Amir selaku dosen pembimbing tugas sarjana yang telah

meluangkan waktu untuk membimbing penulis dalam menyelesaikan tugas

3. Bapak Dr.Ing.Ir.Ikhwansyah Isranuri selaku ketua Departemen Teknik Mesin

Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.

4. Bapak Tulus Burhanuddin Sitorus, ST, MT, selaku sekretaris Departemen

Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.

5. Seluruh staf pengajar dan pegawai dilingkungan Departemen Teknik Mesin

Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara

6. Sahabat-sahabatku (Berthon Siregar,ST, Albert Damanik, Daulat Purba,

Maralim Lubis) yang telah memberikan dukungan dalam menyelesaikan

tulisan ini.

7. Teristimewa buat Adik tercinta Murni br. Purba, A.Md. yang telah banyak

memberikan dukungan doa, semangat dan perhatiannya dari awal hingga

penyelesaian tugas sarjana ini.

Akhir kata penulis mengharapkan, semoga tugas sarjana ini bermanfaat

bagi kita semua.

Medan, Desember 2009

DAFTAR ISI SPESIFIKASI TUGAS

KARTU BIMBINGAN

KATA PENGANTAR ... i

DAFTAR ISI ... iii

DAFTAR GAMBAR ... ... vii

DAFTAR NOTASI... ... viii

BAB I PENDAHULUAN ... ... 1

1.1Latar Belakang ... ... 1

1.2Tujuan penulisan ... ... 2

1.3Manfaat Penulisan ... ... 2

1.4Batasan masalah ... ... 3

1.5Sistematika Penulisan ... ... 3

BAB II TINJAUAN PUSTAKA5 2.1 Motor bakar diesel ... ... 5

2.2 Turbocarjer ... ... 7

2.2.1.Pengertian Turbocarjer ... ... 7

2.2.2.Mamfaat Pemakaian turbocarjer ... ... 8

2.2.3.Klasifikasi turbocarjer ... ... 10

2.2.3.1 Turbocarjer Sistem Pulsa ... ... 10

2.2.3.2 Turbocarjer Sistem Tekanan Konstan ... ... 11

2.2.3.3 Turbocarjer konventer-Pulsa ... ... 12

2.2.4.1 Turbin ... ... 14

2.2.4.2 Kompresor ... ... 17

2.3 Siklus Termodinamika Motor Diesel dengan Turbocarjer ... 21

2.4 Perbandingan Siklus Termodinamika Motor diesel dengan Turbocarjer dan Tanpa Turbocarjer ... 24

2.5 Batasan Turbocarjer pada motor diesel ... 25

BAB III ANALISA TEMODINAMIKA ... 27

3.1 Idealisasi dari Analisa Termodinamika ... 27

3.2 Penetapan Siklus Termodinamika ... 28

3.3 Bahan Bakar ... 29

3.4 Faktor kelebihan udara ... 30

3.5 Perbandingan Bahan Bakar dengan Udara(F/A) ... 31

3.6 Pemilihan perbandingan kompresi ... 33

3.7 Perhitungan Termodinamika ... 34

3.7.1 Kondisi udara luar ... 35

3.7.2 Temperatur Udara pada Kompresor ... ... 35

3.8 Perhitungan Termodinamika Turbin dan Kompresor ... 48

3.8.1 Rasio Kompresi Kompresor dan Rasio ekspansi Turbin Turbocarjer ... 50

3.8.2 Jumlah mol total hasil pembakaran(Mg)... 3.8.3 Daya turbin ... 57

3.8.4 Jumlah massa aliran udara masuk kompresor ... 58

3.8.5 Daya kompresor ... 59

BAB IV PERHITUNGAN TURBOCARJER

4.1 Perencanaan turbin ... ... 62

4.1.1 Temperatur dan tekanaan keluar nosel ... ... 64

4.1.2 Perhitungan segitiga kecepatan ... ... 67

4.1.3 Luas nosel turbin ... ... 70

4.1.4 Perhitungan dimensi turbin ... ... 71

4.2 Perencanaan Kompresor ... 76

4.2.1 Kenaikan temperatur proses sebenarnya ... 77

4.2.2 Kondisi udara masuk dan keluar kompresor ... 77

4.2.3 Kerja Spesifik ... 79

4.2.4 Tinggi tekanan Kompresor ... 80

4.2.5 kecepetan udara masuk Kompresor ... 80

4.2.6 Volume aliran masuk kompresor sentrifugal ... 81

4.2.7 Perhitungan dimensi kompresor ... 82

4.2.8 Segitiga kecepatan pada kompresor ... 86

4.2.9 Perencanaan sudu ... 89

BAB V KESIMPULAN ... 92 DAFTAR PUSTAKA

DAFTAR GAMBAR

Gambar 2.1 Skema instalasi sederhana turbocarjer ... ... 8

Gambar 2.2 Turbocarjer sistem pulsa ... ... 10

Gambar 2.3 Turbocarjer sistem tekanan konstan ... ... 11

Gambar 2.4 Turbocarjer system konventer-pulsa ... ... 12

Gambar 2.5 Bagian-bagian assembling turbocarjer ... ... 13

Gambar 2.6 Turbin gas radial aliran kantilever ... ... 15

Gambar 2.7 Susunan dan diagram kecepatan dari turbin radial tipe kantilever ... ... 16

Gambar 2.8 Turbin gas aliran masuk campur ... ... 16

Gambar 2.9 Susunan dan diagram segitiga kecepatan dari turbin radial ... ... 17

Gambar 2.10 Kompresor tipe v ... ... 18

Gambar 2.11 Kompresor rotary ... ... 19

Gambar 2.12 Kompresor Aksial ... ... 20

Gambar 2.13 Kompresor Sentrifugal ... ... 21

Gambar 2.14 Siklus ideal tekanan terbatas ... ... 22

Gambar 2.15 Siklus ideal tekanan terbatas pada mesin diesel ... ... 23

Gambar 2.16 Perbandingan mesin diesel dengan dan tanpa turbocarjer ... ... 25

Gambar 3.1. Diagram p-v siklus dual ... ... 28

Gambar 3.2 Diagram p-v ideal untuk siklus dual dengan memakai turbocarjer ... ... 34

Gambar 3.3 Diagram P-V dan diagram T-s turbin dan kompresor ... ... 49

Gambar 3.5 Operasi turbocarjer pada keadaan tunak ... ... 60

Gambar 4.1 Diagram h-s untuk turbin radial aliran masuk ... ... 63

Gambar 4.2 Segitiga kecepatan masuk ... ... 67

Gambar 4.3 Segitiga kecepatan keluar ... ... 69

Gambar 4.4 Segitiga kecepatan keluar ... ... 72

Gambar 4.5 Diagram h-s untuk kompresor ... ... 78

Gambar 4.6 Diagram Cordier ... ... 85

Gambar 4.7 Segitiga kecepatan masuk kompresor ... ... 86

DAFTAR NOTASI

Notasi Arti Satuan

A Luas ... m2

AF Perbandingan udara dengan bahan bakar ... kgudara/kgb

bakar

b1 Lebar sisi masuk impeller kompresor ... m

b2 Lebar sisi kelur kompresor ... m

C Kecepatan absolute ... m/s

Cb Faktor beban lentur

Cm2 Kecepatan relative masuk ... m/s

C0 kecepatan pancar(spouting velocity) ... m/s

Cpa Kalor spesifik udara ... kJ/kgK

Cpe kalor spesifik gas ... kJ/kgK

c Panjang chord ... m

cs Kecepatan udara masuk kompresor ... m/s

DN Diameter hubungan kompresor ... m

Dp Diameter poros ... m

Ds Diameter mata impeller ... m

F Konsumsi bahan baker spesifik ... kg/jam

FA Perbandingan bahan bakar udara ... kgb.b/kg u

Fh Konsumsi bahan bakar tiap jamnya ... kg/hr

Fi Konsumsi bahanbakar indicator ... kg/hp-hr

g Gravitasi ... m/s2

H Tinggi tekanan kompressor ... m.kol.udara

h Enthalpi ... kJ/kg

KT Faktor koreksi momen puntir ... -

L Panjang langkah ... m

LHV Nilai kalor pembakaran langkah ... kJ/kg

L’ Jumlah udara aktual yang dibutuhkan ... kg/m3

M Bilangan much number ... -

Mg Mole gas hasil pembakaran ... mole/kg

Mp Momen puntir ... kg.mm

Ma Berat molekul udara ... kg/mole

Meg Laju aliran gas masuk turbin ... kg/s

mK Laju aliran udara melalui kompresor ... kg/s

N Putaran ... rpm

Nb Daya efektif ... hp

Ni Daya indikator ... hp

P Tekanan ... Pa

Pd Daya perencanaan ... kW

qin Kalor masuk persatuan massa ... kJ/kg

r jari-jari ... m

Sy Kekuatan tarik bahan ... MPa

Sf faktor keamanan ... -

Sf1 faktor keamanan akibat kelelahan puntir ... -

Sf1 faktor keamanan akibat kelelahan puntir ... -

Sf2 faktor alur pasak ... -

T Temperatur ... K

TMA Titik Mati Atas ... m

TMB Titik Mati Bawah ... m

U Energi dalam... kJ/kg

u Kecepatan tangensial ... m/s

V Voleume ... m3

vs Kapasitas isap ... m3/s

W Kerja Total ... kJ

WT Daya turbin ... hp

WK Daya kompresor ... hp

w kecepatan relative masuk ... m/s

Y Kerja spesifik ... kJ/kg

Z Jumlah sudu ... buah

z Fungsi dari sudu chamber dan thickness ... derajat

chord ratio ... buah

2

α Sudu aliran masuk turbin ... derajat

1

β Sudut sudu pada sisi masuk kompresor ... derajat

3

β Sudut sudu pada aliran keluar pada turbin ... derajat

2

β Sudut sudu pada sisi keluar kompresor ... derajat

r 2

β Sudut sudu pada sisi masuk root pada turbin ... derajat

r 3

a

γ Eksponen udara ... -

e

γ Eksponen gas ... -

r

γ Koefisien gas hasil pembakaran ... - φ Faktor diagram... -

Φ Koefisien kecepatan ... -

ψ Koefisien pembebanan sudu ... -

λ Perbandingan tekanan ... -

N

λ Koefisen kehilangan nosel ... -

σ Faktor slip ... -

ct

σ Tegangan tarik sentrifugal ... kg/m2

d

σ Tegangan maksimum yang diizinkan ... kg/m2

( )

σd maks Tegangan lengkung ... kg/m 2

'

σ Tegangan maksimum yang terjadi ... kg/m2

g

τ Tegangan geser masksimum yang terjadi ... kg/m2

g

τ Tegangan geser yang diizinkan ... kg/m2

BAB I PENDAHULUAN

1. 1. Latar Belakang

Perkembangan ilmu pengetahuan dan teknologi sangat berpengaruh

terhadap hasil-hasil industri dalam bidang teknologi. Hal ini sangat terlihat jelas

misalnya dalam bidang transportasi dimana hasil-hasil industri dalam bidang alat

transportasi mengalami perkembangan dari waktu ke waktu.

Disisi lain, perkembangan teknologi tersebut dapat juga menimbulkan

masalah bagi lingkungan hidup, yaitu pencemaran ataupun polusi seperti yang

terjadi di negeri kita ini. Oleh karena itu, pemerintah Indonesia membuat suatu

kebijakan seperti yang tertuang dalam strategi produksi bersih, dimana hasil setiap

industri dan juga teknologi haruslah akrab dengan lingkungan serta pemakaian

atau konsumsi energi yang sehemat mungkin.

Sehingga, dengan sendirinya hal ini menjadi tantangan tersendiri bagi

dunia industri dan juga para insinyur untuk terus berupaya memberi inovasi

menciptakan kendaraan-kendaraan yang rendah polusi, hemat bahan bakar serta

mempunyai, performa yang tinggi. Untuk mencapai tujuan tersebut banyak cara

yang ditempuh oleh perancang otomotif dan juga para insinyur, salah satunya

diantaranya dengan pemakaian turbocarjer. Dimana turbocarjer merupakan

mekanisme untuk mensuplai udara dengan kerapatan yang melebihi kerapatan

udara atmosfer (1,225 kg/m3) kedalam silinder untuk ditekan pada langkah

kompresi sehingga daya motor akan meningkat, selain daya yang meningkat,

bahan bakar dengan udara terjadi dengan sempurna, dan juga dengan turbocarjer

pemakaian baan bakar spesifik dapat dikurangi.

Dengan meningkatnya performasi mesin, tingkat polusi udara dapat

berkurang dan juga pemakaian bahan bakar spesifik yang lebih hemat sehingga

penggunaan turbocarjer ini dapat dikembangkan untuk digunakan dalam

mesin-mesin dan juga terutama kendaraan. Dengan pertimbangan tersebut penulis

tertarik untuk merencanakan turbocarjer yang digunakan untuk mesin diesel

kendaraan truk.

1. 2. Tujuan

Tujuan dari perancangan ini adalah untuk merencanakan turbocarjer pada

kendaraan truk dengan daya 140 PS pada putaran 3000 rpm dan untuk mengetahui

perhitungan dimensi-dimensi turbocarjer yang meliputi turbin dan kompresor.

1. 3. Manfaat

Perancagan ini diharapkan juga bermamfaat untuk pengembangan mesin

diesel yang manggunakan alat turbocarjer serta berguna sebagai referensi bagi

kalangan dunia pendidikan yang berkeiginan melakukan riset dalam

1. 4. Batasan Masalah

Dalam penulisan perancangan turbocarjer pada mesin diesel begitu luas

dalam pembahasanya,maka dalam penulisan tugas sarjana ini dibatasi sebagai

berikut:

-Analisa thermodinamika

-Perancangan turbocarjer

-Gambar teknik

1. 5. Sistematika Penulisan • Bab I Pendahuluan

Bab ini berisikan latar belakang permasalahan tujuan dan mamfaat yang

hendak dicapai, batasan masalah, dan sistematika penulisan.

• Bab II Tinjauan Pustaka

Bab ini berisikan landasan teori yang digunakan yaitu mengenai

termodinamika dan turbocarjer.

• Bab III Analisa Termodinamika

Bab ini berisikan Perhitungan termodinamika mesin diesel yang

menggunakan turbocarjer.

• Bab IV Perancangan turbocarjer

Bab ini berisikan berisikan perhitungan-perhitungan perancangan

turbocarjer.

• Bab V Kesimpulan

Bab ini sebagai penutup besisikan kesimpulan yang diperoleh dari

• Daftar pustaka

Berisikan literatur-literatur yang digunakan dalam penulisan skripsi ini.

• Lampiran

Lampiran berisikan tabel-tabel yang membantu penulis dalam penyusunan

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

2. 1. Motor Bakar Diesel

Motor bakar diesel adalah motor bakar yang berbeda dengan motor bensin,

proses penyalaanya bukan dengan nyala api listrik melainkan penyalaan bahan

bakar berlangsung secara spontan akibat temperatur dan tekanan ruang bakarnya

yang cukup tinggi.

Pada langkah isap hanya udara segar saja yang masuk ke dalam silinder

pada waktu piston hampir mencapai “Titik mati atas” (TMA) bahan bakar

disemprotkan ke dalam ruang bakar. Karena temperatur dan tekanan ruang bakar

pada saat itu sangat tinggi, maka bahan bakar akan terbakar dengan sendiri.

Persyaratan ini dapat dipenuhi apabila digunakan perbandingan kompresi

yang cukup tinggi, berkisar antara 12 sampai 25. Perbandingan kompresi yang

rendah pada umumnya digunakan pada motor diesel berukuran besar dan putaran

rendah. Perbandingan kompresi yang tinggi banyak dipakai pada motor diesel

berputaran tinggi dan berukuran kecil. Perancang cenderung mempergunakan

perbandingan kompresi yang serendah-rendahnya bedasarkan pertimbangan

kekuatan material serta berat mesinya. Oleh karena itu, pada umumnya motor

diesel bekerja dengan perbandingan kompresi antara 14-17 (lit.1, hal. 189).

Daya yang dihasilkan motor diperoleh dari hasil pembakaran bahan bakar

didalam ruang bakar. Semakin banyak bahan bakar yang dapat dibakar, makin

Itu berarti bawah daya mesin dibatasi oleh kemampuaan mesin tersebut mengisap

udara yang diperlukan untuk pembakaran.

Namum demikian pada mesin empat langkah terdapat himpitan katup

(valve overlap) yaitu waktu selama kedua katup isap dan buang ada dalam

keadaan sama-sama terbuka, sehingga sebahagian dari udara segar jaga keluar

dari dalam silinder. Hal ini merupakan kerugian yang tak dapat dihindari. Jadi,

udara yang dimasukkan ke dalam silinder tidak semuanya dipergunakan untuk

pembakaran.

Jika sebuah mesin empat langkah dapat menghisap udara pada kondisi

isapannya sebanyak volume langkah toraknya untuk setiap langkah isap, maka hal

ini merupakan sesuatu yang ideal. Namun, hal tersebut tidak terjadi dalam

keadaan sebenarnya (aktual). Perbandingan antara jumlah udara terisap terhadap

jumlah udara yang terisap dalam satu langkah torak (keadaan ideal), dinamakan

“efisiensi volumetrik” ηv, yang didefinisikan dalam persamaan dibawah ini:

ηv =

T) (p, rak langkah to olume

sebanyak v segar

udara Berat

T) (p, sap segar teri udara

Berat

Besarnya efisiensi volumetrik tergantung pada kondisi isap (p,T) yang

ditetapkan. Misalnya, jika dipakai saringan udara pada saluran masuk ηv dengan

manetapkan (p,T) sebelum saringan. Akan tetapi dalam pengujian prestasi mesin

biasanya tidak dipergunakan saringan udara sehingga kekeliruan tersebut dapat

dihindari. Oleh karena itu maka kondisi (p,T) ditetapkan sebagai kondisi udara

atmosfer.

Efisiensi volumetrik merupakan fungsi dari kecepatan udara yang terisap,

merupakan fungsi dari faktor kelebihan udara, yaitu bahwa ηv turun dengan

turunnya kecepatan udara.

2. 2. Turbocarjer

2. 2. 1. Pengertian Turbocarjer

Turbocarjer merupakan mekanisme untuk mensuplai udara dengan

kerapatan yang melebihi kerapatan udara atmosfer (1,225 kg/m3) ke dalam

silinder untuk ditekan pada langkah kompresi, sehingga daya motor akan

meningkat. Turbocarjer pemakaiannya sangat efisien dimana energi yang

digunakan untuk menggerakkan kompressor untuk menghisap udara masuk ruang

bakar adalah berasal dari energi gas buang yang digunakan untuk menggerakkan

turbin.

Salah satu tujuan turbocajer adalah untuk meningkatkan kerapatan udara

yang akan dimasukkan ke dalam silinder mesin, dengan meningkatnya kerapatan

udara sehingga akan lebih banyak bahan bakar yang terbakar, yang menyebabkan

meningkatnya daya keluaran dari mesin yang diberikan volume langkah dari

silinder. Karena banyak bahan bakar yang digunakan untuk mencapai peningkatan

Adapun skema instalasi sederhana turbocarjer adalah sebagai berikut :

Gambar 2.1 Skema sederhana instalasi turbocarjer

2. 2. 2. Manfaat Pemakaian Turbocarjer

Adapun manfaat utama pemakaian turbocarjer pada motor diesel adalah

sebagai berikut :

a. Memperbesar daya motor

b. Dengan turbocarjer dapat bekerja lebih efisien, karena pemakaian bahan

bakar spesifiknya lebih rendah.

c. Dengan memakai turbocarjer maka proses pembakaran udara dan bahan

bakar akan berjalan dengan sempurna sehingga emisi gas buang juga

dapat dikurangi.

d. Mesin menjadi lebih kompak lagi pula ringan, maksudnya dengan

memakai turbocarjer maka dapat mengurangi bebannya mesin itu

Pada mesin penyalaan bunga api (spark ignition engine) yang memakai

turbocarjer, pemakaian bahan bakar spesifik biasanya menjadi lebih besar. Hal ini

disebabkan, terutama karena perbandingan kompresinya harus diperkecil untuk

mencegah detonasi, juga karena banyaknya bahan bakar keluar dari dalam silinder

sebelum digunakan.

Pemakaian turbocarjer pada mesin penyalaan bunga api ini haruslah

mencakup unsur kompromi antara efisiensi dan kebutuhan, misalnya pada mesin

pesawat dan mobil balap. Pada mesin pesawat terbang, turbocarjer digunakan

untuk memperoleh daya yang sebesar-besarnya pada waktu tinggal landas dan

untuk mengatasi kekurangan kerapatan udara pada ketinggian yang lebih tinggi.

Persoalan denotasi dapat diatasi dengan menggunakan bahan bakar dengan

mempunyai nilai oktan yang lebih tinggi. Pada mobil balap yang lebih

mementingkan daya daripada efisiensi, banyak memakai turbocarjer.

Pada motor diesel dengan turbocarjer dapat bekerja dengan efisien,

pemakaian bahan bakar spesifik lebih rendah, khusunya pada unit lebih murah

harganya. Keuntungan lain yang diperoleh dari motor diesel dengan turbocarjer

adalah untuk mempersingkat periode persiapan pembakaran sehingga

karakteristik pembakaran menjadi lebih baik. Disamping itu terbuka

kemungkinan untuk menggunakan bahan bakar dengan bilangan sentana yang

lebih rendah. Karena turbocarjer dapat memasukkan udara lebih banyak, dapat

2. 2. 3. Klasifikasi Turbocarjer

Biasanya metode pengoperasian turbocarjer yang dipergunakan untuk

memanfaatkan energi yang berguna pada gas buang ada tiga metode yaitu :

a. Turbocarjer sistem pulsa (pulse system).

b. Turbocarjer sistem tekanan konstan (constant pressure system).

c. Turbocarjer sistem konverter-pulsa (pulse-converter system).

2. 2. 3. 1. Turbocarjer sistem pulsa (pulse system).

Turbocarjer sistem pulsa adalah bertujuan untuk mengurangi energi

kinetik di dalam proses pembuangan gas buang (Blow down) untuk menggerakkan

turbin turbocarjer, secara idealnya tidak ada terjadi peningkatan tekanan gas

buang. Untuk mencapai tujuan tersebut saluran gas buang yang segaris haruslah

lebih kecil.

Gambar 2.2. Turbocarjer sistem pulsa (pulse system).

Keuntungan memakai turbocarjer dengan sistem pulsa ini adalah :

a. Sebagian besar energi gas buang dapat digunakan langsung.

b. Menghasilkan percepatan putaran mesin yang responsif

d. Turbocarjer sistem tekanan konstan (constant pressure system).

2. 2. 3. 2. Turbocarjer Sistem Tekanan Konstan

Pada sistem tekanan konstan ini adalah bertujuan untuk menjaga atau

memelihara agar tekanan gas buang pada motor bakar dalam keadaan konstan dan

tekanan yang dihasilkan lebih besar dari tekanan atmosfer sehingga turbin

turbocarjer dapat beroperasi secara maksimum. Tujuan pembuangan gas buang

yang besar dan lebar adalah untuk menyerap tekanan yang tidak konstan dan oleh

energi kinetik didalam saluran gas buang harus dihilangkan .

[image:30.595.212.483.277.419.2]

Gambar 2.2 Turbocarjer sistim tekanan konstan

Keuntungan memakai turbocarjer pada metode sistem tekan adalah :

a. Sangat efisien dan konsumsi bahan bakar yang ekonomis pada

perbandingan tekanan kompresor .

b. Efisiensi turbin tinggi selama aliran tetap ( steady flow).

Kerugian memakai turbocarjer pada metode tekanan konstan adalah:

a. Tidak semua gas buang dimamfaatkan untuk menggerakkan turbin.

b. Membutuhkan Saluran gas buang yang besar.

c. Asselerasi turbocarjar yang rendah.

2. 2. 3. 3. Tubocarjer sistem Konventer- fulsa (pulse-konventer system) Pada turbocarjer konventer-fulsa ini bertujuan mengubah energi kinetik di

dalam proses pembuangan menjadi peningkatan tekanan pada tubin dengan

[image:31.595.188.471.191.369.2]

membuat satu atau lebih diffuser.

Gambar 2.4 Turbocarjar sitem Konventer-pulsa (pulse- konventer system)

Keuntungan memakai turbocarjar sistem konventer-pulsa ini adalah

performasi mesin yang tinggi, sedangkan kerugianya adalah performansi yang

rendah pada putaran yang rendah dan tinggi dan hanya untuk mesin dengan

jumlah silinder tertentu (empat, delapan, dan enan belas).

2. 2. 4. Bagian- bagian Utama Turbocajer

Bagian utama turbocarjer terdiri dari sebuah turbin gas dan sebuah

konpresor. Gambar 2.5 ini merupakan gambar dari assembling turbocarjer yang

[image:32.595.127.515.89.380.2]

Gambar 2.5 bagian bagian assembling tubocarjer

Keterangan gambar :

1. Clamp 18. Exhaust Stud

2. Hose (waste gate pressure bleed) 19. Waste gate housing

3. Fitting 20. Bearing housing

4. Clip (waste gate lever) 21. Nut (Turbine Shaft)

5. Rod (waste gate) 22. Compressor

6. Adjusting nut 23. Turbine shaft

7. Nut 24. Piston ring seal

8. Control Diaphragm (waste gate) 25. Heat shield

10.Bracket (waste gate control diaphragm) 27. Compressor housing

backing

11.Locking plate (compressor housing) 28. O-ring

12.Compressor housing 29. Piston ring seal

13.O-ring 30. Thrust Collar

14.Bolt 31. Thrust bearing

15.Locking plate (turbine housing) 32. Snap ring

16.Clamp plate (turbine housing) 33. Journal bearing

17.Turbine housing 34. Oil drain gasket

2. 2. 4. 1. Turbin

Turbin turbocarjer digerakkan oleh energi berguna yang dikandung oleh gas

buang. Aliran gas buang dari hasil pembakaran bahan bakar dari dalam ruang

bakar mengerakkan sudu-sudu turbin, diserap energinya dan diubah menjadi

bentuk energi mekanis ini merupakan daya poros pada turbin yang digunakan

untuk menggerakkan kompresor.

Berdasarkan aliran fluida, ada dua tipe turbin yang digunakan pada

turbocarjer, yaitu aliran radial aliran masuk dan turbin gas aliran aksial. Turbin

aliran radial aliran masuk banyak dipakai pada ukuran kecil, di dalam bidang

transportasi pada motor bensin dan diesel yang menggunakan turbocarjer, di

bidang penerbangan digunakan pada unit helikopter yang berguna pada start awal.

Keuntungan utama turbin gas radial aliran masuk adalah kerja yang dihasilkan

oleh sebuah tingkat tunggal turbin adalah sama dengan dua atau lebih dalam

turbin gas aksial, hal ini disebabkan turbin gas radial aliran masuk mempunyai

dihasilkan adalah sebuah fungsi kuadrat dari putaran (P~u2) sehingga kerja lebih

besar dibanding turbin aksial tingkat tunggal.

Turbin gas radial aliran masuk mempunyai keuntungan lainnya

harga/biayanya lebih rendah dibandingkan turbin gas aksial, hal tersebutlah yang

menjadi dasar pemilihan utama turbin gas radial aliran masuk untuk turbocarjer

motor diesel.

Ada dua jenis turbin gas radial aliran masuk menurut konstruksi sudu, yaitu :

a. Turbin gas radial aliran masuk kantilever (cantilever radial inflow turbine)

b. Turbin gas radial aliran masuk campur (mixed flow radial inflow turbine)

Turbin gas radial aliran masuk kantilever tidak menggunakan sudut aliran

masuk secara radial, pada jenis turbin kantilever ini tidak terjadi percepatan

melalui motor. Jenis kantilever jarang digunakan karena efisiensinya rendah dan

[image:34.595.225.447.471.604.2]

juga proses pembuatannya yang sulit.

Berikut ini adalah konstruksi dan segitiga kecepatan turbin gas radial

[image:35.595.176.479.136.370.2]

aliran masuk kantilever

Gambar 2.7 Diagram segitiga kecepatan turbin radial aliran masuk kantilever

Gambar 2.8 Turbin gas radial aliran masuk campur

Sedangkan untuk konstruksi dan segitiga kecepatan yang dibentuk oleh turbin gas

[image:35.595.182.433.438.590.2]

[image:36.595.139.487.89.320.2]

Gambar 2.9 Diagram segitiga kecepatan turbin gas radial aliran masuk

campur

2. 2. 4. 2. Kompresor

Kompresor pada turbocarjer berfungsi untuk memampatkan udara dari

udara atmosfir, sehingga udara yang dihasilkan merupakan udara yang

bertekanan. Tekanan udara yang dihasilkan sesuai dengan kemampuan kompresor

itu sendiri. Kompresor dapat diklasifikasikan atas dua tipe, yaitu dynamic dan

positive displacement.

a. Kompresor Positif (positive displacement)

Kompresor ini tersedia dengan dua jenis reciprocating dan putar / rotary

1. Kompresor Reciprocating

Kompresor reciprocating adalah kompresor yang menghasilkan udara

Kompresor reciprocating tersedia dalam barbagai konfigurasi, terdapat 4

jenis yang paling banyak digunakan yaitu horizontal, vertikal dan

[image:37.595.154.463.183.407.2]

horizontal berlawanan (balance-Opposed).

Gambar 2.10 Kompresor tipe V

2. Kompresor Putar (rotary)

Kompresor beroperasi pada kecepatan tinggi dan umumnya menghasilkan

hasil keluaran yang lebih tinggi dibandingkan kompresor reciprocating.

Biaya investasinya rendah, bentuknya kompak, ringan dan mudah

perawatannya, sehingga kompresor ini sangat populer di industri.

[image:38.595.134.513.108.554.2]

Gambar 2.11 Kompresor Rotary

Kompresor Rotary terdiri dari :

a. Roots Compresor

b. Rotary sliding vane compresor

c. Twin-screw rotary screw compresor

d. single-screw rotary screw compresor

b. Kompresor Dinamis (dynamic compressor)

1. Kompresor Aksial

Kompresor aksial terdiri dari barisan tingkat. Masing-masing tingkat

terdiri dari barisan sudu-sudu roda jalan diikuti oleh barisan sudu-sudu

Fluida kerja mula-mula dipercepat oleh sudu-sudu roda jalan dan

kemudian diperlambat dalam laluan sudu stator yang di dalamnya energi

kinetik yang dipindahkan dalam roda jalan dikonversikan menjadi tekanan

statik. Proses ini berulang dalam tingkat berikutnya. Jumlah tingkat yang

diperlukan tergantung pada perbandingan tekanan keseluruhan yang

[image:39.595.126.508.270.506.2]

diinginkan.

Gambar 2.12 Kompresor aksial

2. Kompresor Sentrifugal

Udara yang terlempar masuk ke dalam pusat impeller, akan ditingkatkan

kecepatannya, lalu udara akan terlempar pada ujung luar (outer edge)

karena adanya gaya sentrifugal yang terjadi pada impeller. Udara yang

meninggalkan impeller dengan peningkatan tekanan dan kecepatan yang

energi yaitu energi kinetik udara yang mengalir melalui impeller menjadi

[image:40.595.209.388.163.372.2]

energi tekanan.

Gambar 2.13 Kompresor Sentrifugal

2. 3. Siklus Termodinamika Motor Diesel dengan Turbocarjer

Perencanaan yang bagus dari mesin diesel dengan menggunakan

turbucarger bergantung pada pemilihan sistem untuk mengirim gas buang dari

katup buang ke turbin pada turbocajer. Idealnya semua energi yang

maninggalkan silinder dikirimkan ke turbin, tetapi dalam keadaan aktualnya atau

sebenarnya ada beberapa yang hilang, dikarenakan adanya perpindahan panas

disekitarnya, tetapi tidak mencapai 5 %.

Siklus ideal termodinamis dari mesin diesel dapat ditunjukan pada gambar

2.14 yang menunjukkan energi yang terkandung dan berguna dalam sistem

pembuangan. Katup buang akan terbuka pada titik mati bawah pada titik 5

dan reversibel akan menunjukkan pada tekanan atmosfer di titik 6, dimana daerah

kerja dapat digambarkan pada daerah 5-6-1. Daerah kerja yang digambarkan

pada titik 5-6-1, dimana pada daerah tersebutlah untuk memamfatkan gas buang

[image:41.595.180.432.208.401.2]

ditempatkan turbocarjer dan daerah terjadinya blow down energi.

Gambar 2.14 Siklus ideal tekanan terbatas pada mesin diesel

Pada gambar 2.15 menunjukkan bawah turbocarjer meningkatkan tekanan

pada saluran masuk, dari sini proses masuk (12-1) pada tekanan P1 dimana P1

berada diatas tekanan atmosfer. Pa Blow-down energy ditunjukkan pada daerah

5-8-9, saluran gas buang pada tekanan P7 juga berada diatas tekanan atmosfer Pa.

Proses gas buang yang berasal dari silinder ditunjukkan pada titik 5,13,11 dimana

pada titik 5,13 adalah periode terjadi blow-down energi ketika katup buang

terbuka dan tekanan gas yang tinggi diekspansikan keluar pada saluran gas buang.

Proses 13,11 menunjukkan proses pembuangan gas sisa yang pindah ketika

piston bergerak dari titik mati atas ke titik mati bawah yang menggerakkan

sebagian besar gas buang dari silinder ke saluran pembuangan. Gas tersebut juga

berguna untuk diekspansikan menjadi tekanan atmosfer. Daerah kerjanya dapat

ditampilkan pada daerah 13-9-10-11. Energi maksimum yang mampu

menggerakkan turbin ditunjukkan pada daerah 13-9-10-11, untuk memperoleh

energi tersebut maka tekanan masuk turbin seketika itu juga harus meningkat

pada titik tekanan P5 ketika katup buang terbuka, yang diikuti ekspansi isentropik

dari gas buang melalui P7 sampai ke tekanan atmosfer (P8 = Pa). Selama proses

pergerakan pembuangan tekanan masuk turbin yaitu pada P7. Energi yang

[image:42.595.142.513.305.513.2]

berguna pada turbin ditunjukkan pada daerah 7-8-10-11.

Gambar 2.15 Siklus ideal tekanan terbatas dengan menggunakan turbocarjer

Pada penjelasan gambar 2.15 diatas siklus ideal tekanan terbatas motor bakar

diesel dengan menggunakan turbocarjer tekanan konstan, sangat berbeda dengan

yang digunakan pada turbocarjer sitem pulsa, yaitu perbedaannya terdapat pada

penambahan penggunaan energi yang digunakan pada daerah 5-7-13. Tekanan

Turbin juga mempunyai daerah aliran efektif yang kecil, ketika katup buang

telah terbuka, gas buang mengalir dari silinder ke saluran gas buang dikarenakan

saluran gas buang kecil maka tekanan pun akan turun. Laju aliran massa tersebut

akan meningkat ketika katup terbuka. Dan laju aliran massa gas buang tersebut

akan menuju turbin sehingga energi yang berguna dimanfaatkan untuk memutar

turbin. Dimana dalam hal ini energi gas buang yang dimanfaatkan pada sistem

pulsa lebih besar daripada sistem tekanan konstan.

2. 4. Perbandingan siklus termodinamika motor diesel dengan turbocarjer dan tanpa turbocarjer.

Pada gambar 2.16 berikut ini menunjukkan siklus tekanan terbatas dari

mesin diesel tanpa dan dengan turbocarjer. Karena tekanan masuk dari gas buang

berada diatas tekanan atmosfer, dan lebih banyak bahan bakar yang dapat dibakar,

tekanan dalam silinder melalui siklus tersebut dan terutama selama pembakaran,

[image:44.595.179.460.134.342.2]

Gambar 2.16 Perbandingan mesin diesel dengan dan tanpa turbocarjer pada

siklus tekanan terbatas dengan rasio kompresi sama.

2. 5. Batasan Turbocarjer pada Motor Diesel

Batasan tingkat turbocarjer pada motor diesel adalah beban panas yang

dapat dipikul oleh mesin. Dan apabila tekanan dalam silinder terlampau tinggi

maka beban bantalan semakin bertambah.

Adapun kaitannya dengan beban panas, pertimbangan lainnya dalam

membatasi tingkat turbocarjer ke dalam motor diesel adalah :

1. Daya tahan (durability)

2. Jaminan mutu (reliability)

3. Ekonomisasi komsumsi bahan bakar (fuel economy)

Kenaikan tekanan dari tekanan maksimum ijin pada silinder dapat

bertambah. Tekanan masuk yang melebihi 2,5 atmosfer adalah sangat besar

sehingga untuk mengatasi beban yang terjadi, pendinginan harus direncanakan

dengan baik.

Batasan tekanan turbocarjer untuk motor diesel empat langkah dapat

diperoleh dengan ketentuan sebagai berikut :

• Low speed : (1,20 ÷ 1,35) atm absolut.

• Medium speed : (1,25 ÷ 2,20) atm absolut

BAB III

ANALISA TERMODINAMIKA

3. 1. Analisa Termodinamika pada Motor Bakar

Analisa termodinamika sangat penting bagi perhitungan motor bakar, dari

analisa ini akan diketahui kondisi motor bakar. Pada perencanaan ini akan

dilakukan perhitungan termodinamika dengan memakai turbocarjer.

Proses termodinamika dan kimia yang terjadi pada motor bakar torak

amatlah kompleks utuk dianalisis menurut tiori. Untuk memudahkan analisa kita

perlu mengadakan idealisasi. Makin ideal suatu keadaan makin mudah untuk

dianalisa, akan tetapi dengan sendirinya akan jauh menyipang dari dari keadaan

sebenarnya perlu diadakan idealisasi yaitu:

1. Proses pembakaran dan pertukaran gas dianggap konstan.

2. Proses kompresi dan ekspansi berlangsung secara isentropik (adiabatik &

reversibel).

3. Fluida kerja dianggap gas sempurna.

4. Pada sembarangan titik siklus kerja, tekanan dan temperatur fluida kerja

disemua bagian silinder sama.

Dari uraian diatas, maka akan dapat dianalisa kondisi dari setiap titik pada

siklus kerja. Dengan diperoleh hasil dari kondisi idealisasi, maka akan dapat

diperkirakan hasil dari proses sebenarnya dengan mengalikan hasil yang didapat

dari siklus ideal tersebut dengan suatu faktor yang menyatakan faktor yang

3. 2. Penetapan Siklus Termodinamika

Pada perencanaan ini siklus termodinamika yang dipakai adalah siklus

dual atau gabungan. Siklus gabungan merupakan siklus ideal bagi motor bakar

torak yang proses pembakarannya berlangsung pada kondisi yang mendekati

volume konstan dan terus berlanjut pada tekanan konstan. Dari siklus tersebut,

yang ditetapkan sebagai siklus ideal bagi motor bakar yang direncanakan disini

adalah motor diesel yang menggunakan injeksi langsung tanpa udara (airless

direct injection system) yang termasuk pada motor putaran tinggi, dalam hal ini

penginjeksian bahan bakar dimulai pada saat beberapa derajat sudut engkol

sebelum TMA, sehingga proses pembakarannya berlangsung seperti pada kondisi

yang mendekati siklus volume konstan. Penginjeksian bahan bakar dihentikan

pada saat beberapa derajat sudut engkol sesudah TMA sehingga proses

pembakarannya masih terus berlangsung walaupun torak sudah melewati TMA

[image:47.595.111.514.484.685.2]

seperti pada kondisi mendekati siklus konstan.

3. 3. Bahan Bakar

Jenis bahan bakar yang digunakan pada motor bakar diesel diseluruh

Indonesia adalah minyak solar yang diproduksi pertamina. Bahan bakar yang

baik merupakan hal yang memegang peranan penting dalam pengoperasian motor

bakar diperoleh pembakaran yang sempurna. Pada umumnya bahar bakar diesel

yang diproduksi pertamina adalah bahan bakar hidrokarbon rantai lurus, yaitu

heksadekana atau centana (C16H34).

Adapun yang menjadi dasar pemilihan dasar pertimbangan dalam

pemilihan bahan bakar untuk mesin diesel adalah :

1. Bahan bakar tidak mudah denotasi, bilangan centana tinggi.

Umumnya bahan bakar komersial yang diperdagangkan mempunyai nilai

centana 35÷55 (lit 2,hal.95). Pada perancangan ini diambil bahan bakar

angka centana 45.

2. Mempunyai viskositas tertentu.

3. Tidak mudah membentuk endapan.

4. Mudah terbakar atau menyalah.

Untuk motor bakar seperti pada perencanaan ini, bahan bakar yang

digunakan adalah bahan bakar ringan (light diesel oil). Bahan bakar yang dipilih

adalah jeis ofelin ( CnH2n+2) yaitu turunan alkuna dengan rumus kimia (C16H34).

Heksadekadena yang mempunyai sifat sifat:

• Berat molekul : 222 lb/lb mol

• Titik didih : 500 0F

• Massa jenis : 800 kg/ltr

• HHV : 9000 Btu/lb = 45757 kkal /kg

• LHV : 18225 Btu/lb = 42400 kkal/kg

3. 4. Faktor kelebihan udara

Proses pembakaran adalah suatu reaksi kimia yang cepat antara bahan

bakar (hidokarbon) dengan oksigen dari udara. Pada motor diesel penyalaan

bahan bakar itu tiada dimulai pada satu titik, tetapi terjadi dibeberapa tempat

dimana terdapat pencampuran bahan bakar ideal untuk pembakaran. Proses

pembakaran ini tidak terjadi sekaligus tetapi memerlukan waktu dan terjadi

beberapa tahap.

Proses pembakaran pada motor diesel adalah dengan sistim penyalaan

sendiri, tidak seperti pada motor bensin yang dibantu dengan nyala busi, maka

motor diesel memerlukan kelebihan udara yang lebih banyak untuk menjamin

kesempurnaan pembakaranya. Besarnya kelebihan udara ini dinyatakan dalam

suatu angka perbandingan antara jumlah udara yang dapat dimasukkan dalam

silinder pada langkah hisap dengan jumlah udara yang dibutuhkan untuk proses

pembakaran sempurna secara stokiometris, atau disebut dengan “ faktor kelebihan

udara (α) ”

Pada motor diesel jumlah pemasukan udara udara tiap siklus hampir sama

untuk variasi dan beban, sehingga kondisi perbandingan campuran bahan bakar

dan udara sepenuhnya tergantung pada pengaturan jumlah bahan bakar yang

diinjeksikan. Jumlah bahan bakar yang banyak diinjeksikan adalah pada kondisi

beban penuh (full load). Pada saat ini persentase udara berlebihan semakin kecil.

Maka untuk menjamin kesempurnaan proses pembakaaran pada kondisi beban

Untuk mengatasi kerugian akibat kurangnya udara, maka penggunaan

udara berlebih (exses air) mutlak merupakan keharusan dari jumlah udara teoritis

yang dibutuhkan. Dengan demikian diharapkan semua bahan bakar yang

diinjeksikan akan habis terbakar. Pemakaian udara berlebih ini tergantung pada

kondisi pembebanan .Besarnya faktor kelebihan udara adalah : 1,8÷2,1 (literatur

19 hal 204)

Makin kecil pembebanan, udara yang digunakan semakin besar.

Sebaliknya, semakin besar pembebanan, persentasi udara berlebihnya semakin

kecil. Untuk menjamin terjadinya pembakaran yang sempurna maka dalam

analisa termodinamika ini direncanakan exses air (e) yang digunakan adalah 100

% atau dengan kata lain mempergunakan 200 % udara teoritis.

3. 5. Perbandingan Bahan Bakar dengan Udara (F/A)

Pada motor diesel, perbadingan antara bahan bakar dengan udara berkisar

antara 0,014÷0,056 yang mana bila :

F/A < 0,014, Berarti bahan bakar yang diinjeksikan kurang dari

semestinya.

F/A < 0,056, Berarti udara tidak cukup melakukan pembakaran

sempurna atau bahan bakar tidak habis terbakar, hal ini

akan menyebabkan asap hitam pada gas buang

Perbandingan bahan bakar dan udara (F/A) diperoleh dari reaksi

pembakaran yaitu:

1 mo l Cn H m + (1+e).(n+0,25) mol O2 + 3,76.(1+e).(n+0,25) mol N2 = n mol

C16 H34 + (1+1)(16 +0,25 .34)O2 +3,76(1+1)(16 +0,25 .34) N2 = 16 CO2 +0,5 .34

H2 O + ( 1+1) (16 + 0,25 .34)O2 + 3.76 (1+e1)(16 +0,25 .34) N2

C16 H34 + 49 O2 + 184,24 N2 = 16 CO2 + 17 H2 O + 24,5 O2 + 92,12 N2

Dimana berat atom (BA) :

C = 12 gram

H = 1 gram

O = 16 gram

N = 14 gram

Maka:

1 mol C16 H34 = (1)(16) + 34.1 = 226 gram

47 mol O2 = (49)(2.16) = 1568 gram

176,72 mol N2 = (184,24)(2.14) = 5158,72 gram

Maka :

F/A =

2 2

34 16

N BeratO

H C Berat

+

=

72 , 5158 1568

226

+

= 0,0336

Terlihat bawah F/A yang diperoleh dari perhitungan nasih dalam range F/A

untuk motor bakar diesel, artinya untuk memakai F/A = 0,0336 secara teoritis

3. 6. Pemilihan Perbandingan Kompresi

Perbandingan kompresi pada motor bakar akan mempengaruhi efisiensi

termis dan tekanan efektif rata-rata yang dihasikan. Perbandingan kompresi yang

tinggi akan memberikan efisiensi dan tekanan efektif rata-rata yang tinggi.

Namun pemilihan perbandingan kompresi yang tinggi selalu dikaitkan dengan

kekuatan bahan (material) terhadap temperatur dan tekanan yang tinggi.

Sebenarnya tidaklah mudah mengambil suatu kesimpulan berapa

perbandingan kompresi yang tepat dalam perencanaan suatu motor diesel. Akan

tetapi dengan pertimbangan yang matang dapat diambil suatu nilai perbandingan

kompresi yang memberikan hasil yang optimal.

Adapun nilai perbandingan kompresi yang umum digunakan pada motor

bakar diesel adalah berkisar antara 12÷25. Bedasarkan pertimbangan diatas

perbandingan kompresi motor diesel dengan turbocajer. Hal ini bertujuan untuk

mencegah terjadinya tekanan maksimum yang terlalu tinggi serta memperringan

start mesin, serta menyangkut persoalan terhadap faktor pendinginan, kontruksi,

kekuatan material, serta umumnya. Pada perencanaan ini perbandingan kompresi

3. 7. Perhitungan Termodinamika

Pada motor diesel dengan menggunakan turbocarjer siklus termodinamika

yang digunakan dalam perhitungan adalah siklus tekanan terbatas (siklus dual).

[image:53.595.126.497.178.406.2]

Gambar 3.2 Diagram P-V ideal untuk siklus dual dengan memakai turbocarjer

Proses yang terjadi :

6a-1 : Langkah isap pada tekanan konstan

1-2 : Langkah kompresi isentropis

2-2a : Proses pembakaran pada volume konstan

2a-3 : Proses pembakaran pada tekanan konstan

3-4 : Langkah ekspansi isentropis

5a-6-6a-4a : Daerah yang mengambarkan kerja yang dilakukan oleh turbin dan

kompresor (turbocarjer ) untuk memuat udara tekanan P1.

3. 7. 1. Kondisi Udara Luar

Udara yang terhisap kompresor adalah udara luar (ambient) yaitu pada : T6 = 27 0 C = 300 K

P6 = 1 atm = 1,01325 x 10 5 N/m 2

Cp = 1,007 kJ/Kg K

C V = 0,72 kJ/Kg K

3. 7. 2. Temperatur Udara Pada Kompresor •Temperature udara keluar kompresor:

T6a = T 6 _

  



 ₊ − ₋ ) 1 (

1 1

1 k k com ad

ε η

Dimana:

ηad = Efisiensi adiabatik turbocarjer, untuk kompresor sentrifugal

dengan memakai turbocarjer.

= 0,70÷0,80

= 0.70 ditentukan

εcom = perbandingan kompresor = 6

P

P

sub

= (1,5÷2,2) untuk kompresor sentrifugal satu tingkat dengan

sistem turbocarjer

Maka:

T6a = 300

    

  

− + (1,7 − 1)

7 , 0

1

1 1,4

1 4 . 1

=361,38 K

• Tekanan keluar kompresor:

Psup = (1,7) (P6)

=1,7 (1.01325x 10 5 N/m 5)

= 1,7225 x10 5 N/m2

•Tekanan masuk ruang bakar:

P6a = Psup - ∆P

∆P = Penurunan tekanan pada pipa masuk.

= ( 0,03÷0,05) Psup

= 0,05 Psup (direncanakan)

= 0,05 (1,7225 x10 5) N/m 2

= 0,086 x10 5 N/m 2

Maka:

P6a = (1,7225 - 0,086) 10 5 N/m 2

= 1,63 10 5 N/m 2

Perhitungan termodinamika:

A. Proses 6a – 1 : Langkah isap tekanan konstan

a. Keadaan titik 6a

P6a =1,63 x 10 5 N/m2

b. Keadaan titik 1

T1 =

r r r

a T T

T T γ γ + + ∆ + 1 . 6 Dimana: r

γ = Koefisien gas sisa hasil pembakaran

= 0 untuk sistem turbocarjer

∆T = kenaikan temperatur akibat kontak diding silinder dengan piston

= 10÷20 K

= 20 K

sehingga:

T1 = (361,38+20) K

= 381,61

P1 = P6a = 1,636 x 10 5 N/m 2

Dari persamaan gas ideal:

P1V1 = R T1 Dimana : R konstanta gas = 29,3 m3 kj /kg K

V1 = X 0,6m /kg

636 , 1 61 , 381 3 ,

29 = 3

udara

Dari table gas untuk T1 = 381,61 (dengan Interpolasi) diperoleh:

Entalpi(h1 ) = 382,29 kj/kg udara

Energi dalam (u1) = 272,77kJ/kg Udara

Tekanan (Pr1) = 3,225 N/m 2

B. Langkah Kompresi Isentropis dan r V V V V r r 2 1 2

1 = = =

2 1 P P r2 r1 P P

untuk perbandingan kompresi (r) = 18 Diperoleh:

V2 =

r V₁ = 18 7 , 0

= 0,03 m 3/kg udara

Vr2 =

r Vr1 = 18 98 , 33

=1,887m3 /kg udara

Untuk Vr2 = 1,887 dari table gas dengan cara interpolasi diperoleh:

T 2 = 1102 K

h 2 = 1163 ,87

u2 = 847,868

Pr2 = 167,67

Tekanan pada titik 2 (P2) adalah:

P2 = r2 r1 P P

x P1 =

3.225 167,67

x 1.636 x105

= 75,54 x105 N/m2

C . Proses (2-2a-3 ) Langkah Pembakaran

Pada kondisi ini proses pembakaran berlangsung pada volume konstan

(proses 2-2a). Kemudian disusul dengan pembakaran pada tekanan konstan

(proses 2a-3). Untuk memungkinkan berlangsungnya proses pembakaran dari

kondisi 2 sampai 3, harus memnuhi persamaan energi untuk aliran stasioner,

3 3 3 2 3 3 3 2 2 2 2 2 . . Ep Ep Ep Ek j v P u J W Q Ep Ek j v P

u + + + + − = + + + + +

Dimana:

U = Total energi dalam (kJ/kg)

j v P2. 2

= kerja aliran

Ek = Enegi kinetik (kJ/kg)

EP = Energi potensial (kj/kg)

Dengan idealisasi:

• Proses pembakaran berlangsung secara adiabatik.

• Perubahan energi aliran dianggap nol.

• Energi kinetik dianggap konstan, Ek2 = Ek3

• Energi potensial dianggap konstan, Ep2 = Ep3

Maka persamaan diatas menjadi:

Dimana:

2

u = u_s +u bb

= Total energi pada titik 2

s

u = energi sensibel udara

bb

u = energi dalam bahan bahan bakar

j W

= kerja yang terjadi selama proses pembakaran

J = faktor pengubah satuan = 102 3

2 U

Sehingga:

U3 = u_s + ubb

(

)

J v v p_{3 3} − ₂

U3 +

J v p₃. ₃

= u_s +ubb

J v p_{3 2}

Sedangkan:

U3 +

J v p₃. ₃

= h3 (entalpi)

Jadi:

h3 = u_s + ubb

J v p_{3 2}

Analisa Produk (bahan bakar + udara)

Satu (1) kg udara mengandung = x kg udara dan y kg bahan bakar.

Dalam hal ini diketahui F/A = 0,336 yang berarti untuk membakar 0,0336 kg

bahan bakar dibutuhkan 1 kg udara + 0,336 kg bahan bakar = 1,336 kg produk

atau 1 kg gas hasil pembakaran akan terdapat.

- berat udara : Mu =

0336 , 0 1

1

+ x 1 = 0,967 kg

- berat bahan bakar:Mbb =

1 967 , 0 1−

= 0,0325 kg

maka diperoleh :

= 0,967 .847,868

= 819,88 kJ/kg campuran

ubb = Mbb LHV

= 0.0325 x 45357

= 1474,10 kJ/kg campuran

Pada proses ini tekanan pembakaran mancapai harga maksimumnya,

dimana untuk motor diesel dengan injeksi tampa udara dan putaran tinggi harga

tekanan ini berkisar (75÷ 110 ) atm dan untuk supercarjer biasa mencapai 140

atm (lit. 13, hal 49).

Pada proses ini juga terdapat suatu harga perbandingan kenaikan tekanan

(λ), yakni, λ= P2a /P2, yang untuk motor diesel dengan sistem pengabutan

mekanis harga λ berkisar 1,7 ÷2,2 (lit. 13, hal. 50).

Dengan memperhatikan rentang harga tekanan maksimum diatas serta

usaha untuk mendapatkan tekanan akhir pembakaran yang optimum, maka

diambil harga λ = 2 sehingga:

P2a = λ.P2

= 2 x 75,45 N/m2

= 150,09 x 105 N/m2

P2a = P3 = 150,09 x 105 N/m2

Sehingga:

h3 = us +ubb

J v p_{3 2}

Maka:

h3 = 819,88 +1407,68 +

102 03 , 0 10 09 ,

150 x 4x

= 2294,02 kJ/kg campuran

= 67214,68 kJ/kg mol

Untuk h3 = 67214,68 kJ/kg mol diperoleh:

T3 = 2033 K

Pr3 = 2225,92 N/m2

Vr3 = 2,621 m3/kg

U3 = 1711,02 kJ/kg

Besarnya volume gas pada titk 3 adalah:

V3 = 3 3 3 P T R

= ₄

10 09 , 150 2033 3 , 29 x x

= 0,039 m3/kg campuran

V3 = 0,040 m3/kg udara

D. Proses (3-4) Langkah Ekspansi Isentropis

3 4 3 4 3 4 3 4 r r r r P P P P dan V V V V = =

sedangkan V4 = V1 =0,60 m3/kg udara

Vr4 = 3 4

V V

x Vr3 =

= 33,15 m3/kg

dari tabel gas untuk Vr4 =33,15 m3/kg

T4 = 385,96 K

h 3 =387,04 kJ /kg

u4 = 276,25 kJ/kg

P r4 = 3,341 N/m2

Maka:

P4 = P₄

4 r

P

x P3 =

5 10 x 150,09 x 2225,42 314 , 3

= 0,2253 x105 N/m2

E. Proses (4-4a) Langkah Idealisasi Isentropis

Langkah ini merupakan lanjutan dari proses isentropis (3-4) yang

dinyatakan sebagai usaha semu, dimana tekanan gas akhir pembakaran

diidealisasikan sama dengan tekanan udara masuk (P1). Disini berlaku

hubungan: 4 4a 4 4 P P P = r a r P 4a

P = P1= 1,636 x 105

= ₅

5 10 2253 , 0 341 , 3 . 10 636 , 1 x x

= 24,26 N/m2

Untuk harga Pr4a= 24,26 N/m 2 4 4 4 4 r a r a

r xP

T4a = 672K

P4a = 1,636 x105 N/m2 Vr4a = 77,47 m3/kg

h 4a = 683,21 kj/kg

u4a = 490,2 kJ/kg

F. Kerja Ideal Tiap Siklus

Kerja ideal tiap siklus diperoleh dengan rumus sebagai berikut:

Wid = W1-2 + W2-3 + W3-4 + W 4-1

Dimana :

W1-2 = (u1-u2).( Isentropik Q1-2 = 0)

= 272,77- 847,868

= -575,09 kJ/kg udara

W2-3 =

(

)

102 10 0,03 -0,040 150,09 )

( 4

3 2

3 x

J v v P

= −

= 147,14 kJ/kg

W3-4 = (u3-u4) k

Dimana:

k = jumlah campuran bahan bakar dengan udara

= 1+F/A = 1+0,036

= 1.0336

W3-4 = (1711 – 276,25) x 1,0336

W4-1 = 0 (Isovolum)

Maka :Wid = (-572,09 + 147,14 + 1487)

= 1061,492 kJ/kg udara

G. Kerja Indikator Tiap Siklus

Kerja indikator adalah kerja yang terjadi dalam silinder persiklus. Pada

pengertian grafis adalah luas dari diagram sebenarnya yaitu:

Wind = Wid x faktor diagram

Faktor diagram adalah faktor yang menyatakan perbandingan antara kerja

persiklus yang sebenarnya dengan teoritis.untuk motor diesel 4 langkah harga

faktor diagram berkisar antara (90,95 – 0,97).

Dalam perencanaan ini diambil fd = 0.95, sehingga :

Win = 1061,442 x 0,95

= 793,80 kJ/kg

H. Harga Efektif

Harga efektif adalah kerja yang dihasilkan motor setelah mengatasi

kerugian mekanis yang ditentukan melalui hubungan :

Weff = Wind x ηm

Dimana :

η m = efisiensi mekanis untuk otor diesel 4 langkah berkisar (0,78- 0,8)

diambil = 0,8

Weff = 1008,36 x 0,8

I. Efisiensi Termal Ideal (ηth-id)

Efisiensi termal ideal dapat diperoleh dari persamaan:

η th-id = bb id Q W Dimana; bb

Q = F/A x LHV

= 0,0336 x 45357

= 1523,9 kj/kg

ηth-id = 100%

59 , 1523 36 , 1008 x

= 66,18 %

J. Efisiensi Termal Indikator (ηth−ind)

Efisiensi termal indikator dapat diperoleh dengan persamaan :

ind th−

η = η th-id . fd

= 66,16 . 0,95

= 62,85 %

K. Efisieni Termal Efektif (η_th−ef)

Efisieni Thermal Efektif diperoleh dengan persamaan :

ef th−

η = η_th−ind .

(

)

(

m kgudara

)

v v udara kg kJ W_ind / / 3 2 1−

= 62,85 . 0,8

L. Tekanan Indikator Rata-rata ( Pind)

Tekanan indikator rata-rata dapat diperoleh dengan persamaan :

Pind =

(

(

)

)

udara kg m v v udara kg kJ W_ind / / 3 2 1− =

(

)

4 2 10 . 03 , 0 6 , 0 10 . 36 , 1008 −

= 17,68 . 105 N/m2

= 176,80 . 104 N/m2

M. Tekanan Efektif Rata-rata

Tekanan efektif rata-rata diperoleh dari persamaan :

Pef = Pind . η_m

= 176,80 . 104 . 0,8

= 141,44 N/m2

N. Pemakaian Bahan Bakar Spesifik (Bsfc)

Pemakaian bahan bakar spesifik adalah jumlah bahan bakar yang

dipakai dalam 1 jam per HP, yaitu :

Bsfc =

LHV K

eff th− . η

Dimana :

K = Konstanta ekivalen = 2688,4 kJ/HP jam

LHV = Nilai pembakaran bawah bahan bakar

= 45357 kj/kg bb

Bsfc =

3. 8. Perhitungan Thermodinamika Turbin dan Kompresor Turbocarjer Dalam perhitungan termodinamika, hasil yang diperoleh akan

menyimpang dari siklus idealnya, hal ini terjadi karena ada faktor-faktor yang

mempengaruhi yaitu:

• Adanya penurunan tekanan pada proses pembakaran dalam ruang bakar,

jadi tidak pada garis isobar.

• Kompresi dalam kompresor dan ekspansi dalam turbin tidak isentropik

karena adanya kerugian-kerugian.

• Rasio panas tidak 100 % yaitu proses pembakaran didalam ruang bakar

tidak sempurna.

• Adanya gesekan pada sekat antara kompresor dan turbin.

• Panas spesifik dari fluida kerja bukanlah udara saja melainkan gas

pencampuran udara dan bahan bakar.

Jadi secara gambar diagram, siklus kerja dari turbin dan kompresor dapat dilihat

[image:68.595.140.483.92.239.2]

.

Gambar 3.3 Diagram P-V dan diagram T-s Turbin dan kompresor

Keterangan gambar :

T01 = Temperatur masuk kompresor T03 = Temperatur masuk Turbin

T02 = Temperatur keluar kompresor T04 = Temperatur keluar Turbin

P01 = Tekanan masuk kompresor P03 = Tekanan masuk Turbin

3. 8. 1. Rasio Kompresi Kompresor dan Rasio Ekspansi Turbin Turbocarjer

Untuk memperoleh nilai rasio kompresi dan rasio ekspansi turbin

[image:69.595.151.468.161.542.2]

turbocarjer dapat dipergunakan gambar dibawah ini :

Gambar 3.4 Faktor kompresi dan ekspansi adiabatis

Keterangan gambar :

Yc = Faktor kompresi adiabatis = 1 P

P 1

01

02 −

    k−

k

Yt = Faktor kompresi adiabatis = k k 1 03 04 P P 1 −     −

Yc dapat dicari dengan menggunakan gambar 3.6 diatas dengan rumus :

Yc = 1

P P 1 01 02 −     k−

k

=

( )

1,7 1,4 1

1 4 , 1 − − = 0,14

Untuk turbocarjer dimana kurva karakteristik kompresor dan turbin dihubungkan

bila kompresor dan turbin berada pada satu sumbu dan putaran yang sama dapat

ditulis :         01 T n = 2 1 01 03 03 . T n             T T

Untuk mc = mt, persamaan dengan mudah diubah jika daya kompresor dan daya

turbin dipersamakan :

h02 – h01 = ηm

(

h03−h04

)

atau dengan model gas ideal :

cpc (T02 – T01) = η_m.c_pv.

(

T₀₃−T₀₄

)

jadi : 1 P P 1 01 02 −     k−

Untuk turbocarjer aliran tetap (steady flow) persamaan daiatas dapat juga ditulis :

(

)

( )

1

. . . . . A F 1 1 . . . C 03 01 pc = + + k t t pt i c Y T C F Y T η η Dimana :

Cpc = 0,24 Btu/lbm 0R

Cpc = 0,27 Btu/lbm 0R

Yc = 14 Btu/lbm 0R

Fi = 0 (untuk motor diesel Fi = 0, (karena pada langkah isap yang masuk ke dalam

silinder adalah udara murni).

F/A = 0,0336

T01 = 540 0Rankine

T03 = 672 K = 1209,6 0Rankine

t

η = 0,8

c

η = 0,8

Maka :

Yt =

Dari gambar 3.6, untuk Yt = 0,07 diperoleh : 03 04 P P = 0,78 04 03 P P = 78 , 0 1 = 1,28

Dari perhitungan termodinamika untuk motor bakar dengan turbocarjer, pada

langkah idealisasi diperoleh nilai tekanan dan temperatur gas merupakan kondisi

awal masuk turbin. Tekanan masuk turbin (P03) = 1,6363 x 105 N/m2 dan

temperatur masuk turbin T03 = 672 K, maka :

P04 =

28 , 1 03 P = 28 , 1 10 6363 ,

1 x 5

= 1,27 x 105

Pada proses ekspansi berlaku persamaan :

Yc = 03 04 T T = k k P P 1 03 04 −    

T04 = 672 x 1,33 1 33 , 1 78 , 0 −

3. 8. 2. Jumlah mol total hasil pembakaran (Mg)

Untuk bahan bakar C16H34 Persentase setiap unsur yang dikandungnya

adalah:

C = 192/226 x 100 % = 84,955

H = 34/226 x 100 % = 15,045

Sedangkan persentase O2 dan N2 dalam volume diudara adalah :

O2 = 21 %

N2 = 79 %

Jumlah hasil pembakaran 1 kg bahan bakar adalah :

• Uap air : M H2 O = 0,15045/2 = 0,0752 mol/kg.bb

• Karbondioksida: M C O2 = 0,8495/12 = 0,070 mol/kg.bb

• Nitrogen : M N2 = 0,79. α . L’o ……….. (Lit.13, hal.37)

Dimana, α = koefisien kelebihan udara (stokiometri) = 1,7

L’o = Jumlah udara teoritis yang diperlukan untuk pembakaran bahan bakar 1 kg

: = _      _{+ −} 32 4 12 21 , 0

1 C H Of

=

  

 _{+ −0}

4 1504 , 0 12 8495 , 0 21 , 0 1

= 0,516 mol/kg.bb

Sedangkan jumlah udara aktual yang dibutuhkan untuk pembakaran 1 kg bahan

bakar dipengaruhi oleh adanya faktor kelebihan udara yaitu :

L’ = α . L’0 mol/kg

Dimana, α = 1,7 ………. (Lit.13, hal.38)

L’ = 0,877 mol/kg

MN2 = 0,79 x 1,7 x 0,516

= 0,6929 mol/kg.bb

• Oksigen : MO2 = 0,21 . (α – 1) . L’0

= 0,21 x (1,7 – 1 ) . 0,516

= 0,0758 mol/kg.bb

Jadi jumlah mol hasil pembakaran adalah :

Mg = MH2O + MCO2 + MN2 + MO2

= 0,0752 + 0,070 + 0,6929 + 0,0758

= 0,913 mol/kg.bb

Jumlah massa aliran gas masuk turbin dapat dihitung melalui persamaan :

Weg =

(

)

3600 '. . .

. i i a

c

M L N F S

∆ +

µ kg/det

Dimana :

Weg = Laju aliran gas buang melalui turbin (kg/det)

µ = perubahan molar gas (koefisien perubahan molar gas)

∆Sc = koefisien udara pembilasan, untuk mesin dengan turbocarjer (koefisien

udara pembilasan nilainya : 0,06 ÷ 0,2) ……… (Lit.13, Hal.209)

Direncanakan nilainya 0,07

Fi = Konsumsi bahan bakar indikator (kg/hr.hp)

Ni = Daya indikator (HP)

L’ = Jumlah udara aktual yang dibutuhkan (mol/kg)

Ma = Berat molekul udara sebesar 29,95 kg/mol

0 µ = α . '0 L Mg = 7 , 1 . 516 , 0 913 , 0 = 1,04 µ =

(

)

r r g l M γ γ α + + 1 . ' / ₀ dimana : r

γ = Koefisien gas sisa yang menyatakan perbandingan antara jumlah mol gas

yang tersisa setelah langkah buang dengan jumlah mol udara yang masuk pada

langkah isap = 0 ( untuk motor 4 langkah ) ………. (Lit.13, Hal.204)

µ = 1,04

Mc = 0,516 mol/kg.bb

Fi = Bsfc . η_m ………. (Lit.13, Hal.204)

= 0,117 x 0,8

= 0,0936 kg.bb/HP jam

∆Sc = Koefisien akses udara pembilasan

= 0,06 ÷ 0,2

= 0,1 (direncanakan)

Ni = Daya indikator

= m

e

N

η ………. (Lit.13, Hal.209)

= 121/0,8

= 151,25 HP ………. (Lit.13, Hal.209)

Ma = Berat molekul udara

Weg = (1,04 + 0,1) . 3600 516 , 0 25 , 151 0936 ,

0 x x

= 0,063 kg/det

3. 8. 4. Daya Turbin

Besarnya daya turbin dapat dihitung melalui persamaan :

Nt = Weg (T03 – T04)

= Weg . Cpt . (T03 – T04)

=               − − k k t pt eg P P T C W 1 03 04 03.1 . . . η = v 75 1 . 1 . . .. . 1 . 1 03 04 03               − − − k k t eg P P T R k k W η

………. (Lit.13,

Hal.238)

Dimana :

K = eksopen dari ekspansi gas dalam turbin = 1,33

R = konstanta gas = 287 J/kg.K ≈29,3 m.kg/kg.K

T03 = Temperatur gas buang masuk turbin = 672 K

78 , 0 03 04 = P P

= 0,7 ÷ 0,9

= 0,8 (dipilih) ………. (Lit.13, Hal.241)

Maka :

Nt = 0,067.

1 33 , 1 33 , 1

− x 29,3 x 0,8 x 672 x 1,33 1 33 , 1 78 , 0 1 − − x 75 1

= 3,39 HP

3. 8. 5. Jumlah Massa Aliran Udara Masuk Kompresor

Jumlah massa aliran udara masuk kompresor dapat dihitung melalui

persamaan :

Wk =

(

)

3600 '. . . .

1 i i a

c M L N F S ∆ + =

(

)

3600 95 , 28 877 , 0 25 , 151 0936 , 0 . 1 , 0

1+ x x x

3. 8. 6. Daya Kompresor

Besarnya daya kompresor dapat dihitung melalui persamaan :

Nk = RT W

[ ]

HP

k

k k k

k k 75 . 1 . . 1 1 01       −     − − ε

η ………….. (Lit.8, Hal. 237)

Dimana :

K = eksponen politropis untuk kompresi dari kompresor = 1,4

T01 = Temperatur udara luar = 300 K

k

η = Efisiensi kompresor

= ηadxηm

ad

η = efisiensi adiabatis kompresor = 0,8

m

η = efisiensi mekanis kompresor

= 0,89 ÷ 0,90

= 0,90 (direncanakan)

k

η = 0,8 x 0,9

= 0,72

ε

= perbandingan tekanan ( pressure ratio) dari kompresor (Psup/P0)

= 1,6

Sehingga :

k

η = 0,067 x

75 1 . 1 6 , 1 72 , 0 300 3 , 29 . 1 4 , 1 4 ,

1 1,4

1 4 , 1         −     − − x

isiensi adiabatis kompresor =

0,8

3. 8. 7. Putaran Turbin dan Kompresor

[image:79.595.147.465.123.437.2]

(Lit.6, Hal. 270)

Gambar 3.5 Operasi Turbocarjer pada keadaan tunak (Steady state)

dimana 01 03

T T

konstan

Keterangan :

P01 = Tekanan masuk kompresor (bar)

P02 =