Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Memanfaatkan Gas Buang Dari Satu Unit Turbin Gas Dengan Daya 117,5 MW

(1)

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

SKRIPSI

SISTEM PEMBANGKIT TENAGA

PERANCANGAN HEAT RECOVERY STEAM

GENERATOR (HRSG) DENGAN MEMANFAATKAN

GAS BUANG DARI SATU UNIT TURBIN

GAS DENGAN DAYA 117,5 MW

Skripsi Yang Diajukan Untuk Melengkapi Syarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik

JANUAR BARU SIDAURUK NIM. 04 0401 050

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

MEDAN

(2)

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur penulis panjatkan kepada Tuhan Yang Maha Esa atas

berkat dan kasih- Nya penulis dapat menyelesaikan skripsi ini. Skripsi ini dibuat

untuk memenuhi syarat untuk memperoleh tugas sarjana di Departemen Teknik

Mesin Universitas Sumatera Utara.

Adapun sikripsi ini diambil dari bidang mata kuliah Sistem Pembangkit

Tenaga dengan judul “ Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG)

dengan Memanfaatkan Gas Buang dari Satu Unit Turbin Gas dengan Daya 117,5

MW ”, dengan data yang dikumpulkan dari PT. PLN Sumatera Bagian Utara.

Dalam menyelesaikan sikripsi ini penulis banyak mendapat bimbingan dan

dukungan dari dosen pembimbing bapak Ir. Mulfi Hazwi,M. SC. dan teman-

teman di Derpartemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara, baik berupa

saran dan nasehat serta ilmu pengetahuan.

Pada kesempatan ini, penulis mengucapkan terima kasih yang sebesar-

besarnya kepada:

1. Kedua orang tua tercinta Ayahanda S. Sidauruk dan Ibunda P. Br. Sitorus

yang telah berjuang untuk membimbing dan memberi yang terbaik buat

penulis.

2. Bapak Ir. Mulfi Hazwi, M. SC. selaku dosen pembimbing yang telah

meluangkan banyak waktu serta menyumbangkan ilmu dan nasehat

kepada penulis sepanjang mengerjakan tugas sarjana ini hingga selesai.

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

Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.

4. Bapak/ Ibu dosen di Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik

Universitas Sumatera Utara.yang telah mendidik penulis sepanjang kuliah.

5. Bapak/ Ibu staf pegawai yang telah menolong penulis sepanjang kuliah di

Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara.

6. Kakak dan adik – adik saya; Hertika R. S, S. Th, Hadriani S, Yokhebet M

yang telah mendukung penulis.

7. Rekan- rekan mahasiswa Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas

(3)

mendukung dan membantu penulis dalam perkuliahan dan pengerjaan

sikripsi ini.

8. B’Rendra, B’Herbet, juga kawan – kawan dari Parsadaan Mahasiswa

Samosir (PAMASA) yang telah mendukung penulis baik melalui doa dan

buah pikiran selama kuliah dan pengerjaan sikripsi ini.

Penulis mengharapkan saran dan kritik yang membangun dari pembaca

guna mendukung penyempurnaan tugas sarjana ini. Atas saran dan kritik yang

diberikan penulis ucapkan terima kasih.

Medan, Februari 2009

Penulis,

(4)

DAFTAR ISI

Halaman

KATA PENGANTAR ... i

DAFTAR ISI ... iii

DAFTAR NOTASI ... vi

DAFTAR GAMBAR... ix

BAB I. PENDAHULUAN. 1.1. Latar Belakang ... 1

1.2. Tujuan Penulisan ... 1

1.3. Batasan Masalah ... 2

1.4. Metode Penulisan ... 2

BAB II. TINJAUAN PUSTAKA. 2.1. Pengertian Siklus Gabung ... 3

2.2. Siklus Turbin Gas ... 5

2.3. Heat Recovery Steam Generator ( HRSG) ... 9

2.3.1. Komponen Utama HRSG ... 9

2.3.2. Peralatan Bantu HRSG... 10

2.4. Alat Penukar Kalor ... 11

2.5. Proses Pembentukan Uap ... 13

BAB III. PERHITUNGAN TERMODINAMIKA. 3.1. Spesifikasi Teknis Perancangan ... 14

3.2. Analisa Termodinamika Turbin Gas ... 14

3.2.1. Kompresor ... 15

3.2.2. Turbin Gas ... 16

3.2.3. Proses Pada Ruang Bakar ... 18

3.2.4. Efisiensi Thermal ... 18

3.2.5. Generator ... 19

3.2.6. Laju Aliran Massa Udara Dengan Bahan Bakar ... 20

(5)

3.3.1. Perhitungan Uap ... 21

3.3.2. Kesetimbangan Energi ... 26

3.3.3. Superheater ... 27

3.3.4. Evaporator ... 28

3.3.5. Ekonomiser ... 28

3.3.6. Preheater ... 29

3.4. Spesifikasi HRSG Yang Direncanakan ... 29

3.5. Daya Yang Dibangkitkan HRSG ... 30

BAB IV. UKURAN- UKURAN UTAMA HRSG. 4.1. Perhitungan Parameter Pipa Superheater ... 32

4.1.1. Koefisien Perpindahan Panas Dalam Pipa ( h_i) ... 35

4.1.2. Koefisien Perpindahan Panas Luar Pipa ( h_o) ... 37

4.1.3. Pemilihan Pipa Superheater... 43

4.1.4. Koefisien Pindahan Panas Menyeluruh ... 46

4.1.5. Luas Bidang Pindahan Panas ... 46

4.2. Perhitungan Parameter Pipa Evaporator ... 47

4.2.1. Koefisien Perpindahan Panas Dalam Pipa ( hi) ... 50

4.2.2. Koefisien Perpindahan Panas Luar Pipa ( h_o) ... 51

4.2.3. Pemilihan Pipa Evaporator ... 56

4.3. Perhitungan Parameter Pipa Ekonomiser ... 60

4.3.1. Koefisien Perpindahan Panas Dalam Pipa ( hi) ... 62

4.3.2. Koefisien Perpindahan Panas Luar Pipa ( ho) ... 64

4.3.3. Pemilihan Pipa Ekonomiser ... 68

4.4. Perhitungan Parameter Pipa Preheater ... 72

4.4.1. Koefisien Perpindahan Panas Dalam Pipa ( h_i) ... 75

(6)

4.4.3. Pemilihan Pipa Preheater ... 81

4.5. Perhitungan Penurunan Tekanan Pada Komponen Utama HRSG 85

4.6. Perhitungan luas penampang HRSG ...86

4.7. Cerobong HRSG...88

4.8. Efisiensi ...89

BAB V. KESIMPULAN DAN SARAN.

5.1. Kesimpulan ... 90

5.2. Saran ... 93

(7)

DAFTAR NOTASI

Notasi Arti Satuan

A Luas Permukaan Perpindahan Panas. 2

m

Aa Luas Penampang Aliran. m 2

Ac Luas Penampang Pipa Bagian Dalam. m 2

AFR Perbandingan Udara Dan Bahan Bakar. -

Af Luas Permukaan Sirip. m 2

Ah Luas Total Permukaan Yang Menyerap Panas. m 2

Rw Tahanan Konduksi Pipa. 0C/W

Ai Luas Pipa Bagian Dalam. m 2

Ap Luas Permukaan Sirip Primer. m 2

p

C Kalor Jenis Pada Tekanan Konstan. J/kg. K

De Diameter Sirip. m

Di Diameter Dalam Pipa. m (inch)

Do Diameter Luar Pipa. m (inch)

Dh Diameter Hidrolik Pipa. m

DN Diameter Nominal. (inch)

h Enthalpi Jenis. kJ/kg

hi Koefisien Konveksi Bagian Dalam Pipa. W/m2.0C

ho Koefisien Konveksi Bagian Luar Pipa. W/m oC

k Konduktivitas Thermal. W/m oC

l Panjang Sirip. m

L Panjang Pipa. m

f

l Jarak Dua Buah Pipa. m

LMTD Beda Suhu Rata-Rata Logaritma. oC

LHV Nilai Kalor Bahan Bakar. kJ/kg

(8)

m



f Laju Aliran Massa Bahan Bakar. kg/s

m g Laju Aliran Massa Gas Buang. kg/s

u

m Laju Aliran Massa Uap. kg/s

n Jumlah Pipa Dalam Satu Baris. -

N Jumlah Lintasan. -

Nf Jumlah Sirip Perbatang -

NG Daya Semu Turbin. kVA

Nu Bilangan Nusselt. -

P Tekanan. Bar

P Daya Nyata Generator. W

Pr Bilangan Prandtl. -

PT Daya Turbin. kW

PT Daya Yang Disuplai Turbin ke Generator. kW

Q Laju perpindahan Kalor. J/s

ECO

Q KalorYang Dihasilkan Ekonomiser. kW

EVA

Q KalorYang Dihasilkan Evaporator. kW

PRE

Q KalorYang Dihasilkan Preheater. kW

q rb Kalor pada Ruang Bakar kJ/kg

SH

Q Kalor Yang Dihasilkan Superheater. kW

Re Bilangan Reynold. -

re Jari-Jari Luar Pipa Bersirip. m

ri Jari-Jari Dalam Pipa. m

ro Jari-Jari Luar Pipa. m

rp Rasio Tekanan. -

rpk Perbandingan Tekanan Pada Kompresor. -

S Tegangan Tarik Izin. N/m2

SD Jarak Diagonal. m

SL Jarak Longitudindal dua Buah Pipa. m

ST Jarak Tranversal Dua Buah Pipa. m

t Tebal Pipa. m (inch)

(9)

Ta Teperatur Gas Buang Masuk Evaporator. oC

Tb Teperatur Gas Buang Masuk Superheater. oC

Tg Temperatur Gas Buang. oC

∆T2 Beda Suhu Maksimum. oC

∆T1 Beda Suhu Minimum. oC

U Koefisien Perpindahan Panas Total. W/m2 oC

v Volume Jenis Fluida. m3/kg

Vg Kecepatan Gas. m/s

V g maks Kecepatan Gas Maksimum Rangkuman Pipa. m/s

Vu Kecepatan Uap. m/s

WK akt Kerja Kompresor Aktual. kJ/kg

WP Kerja Pompa kJ/kg

WT akt Kerja Turbin Aktual. kJ/kg

X Kualitas Uap. -

f

η Efisiensi Sirip. %

G Efisiensi Generator. %

HRSG Efisiensi HRSG. %

o Efektifitas Sirip. -

th Efisiensi Thermal. %

rb Efisiensi Ruang Bakar. %

T Efisiensi Turbin. %

tr Efisiensi Transmisi. %

µ Viskositas Dinamik Fluida. kg/m.s

ρ Massa Jenis Fluida. kg/m3

γ Perbandingan Kalor Spesifik. -

(10)

DAFTAR GAMBAR

Gambar Nama Gambar

Halaman

2.1. Pembangkit Daya Siklus Gabungan. 4

2.2. Siklus Turbin Gas Terbuka. 5

2.3. Diagram T- s. 6

2.4. Diagram P- V. 6

2.5. Penukar Kalor Pipa Ganda. 10

2.6. Distribusi Temperatur Pada Alat Penukar Kalor. 11

2.7. Distribusi Temperatur Pada Evaporasi. 12

2.8. Instalasi Siklus Gabung 13

3.1. Diagram Alir Turbin Gas. 14

3.2. Diagram T- s. 15

3.3. Segi Tiga Daya Pada Generator. 19

3.4. Profil Diagram Temperatur Gas Buang dan Uap. 22

3.5. Diagram T- s yang Direncanakan. 24

3.6. Diagram Analisa Kesetimbangan Energi. 26

3.7. Siklus Gabungan yang Direncanakan. 30

4.1. Sket Aliran Uap dan Gas Pada Superheater. 32

4.2. Sketsa Rancangan Pipa- Pipa Superheater. 34

4.3. Susunan Pipa Selang - Seling. 36

4.4. Penampang Pipa Bersirip. 39

4.5. Profil Luas Penampang Area Superheater. 40

4.6. Grafik Efisiensi Sirip. 42

4.7. Sket Aliran Uap dan Gas Buang Pada Evaporator. 46

4.8. Sketsa Rancangan Pipa- Pipa Evaporator. 48

4.9. Susunan Pipa Selang- Seling. 50

(11)

4.12. Susunan Pipa Selang- Seling Ekonomiser. 63

4.14. Sket Aliran Uap dan Gas Buang Pada Preheater. 72

4.15. Susunan Pipa Selang-Seling Preheater. 76

(12)

BAB I

PENDAHULUAN

1.1.Latar Belakang

Sepanjang sejarah manusia, kemajuan terbesar dalam kehidupan manusia

adalah meningkatnya kebutuhan energi, akan tetapi persediaan energi fosil

semakin menipis.

Energi alternatif seperti surya, geothermal, nuklir merupakan energi

andalan di masa yang akan datang. Tetapi dalam perjalannya, energi altrnatif sulit

untuk diterapkan karena membutuhkan biaya yang besar. Dalam hal ini alternatif

lain dapat ditempuh dengan cara meningkatkan efisiensi suatu mesin sehingga

dapat menghasilkan daya dengan pemakaian bahan bakar yang relatif lebih

sedikit.

Dalam kaitannya dengan hal diatas, pada skripsi ini direncanakan

pemamfaatan gas buang dari satu unit turbin gas dengan daya 117,5 MW dengan

menggunakan HRSG ( Heat Recovery Steam Generator ).

Turbin gas dengan efisiensi dibawah 33 % menggunakan gas hasil

pembakaran di ruang pembakaran sebagai fluida kerja. Sesudah diekspansikan

didalam turbin gas untuk menghasilkan daya, gas asap meninggalkan turbin gas

pada tekanan atmosfer, tetapi pada suhu tinggi, yaitu biasanya diatas 500oC (Lit. 3

hal 510). Energi panas yang terkandung dalam gas asap ini tidak dapat

dimanfaatkan secara langsung, tetapi masih dapat dimanfaatkan sebagai sumber

energi untuk menghasilkan uap, pada tekanan dan suhu yang cukup tinggi uap

dapat digunakan sebagai fluida kerja pada siklus uap.

Dengan pemanfaatan sebagian energi terbuang dari turbin gas dan

mengkorversikan menjadi kerja ( turbin uap ) dengan menggunakan HRSG yang

dikenal dengan siklus gabungan dapat meningkatkan efisiensi termis.

1.2.Tujuan Penulisan

Secara umum tujuan penulisan ini adalah untuk merencanakan satu unit

HRSG, dimana uap yang dihasilkan dimanfaatkan untuk menggerakkan turbin

(13)

Tujuan khusus penulisan ini adalah untuk mengetahui performansi dari

HRSG secara teoritis serta menentukan dimensi komponen-komponen utama dari

HRSG tersebut.

1.3.Batasan Masalah

Dalam tugas ini dirancang sebuah HRSG ( Heat Recovery Steam

Generator ) yang memanfaatkan gas buang dari turbin gas dengan daya 117,5

MW , dimana uapnya mensuplai uap panas lanjut untuk sebuah turbin uap.

Adapun pembahasan meliputi :

1. Perhitungan Termodinamika / Neraca kalor dan pemanas tambahan.

2. Perhitungan daya yang dihasilkan HRSG.

3. Perhitungan ukuran utama HRSG yaitu ukuran – ukuran pipa dan

bahan Preheater, Ekonomiser, Evaporator, Superheater.

4. Gambar penampang HRSG.

1.4 Metodologi Penulisan

Metode yang digunakan dalam penulisan tugas sarjana ini adalah sebagai

berikut :

a. Survey lapangan, yakni berupa peninjauan langsung ke lokasi tempat unit

pembangkit itu berada.

b. Studi literatur, yakni berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku, dan

tulisan-tulisan yang terkait.

c. Diskusi, yakni berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, dosen

pembanding yang nanti akan ditunjuk oleh pihak Departemen Teknik

Mesin – FT USU mengenai kekurangan-kekurangan didalam tulisan tugas

(14)

BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

2.1. Pengertian Siklus Gabung

Siklus gabung adalah suatu siklus yang memanfaatkan gas buang dari

turbin gas ( PLTG ) untuk memanaskan air dalam ketel, dalam hal ini disebut

HRSG ( Heat Recovery Steam Generator ), dan uap yang dihasilkan HRSG

tersebut digunakan untuk menggerakkan turbin uap.

Gas buang dari turbin gas keluar pada tekanan dan suhu diatas 500oC.

Disebabkan tekanan rendah, suhu tinggi ( entalpi tinggi ) ini, gas buang tidak

dapat dimanfaatkan menjadi fluida kerja. Regenerator dapat digunakan untuk

memanfaatkan gas terbuang ini dengan cara memanaskan gas keluar dari

kompressor sebelum masuk ke ruang bakar.

Beberapa halangan penggunaan regenerator :

1. Regenerator mengakibatkan penurunan tekanan antara outlet kompressor

dan inlet ruang bakar yang menyebabkan naiknya kerja kompressor karena

untuk tekanan inlet turbin yang tertentu. Outlet kompressor tekanannya

harus lebih tinggi.

2. Regenerator menimbulkan naiknya tekanan keluar ( back pressure ) turbin

yang menyebabkan turunnya kerja turbin.

3. Regenerator sulit untuk melayani debit aliran yang tinggi.

Untuk menghindarkan hal-hal diatas maka untuk pemanfaatan panas

terbuang dari turbin gas digunakan ketel dalam hal ini HRSG. Hal ini jelas dapat

dipahami, dimana gas buang dari turbin gas relatif masih mengandung energi

yang relatif tinggi, yang dapat dimanfaatkan sebagai sumber energi bagi siklus

uap. Oleh karena itu, kedua siklus dapat saling melengkapi secara termodinamika,

dengan demikian dapat digabungkan menjadi satu siklus gabungan terdiri dari

turbin gas dan turbin uap yang masing-masing menggerakkan generator secara

terpisah.

Gambar 2.1. berikut menampilkan skema pembangkit daya dengan

(15)

Keterangan :

P = Pompa

HRSG = Heat Recovery Steam Generator

TU = Turbin Uap

C = Condensor

K = Kompresor

RB = Ruang Bakar

TG = Turbin Gas

K _TG

RB

HRSG

TU

C P

6

7

8 9

1 2

3

4

Gambar 2.1 Pembangkit daya siklus gabungan

Pembangkit daya seperti gambar 2.1 diatas, disamping menghasilkan

efisiensi yang tinggi dan keluaran daya yang lebih besar, siklus gabung besifat

luwes, mudah dinyalakan dengan beban tak penuh, cocok untuk operasi beban

dasar dan turbin bersiklus dan mempunyai efisiensi yang tinggi dalam daerah

beban yang luas. Kelemahannya berkaitan dengan keruwetannya, karena pada

dasarnya instalasi ini menggabungkan dua teknologi di dalam satu kompleks

pembangkit daya.

Dengan menggunakan daur kombinasi gas dapat diperoleh dua keuntungan

utama yaitu: dapat menambah daya listrik dan dapat menghemat biaya bahan

bakar. Penambahan daya listrik tanpa menambah bahan bakar juga berarti akan

menaikkan efisiensi termal sistem dan dapat dinaikkan dari sekitar 24 % menjadi

sekitar 42 %. Besarnya peningkatan efisiensi ini tergantung dari temperatur air

pendingin yang digunakan pada PLTU dan besarnya temperatur gas buang PLTG.

Makin dingin temperatur air pendingin dan semakin tinggi temperatur gas

buangnya maka peningkatan efisiensinya juga semakin besar.

Alasan lain pemilihan PLTGU adalah waktu konstruksi yang cepat

(16)

2

TURBIN GAS KOMPRESOR

RUANG BAKAR

GENERATOR

SIKLUS GAS

4 BAHAN BAKAR

1

3

waktu singkat dapat dibangun PLTGU secara bertahap. Tahap pertama dibangun

PLTG untuk memenuhi lonjakan permintaan, sedangkan HRSG beserta PLTU

dibangun dan dioperasikan kemudian bila permintaan tenaga listrik sudah

meningkat. PLTGU dapat dioperasikan sebagai pembangkit untuk beban puncak

maupun untuk beban dasar. Sebagai pembangkit untuk beban dasar yang perlu

diperhatikan adalah kontinuitas air pendingin, sedangkan sebagai pembangkit

untuk beban pencak perlu dipertimbangkan waktu start-up dari PLTGU. PLTG

mempunyai waktu start-up yang cepat sedangkan untuk PLTU mempunyai waktu

start-up yang lambat bila dalam kondisi cold start-up. Sehingga untuk melayani

beban puncak perlu beroperasi secara warm start-up.

Dalam tugas sarjana perancangan ini, dipilih siklus gabungan dengan

regenerasi karena siklus ini lebih efisien digunakan dibandingkan dengan siklus

gabungan lainnya dalam menghasilkan daya listrik dengan mempergunakan

masing-masing satu turbin gas dan turbin uap. Disamping itu juga, adanya

pemanasan air umpan atau regenerasi akan lebih mengefektifkan kerja HRSG.

Pada siklus gabung sederhana, turbin gas terdiri dari kompressor udara,

ruang bakar, turbin gas. Dipadukan dengan mengirim gas buang turbin gas ke

HRSG sebagai pembangkit uap. Pembangkit uap ( satu tekanan ) terdiri dari

turbin uap, kondensor, pompa kondensat, tangki air umpan. HRSG terdiri dari

kondensat preheater, ekonomiser, drum, evaporator dan superheater. Gas keluar

dari HRSG menuju cerobong. Dalam hal ini turbin gas dan turbin uap, keduanya

menggunakan generator listrik masing-masing.

2.2. Siklus Turbin Gas

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

proses isobar yang terjadi di ruang bakar dan proses pembuangan gas bekas, serta

(17)

Gambar 2.2. Siklus Gas Terbuka

1 2

3

4 T

s

Gambar 2.3. Siklus Bryton

1

2 3

4

V P

Gambar 2.4. Diagram P-V Turbin Gas

Jalannya proses dapat diterangkan sebagai berikut (Lit. 3 hal 510):

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

hasil kompressi T2 dapat diketahui dari hubungan

T2 = T1. γ

γ−1

p

r

Dimana : rp = rasio tekanan P2 / P1

= perbandingan panas spesifik pada tekanan konstan

dan panas spesifik pada volume konstan, untuk udara

= 1,4.

(18)

bakar, panas yang ditambahkan pada ruang bakar adalah :

Qin = Cp ( T3 – T2 )

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

T4 = T3

γ γ 1

1

−

   

p

r

• 4-1 : Merupakan proses pelepasan kalor ke lingkungan pada tekanan konstan besarnya kalor yang dilepas dihitung dengan rumus :

Qout = Cp ( T4 – T1 )

 Kerja netto turbin ( Wnet )

Kerja netto turbin merupakan kerja berguna yang dihasilkan turbin setelah

kerja ekspansi dikurangi dengan kerja kompresi. Besar kerja netto turbin

adalah :

Wnet = WT – WK

= ( h3 – h4 ) – ( h2 – h1 )………(Lit. 2 hal 295)

 Daya netto turbin

Daya netto turbin merupakan daya keluaran turbin ( daya yang dibutuhkan

generator ) setelah memperhatikan kerugian-kerugian, maka daya netto

turbin adalah :

Pnet =m g.WT – m g.WK ……….…(Lit. 10 hal 768)

 Perbandingan kompresi optimum dicari untuk menghasilkan efisiensi termal yang maksimum atau kerja netto yang maksimum. Perbandingan

kompresi optimum dapat diketahui dengan menggunakan rumus :

rp max =

  

 ₋

    −

+ 1 1 1

1 1 3

1 . 3

T K T

T T T

η η

………(Lit. 10 hal 768)

Perbandingan kompresi untuk menghasilkan kerja netto maksimum, maka

(19)

rp opt =

( )1 2

1

1 3 −

  

 γ

η η

T T

K

T ………… ……….(Lit. 10 hal 768)

ketidakidealan yang terjadi menyebabkan adanya tekanan jatuh pada ruang

bakar dan tekanan keluar turbin lebih besar dari tekanan atmosfer. Dengan

kata lain, rasio tekanan melintas kompresor akan lebih besar daripada rasio

tekanan melintas turbin. ( rpK > rpT ).

Kedua rasio tekanan optimum, yaitu untuk daya dan efisiensi tidak sama,

sehingga dalam perancangan perlu dicari komprominya.

 Kalor Spesifik.

Kalor spesifik adalah selisih antara kalor yang dimasukkan dengan kalor

yang keluar, secara matematis dapat dituliskan :

qeff = qin - qout

= ( h3 – h2 ) – ( h4 – h1 ) ……..……..(Lit. 10 hal 767)

 Kerja Spesifik Siklus Bersih ( Wnet ).

Kerja spesifk siklus bersih adalah selisih kerja yagn dihasilkan turbin

dengan kerja yang dibutuhkan kompressor tiap kg gas, yang secara

matematis dapat dtuliskan :

Wnet = WT – WK

= ( h3 – h4l ) – ( h2l – h1 )

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

 Efisiensi Siklus

Merupakan perbandingan antara jumlah kalor yang efektif dengan kalor

yang dimasukkan ke sistem yaitu :

ηsik =

in net

q W

………(Lit. 3 hal 510)

= (h3 – h2l ) – ( h4l – h1 ) / (h3 – h2l )

= 1 -

  

 −− 1

2 3

1 1 4

h h

(20)

2.3. Heat Recovery Steam Regenerator ( HRSG )

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

evaporator, ekonomiser, dan ditambah dengan condensate preheater.

2.3.1. Komponen Utama HRSG

Komponen utama HRSG terdiri dari beberapa buah alat penukar kalor,

yang berhubungan satu sama lain, komponen tersebut adalah :

1. Condensate preheater

Merupakan tempat pemanasan awal air umpan dari HPH2 sebelum masuk

ke FWT HRSG agar air umpan yang akan didihkan mengalami kenaikan

suhu. Umumnya condensate preheater menempati posisi bagian atas

sekali daripada posisi pipa pemanas yang ada dan diikuti oleh

pipa-pipa lainnya.

2. Ekonomiser

Adalah alat penukar kalor yang menaikkan suhu air yang keluar dari FWT

HRSG yang tekanannya paling tinggi sampai ke suhu jenuh. Disini

pemanasan dilakukan oleh gas yang keluar dari pemanas lanjut dan pipa

penguap. Ekonomiser ini ada yang menggunakan pipa biasa dan pipa yang

bersirip.

3. Evaporator

Air dari tangki melalui ekonomiser ke evaporator. Pada evaporator

dengan adanya pipa penguap akan terjadi pembentukan uap, dimana media

pemanasan dilakukan oleh gas yang keluar dari pemanas lanjut

(superheater). Adapun jenis evaporator yang umum digunakan, seperti :

evaporator bersirkulasi bebas (alami) dan evaporator sirkulasi paksa.

4. Superheater

Alat penukar kalor ini digunakan untuk mengubah uap jenuh pada

evaporator menjadi uap kering. Gas dari buangan turbin gas mula-mula

dilewatkan pada superheater untuk memanaskan uap pada pipa-pipa

superheater. Selanjutnya uap dari superheater ini akan langsung

(21)

KONDENSOR

P1 TURBIN UAP

GENERATOR

TURBIN GAS KOMPRESOR

RUANG BAKAR

UDARA ATMOSFER

SUP

SIKLUS UAP

SIKLUS GAS

GAS BUANG

B

A

H

A

N

B

A

K

A

R

EVA EKO CPR

FWT

P2

H

R

S

G

SD

Keterangan :

LPH = Low pressure heater

HPH = High pressure heater

P = Pompa air umpan

SUP = Superheater

EVA = Evaporator

EKO = Ekonomiser

CPR = Condenstate preheater

FWT = Feed water tank

SD = Steam drum

HRSG juga dilengkapi dengan peralatan bantu yang fungsinya juga sangat

menunjang kinerja HRSG, seperti drum uap HRSG dan cerobong (stack).

Gambar 2.8. Instalasi siklus gabung

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

Gambar 2.9. Diagram T-s Instalasi Siklus Gabungan

(22)

Gambar 2.5. Penukar Kalor Pipa Ganda

Selain komponen-komponen utama diatas HRSG juga dilengkapi dengan

peralatan bantu yang fungsinya juga sangat menunjang kinerja HRSG. Adapun

peralatan tersebut adalah :

o Drum HRSG

Tempat penampungan air dari ekonomiser yang kemudian disirkulasikan

menuju evaporator dan menampung kembali uap yang dihasilkan dari

evaporator tersebut.

o Cerobong (Stack)

Cerobong pada HRSG terdiri dari horizontal difuser, diverteer dan

silencer.

2.4. Alat Penukar Kalor

Alat penukar kalor (heat exchanger) adalah sebuah pesawat tempat

terjadinya perpindahan panas dari fluida yang temperaturnya tinggi ke fluida yang

bertemperatur rendah atau sebaliknya. Jenis penukar kalor yang banyak digunakan

antara lain penukar kalor pipa ganda, shell and tube dan lain-lain.

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

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

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

(23)

Qg = m . c . dT

Dimana c = panas spesifik

Distribusi temperatur yang terjadi selama perpindahan panas berlangsung dapat

dilihat pada gambar 2.6.

ToC ToC

Th1 Th1

Th2 Tc2 Th2

Tc2

Tc1

L (m) L (m)

( a ) ( b )

Gambar 2.6. Distribusi temperatur pada alat penukar kalor

a.Perpindahan panas dengan arah arus searah.

b.Perpindahan panas dengan arah berlaanan arah.

Laju pindahan panas dapat dinyatakan dengan beda temperatur rata-rata

logaritmik LMTD :

Q = U . A . ( LMTD )

Dimana :

Q : Laju perpindahan panas ( J/s )

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

A : Luas permukaan penukar kalor ( m2 )

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

LMTD =

(

) (

)

(

) (

)

`

/

ln 1 1 2 2

2 2 1 1

c h c h

t t t t

− − − − −

Pada proses penguapan evaporasi dan pengembunan (kondensasi) salah

satu fluida tidak mengalami perubahan suhu, walaupun perpindahan panas telah

(24)

yang dilepas oleh fluida (kalor laten) tidak digunakan untuk menaikkan

temperatur tetapi digunakan untuk mengubah fase fluida. Distribusi temperatur

evaporasi dapat dilihat pada gambar 2.7.

ToC ToC

Th1 Th1

Th2 Th2

Tc1 Tc2 Tc1 Tc2

L ( m ) L ( m )

( a ) ( b )

Gambar 2.7. Distribusi temperatur pada proses evaporasi

a. Distribusi temperatur aliran sejajar.

b. Distribusi temperatur aliran silang.

Maka beda suhu rata-rata logaritmik adalah :

LMTD =

(

) (

)

(

) (

)

`

/

ln 1 1 2 2

2 2 1 1

c h c h

t t t t

− − − − −

2.5. Proses Pembentukan Uap.

Gas buangan dari siklus gas masuk ke HRSG untuk mengubah air umpan

menjadi uap kering yang akan digunakan untuk memutar sudu-sudu turbin uap

hingga dapat memutar beban dalam hal ini generator listrik. Setelah melalui

beberapa tingkatan sudu turbin sebagian uap diekstraksikan ke pemanas awal

tekanan tinggi dan pemanas tekanan rendah, sedangkan sisanya masuk ke

kondensor dan dikondensasikan di kondensor, selanjutnya air dari kondensor

dipompakan kembali ke HRSG melalui pemanas air tekanan tinggi, dari HRSG ini

(25)

TURBIN GAS KOMPRESOR

RUANG BAKAR

GENERATOR

BAHAN BAKAR

1

3

HRSG

Air

4

Beberapa parameter desain yang penting berkaitan dengan turbin uap

adalah tekanan uap masuk turbin. Mengambil tekanan uap masuk lebih tinggi

akan menguntungkan, karena ukuran sudu-sudu akan menjadi lebih kecil, namun

tekanan yang terlalu tinggi efisiensi akan menurun. Parameter lain yang penting

dari turbin uap adalah tekanan kondensor, dalam hal ini turbin uap dan kondensor

akan disesuaikan dengan HRSGnya

BAB III

PERHITUNGAN TERMODINAMIKA

3.1. SPESIFIKASI TEKNIS PERANCANGAN

Parameter rancangan mengenai HRSG pada perencanaan ini mengacu dari

hasil data survey yang dilakukan di PT. PLN ( Persero ) unit bisnis pembangkitan

dan penyaluran Sumatera Bagian Utara Sektor Belawan.

Adapun spesifikasi data-data yang diperoleh dari hasil survey yang digunakan

dalam perencanaan HRSG adalah:

• Daya maksimum turbin gas : 117,5 MW (117.500 kW)

• Bahan baker : HSD (High Speed Diesel)

• Temperatur tangki air umpan : 161,2 oC

• Perbandingan tekanan pada kompresor : 9,47

• Temperatur masuk kompresor : 30 oC

• Tekanan barometer : 1,013 bar

• Tipe turbin : Aksial

• Temperatur masuk turbin gas : 970 oC

• Temperatur keluar turbin gas : 527 oC

3.2. ANALISA TERMODINAMIKA TURBIN GAS

Siklus turbin gas yang digunakan adalah siklus brayton sederhana tanpa

(26)

3

4 T

s

1

2'

4'

s

o

C

( kJ / kg.K ) ( )

Gambar 3.1. Diagram Alir Turbin Gas

Gambar 3.2. Diagram T – s

Sistem turbin gas dianalisa dengan menganalisis pada titik pada gambar,

analisa ini didukung dengan menentukan beberapa harga yang ditentukan dengan

mengacu pada effisiensi yang ada.

3.2.1. Kompresor

Perhitungan termodinamika pada Kompresor

• Keadaan pada titik 1, dimana : T1 = 30 0 C

= 30 + 273,15 = 303,15 K

P1 = 1,013 bar

Dari tabel udara diperoleh :

h1 = 304,06 kJ/kg

(27)

rpk = 9,47 ( data dari survey )

P2 = P1 . rpk ……….(Lit. 3 hal 472)

= 1,013 bar . 9,47

P2 = 9,593 bar

T2 = T1 ( rpk ) γ

γ−1

T2 = 303,15 ( 9,47 ) 1,4

1 4 , 1 −

= 576,25 K

Sehingga harga h2 dapat diperoleh dari tabel udara ( lampiran III ) yakni

sebesar 579,77 kJ/kg.

• Maka dapat dihitung kerja spesifik kompresor ( WK )

WK akt =

K

h h

η 1

2 −

………….(Lit. 3 hal 476)

=

85 , 0

/ 36 , 303 /

77 ,

579 kJ kg− kJ kg

= 325,188 kJ/ kg

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

h2' = 325,188 kJ/kg + 303,36 kJ/kg

h2' = 628,55 kJ/kg

dari tabel udara dapat diperoleh :

T2' = 620,086 K

3.2.2. Turbin Gas

Analisa termodinamika pada turbin gas dalam hal ini dimaksudkan untuk

menentukan temperatur keluar turbin. Berbagai pertimbangan metallurgi

membatasi temperatur pemasukan turbin bekerja pada sekitar 970oC (1243 K)

sampai dengan 1080oC (1353 K), walaupun ada beberapa turbin gas dengan

pendinginan sudu yang dapat beroperasi sampai temperatur 1350oC (1623 K) (Lit.

10 hal 765). Hal ini untuk menghindari kerusakan sudu akibat kelebihan

temperatur.

Dari hasil survey pada PT. PLN (Persero) sektor Belawan PLTGU

(28)

o

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

turbin saat beroperasi.

Menurut Richard Harman (Lit. 6 hal 37) diketahui bahwa perbandingan

antara tekanan keluar turbin dengan udara atmosfer pada instalasi turbin gas siklus

terbuka adalah 1,1 ÷ 1,2. Dalam perhitungan termodinamika ini diasumsikan 1,1

dengan alasan tekanan gas buang yang akan dihasilkan lebih besar dari tekanan

atmosfer.

Perhitungan termodinamika pada Turbin Gas

• Temperatur gas aktual keluar turbin (T' 4)

T'

4= 527 + 273,15

T'

4= 800,15 K, diperoleh 822,115

' 4 =

h kJ/kg

• Perbandingan antara tekanan keluar turbin dengan tekanan udara atmosfer pada instalasi turbin gas siklus terbuka diasumsikan 1,1, maka :

P4 = P1 ( 1,1 )

= 1,013 ( 1,1 )

P4 = 1,1143 bar

• Diperkirakan faktor penurunan tekanan sebesar 0,03 pada ruang bakar [14]:

P3 = P2 ( 1 – Prb )

= 9,593 bar ( 1 – 0,03 )

P3 = 9,305 bar

• Sehingga diperoleh harga rasio tekanan pada turbin :

rp_T =

4 3 P P

rp_T =

1143 . 1

305 , 9

= 8,351

• Kondisi pada titik 3 4) :

T3 =

    

    

  

 

  

 

    − −

−

γ γ η

1

3 4 3

1 1

P P T

T

(29)

T3 =

    

    

    

  

   

  − −

−

3507 , 1

1 3507 , 1

305 , 9

1143 , 1 1 9 , 0 1

15 , 833

= 1,3507

T3 = 1292,371 K

Dari tabel udara ( lampiran 3 ) diperoleh :

h3 = 1386,92 kJ/kg.

• Jadi diperoleh WT akt sebesar :

WT akt = h3 - h'4

= 1386,92 kJ/kg - 822,115 kJ/kg

WT akt = 564,805 kJ / kg

3.2.3. Proses Pada Ruang Bakar.

Analisa termodinamika pada ruang bakar ini dipergunakan untuk

menentukan perbandingan bahan bakar dengan udara aktual (FAR)akt. Perhitungan

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

kondisi masuk ruang bakar dianggap sama dengan kondisi keluar kompresor,

maka panas yang disuplai adalah :

Perhitungan termodinamika pada Ruang Bakar

q rb = h3 – h'2

= 1386,92 kJ/kg – 628,55 kJ/kg

= 758,37 kJ/kg

Dari data survey diperoleh LHV bahan bakar gas adalah 45.700 kJ/kg,

maka perbandingan bahan bakar terhadap udara adalah :

q rb = LHV . ( FAR )akt . rb

( FAR )akt =

rb rb

LHV q

η

.

=

98 , 0 . 45700

37 , 758

kg b.bakar / kg udara

(30)

Daya Nyata ( kW )

D

aya

R

eakt

if

(

kV

A

R

)

Day_{a S}

em

u ( k_VA

)

f

Jadi perbandingan udara dengan bahan bakar adalah sebesar :

( AFR )akt = 59,056 udara / kg b.bakar

3.2.4. Effisiensi Thermal

th = x100%

q W W

rb K akt

T − akt

th = 100%

37 , 758

188 , 325 805 , 564

x −

th = 31,59 %

3.2.5. Generator

Didalam suatu proses perubahan arus bolak-balik ada 2 unsur yang

terlibat pada proses konversi dasar, yaitu :

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

pada proses konversi dasar.

2. Daya reaktif ( V I sin ), tidak mempengaruhi proses konversi daya,

[image:30.595.126.510.317.595.2]

tetapi suatu kebutuhan yang harus dilayani.

Gambar dibawah ini menunjukkan daya yang bekerja pada generator AC

Gambar 3.3. Daya pada Generator

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

daya keluaran adalah P ( daya nyata ).

P = PG . cos

PG =

ϕ

cos

(31)

=

80 , 0

5 , 117 MW

PG = 145,875 MVA

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

PT Nett =

tr G

G

P η η

Dimana :

G = effisiensi generator ( direncanakan 0,98 )

tr = effisiensi transmisi = 1

transmisi yang digunakan untuk menyatukan poros turbin gas

dengan poros generator adalah kopling tetap jenis kopling

flens, diasumsikan tidak ada kehilangan kerja antara poros

generator dengan poros turbin gas.

Maka :

PT net =

1 . 80 , 0 . 92 , 0

875 ,

145 MW

PT net = 199,56 MW

3.2.6. Laju Aliran Massa Udara Dengan Bahan Bakar.

Dengan diperolehnya harga PT net = 199,56 MW, maka untuk menghitung laju aliran massa udara dan bahan bakar dihitung dengan

menggunakan prinsip kesetimbangan energi daya instalasi.

PT net = m g WT - m a . WK

m a =

(

)

K T a f

T

W W m m

P

nett

−

+ / .

1  

Dimana perbandingan laju aliran bahan bakar dengan laju aliran udara adalah:

m f / m a = ( FAR )akt

= 0,016933 kg b.bakar / kg udara

Sehingga diperoleh :

m a =

(

)

kg s kJ kg kJ kg

kW

/ 188 , 325 /

805 , 564 . / 016933 ,

0 1

199560

− +

(32)

m



f = m a . ( FAR )akt

= 800,86 kg / s . 0,016933

= 13,561 kg / s

m g = m a +

m



f

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

= 814,42 kg / s

Secara analisa termodinamika, maka daya untuk masing-masing instalasi

komponen-komponen untuk setiap unit adalah sebagai berikut :

1. Daya Kompresor

PK = ma.WK

= 800,86 kg/s . 325,188 kJ/kg

= 260430,06 kW

= 260,43006 MW

2. Daya Turbin

PT = mg. WT

= 814,42 kg/s . 564,805 kJ/kg

= 459988,5 kW

= 459,9885 MW

3. Panas yang disuplai ruang bakar

QRB = mg. qrb

= 814,42 kg/s . 758,37 kJ/kg

= 617631,7 kW

= 617,6317 MW

3.3. Parameter Dasar Perencanaan

Dalam perencanaan pemanfaatan gas buang dari turbin gas ini

direncanakan menggunakan satu jenis tingkat tekanan. Parameter temperatur dan

tekanan uap yang akan dihasilkan harus sesuai dengan kondisi gas buang turbin

(33)

Laju Pindahan Panas ( MW )

o

T

em

per

at

ur

C

Gas buang a

b y x

Evaporator Superheater

Ekonomiser

Kondensat Preheater Air / Uap

3.3.1. Perhitungan Uap

Temperatur uap yang akan dihasilkan harus sesuai dengan temperatur

gas buang. Perbedaan temperatur yang terkecil antara 2 aliran gas dengan uap,

yang biasa disebut dengan titik penyempitan ( pinch point ) a-x dan b-y ( gambar

3 – 4 ) minimum 20oC (Lit. 10 hal 113). Pada perancangan ini diambil titik

[image:33.595.127.481.254.526.2]

penyempitannya ( pinch point ) sebesar 25 oC.

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

Temperaatur gas buang sebesar 527 oC masuk ke superheater

diperkirakan akan mengalami penurunan sebesar 2% karena adanya kerugian

yang terjadi pada saluran dari turbin gas ke superheater. Maka temperatur gas

buang masuk superheater ( diperkirakan ) :

T = 527 oC x 0,98

= 516,64 oC

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

(34)

Tuap yang dihasilkan HRSG = 516,64 oC – 25 oC

= 491,46 oC

Dengan memperhitungkan adanya kehilangan panas sepanjang penyaluran uap

dari HRSG hingga masuk turbin uap sebesar (0,97 ÷ 0,98 ), maka temperatur uap

masuk turbin adalah :

Tmasuk turbin uap = 0,98 . 491,46 oC

= 481,63 oC

= 480 oC (diambil)

Turbin uap yang digunakan adalah turbin uap dengan kondensasi,

dimana hasil ekspansi turbin uap akan dikondensasikan pada kondensor. Besarnya

tekanan uap hasil ekspansi masuk kondensor menurut (Lit. 4 hal 75) adalah

dibawah tekanan atmosfer, yaitu berkisar pada (0,04 ÷ 0,1) bar. Dalam hal ini,

media pendingin yang akan digunakan adalah air dengan suhu ±30 oC.

Temperatur uap hasil ekspansi turbin masuk kondensor direncanakan diatas 40 oC

( dari tabel dengan tekanan 10kPa, Tsat = 45,759 oC). Parameter yang lain

mengenai turbin uap menurut (Lit. 10 hal 47), yaitu derajat kebasahan yang dapat

diterima sehubungan dengan terjadinya erosi pada sudu, adalah sekitar 12%, yang

artinya kualitas uap masuk kondensor (keluar turbin) sebesar 88%, dengan

mempertimbangkan keamanan sudu turbin pada perencanaan ini kualitas uap

masuk kondensor diambil 83%.

Dari data diatas : Tmasuk turbin = 480 oC

Pmasuk kondensor = 0,1 bar

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

T = 85 %

maka dari diagram Mollier didapat Pmax (tekanan masuk turbin) sebesar 56,2 bar.

Dengan mempertimbangkan adanya penurunan tekanan sepanjang

penyaluran uap mulai dari HRSG hingga masuk turbin sebesar 5 %, maka dalam

perencanaan ini tekanan HRSG, yaitu :

PHRSG = 100 / 95 x 56,2 bar

= 59,16 bar

Sehingga dalam perancangan ini diperoleh :

(35)

2. Uap yang dihasilkan HRSG

a. Temperatur = 491,46 oC

b. Tekanan = 59,16 bar

3. Kondisi uap masuk turbin

a. Temperatur = 480 oC

4. Kondisi uap hasil ekspansi turbin masuk kondensor

5

7

T( C )o

s ( kJ / kg.K ) 1

2 3 4

6

8

9a 9 0.1 bar

59,16 bar

[image:35.595.128.493.70.563.2]

X=0,83 56,2 bar

Gambar 3.5. Diagram T-s yang direncanakan

• Keadaan titik 1 : P1 = 0,1 bar

h1 = 191,83 kJ/kg

v1 = 0,0010102 m3/kg

• Keadaan titik 2 : Wp = v1 . ( P2 – P1 )

(36)

= 0,634 kJ/kg

h2 = Wp + h1

= 0,634 kJ/kg + 191,83 kJ/kg

= 192,464 kJ/kg

h3 = 680,87 kJ/kg

v3 = 0,0011033 m3/kg

• Keadaan titik 4 : Wp = v3 . ( P4 – P3 )

= 0,0011033 m3/kg . ( 5916 – 637,6 ) kPa

= 5,029 kJ/kg

h4 = Wp + h3

= 5,029 kJ/kg + 680,87 kJ/kg

= 685,899 kJ/kg

h5 = hf = 1165,82 kJ/kg

h6 = hg = 2785,14 kJ/kg

• Keadaan titik 7 : T7 = 491,46 oC

P7 = 59,16 bar

h7 = 3402,64 kJ/kg

T8 = 480 oC

h8 = 3378,87 kJ/kg

• Keadaan titik 9(kondisi ideal) :

(37)

hf = 191,83 kJ/kg dan hfg = 2392,8 kJ/kg

X ( kualitas uap ) = 0,83

Maka : h₉ =h_f +x.h_fg

h₉ =(191,83+0,83.2392,8)kJ/kg =2177,854kJ/kg

• Keadaan titik 9a (kondisi aktual) : P9 = 0,1 bar dan ηT =0,85

9 9

h h

g a g T

− − =

η

Maka : h₉_a =h₈−

[

η_T

(

h₈−h₉

)

]

h₉_a = 3378,87 – [ 0,85(3378,87 – 2177,854) ]

= 2358,0064 kJ/kg

Maka :

(

)

kg kJ

kg kJ h

h h x

fg f a

/ 8 , 2392

/ 83 , 191 0064 , 2358

9 −

= − =

= 0,905 = 90,5 0₀

3.3.2. Kesetimbangan Energi :

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

Quap = Qgas

(38)

b

a

5

7 ` T( C )o

[image:38.595.175.492.80.313.2]

s ( kJ / kg.K )

Gambar 3.6. Diagram Analisa Kesetimbangan Energi

Dimana :

a-b = aliran gas buang

5-7 = aliran uap

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

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

• Kondisi titik a : Ta = T5 + 25 oC

T5 = 274,66 oC, diperoleh dari tabel sifat uap jenuh pada tekanan

59,16 bar

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

ha = 578,53 kJ / kg

• Kondisi titik b : Tb = 516,46 oC

hb = 810,56 kJ / kg

jadi laju aliran massa uap dapat diperoleh sebesar :

u

m = m_g( hb – ha ) / ( h7 – h6 )

=

kg kJ

kg kJ s

kg

/ ) 82 , 1165 64

, 3402 (

/ ) 53 , 518 56 , 810 ( / 11 , 647

(39)

u

m = 67,126 kg / s

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

3.3.3. Superheater

Uap panas lanjut yang dihasilkan superheater, yaitu pada tekanan 59,16

bar dan temperatur 491,46 oC. Maka kalor yang diserap pada superheater adalah :

Quap = mu.(h7−h6)

= 67,126 kg/s.(3402,64 kJ/kg – 2785,14 kJ/kg )

= 41450,305 kW

Dengan demikian jumlah kalor yang harus disediakan ( Qgas ) gas buang adalah

sebesar 41450,305 kW.

Qgas = mg(hin−hout)

41450,305 kW = 647,11 kg/s ( 810,56 kJ/kg – hout )

hout = 746,51 kJ/kg

dari tabel udara ( lampiran 3 ) diperoleh :

Tout = 457,67 oC

Maka temperatur gas buang keluar superheater adalah 457,67 oC dan gas buang

akan masuk ke evaporator.

3.3.4. Evaporator

Pada tekanan 59,16 bar, dari tabel sifat uap jenuh diperoleh temperatur

air mendidih pada 274,66 oC. Air akan mengalami penguapan pada evaporator.

Besarnya kalor yang dibutuhkan untuk menguapkan air adalah :

= 67,126 kg/s . (2785,14 kJ/kg – 1165,82 kJ/kg ) = 108698,4743 kW

Jadi, jumlah kalor yang harus disediakan gas buang ( Qgas ), adalah sebesar

108698,4743 kW.

108698,4743 kW = 647,11 kg/s . ( 746,51 kJ/kg – hout )

(40)

Tout = 299,67 oC

Maka temperatur gas buang keluar evaporator adalah 299,67 oC dan gas buang

akan masuk ekonomiser.

3.3.5. Ekonomiser

Air masuk ke ekonomiser dari tangki air umpan yang dipompakan

hingga tekanan 59,16 bar, dengan temperatur 161,2 oC yang akan dipanaskan

hingga mencapai air jenuh dengan suhu 274,66 oC. Kalor yang dibutuhkan yaitu :

= 67,126 kg/s . (1165,82 kJ/kg – 685,899 kJ/kg )

= 32215,177 kW

sebesar 32215,177 kW.

32215,177 kW = 647,11 kg/s . (578,54 kJ/kg – hout )

hout = 528,757 kJ/kg

Tout = 251,804 oC

Maka temperatur gas buang keluar ekonomiser adalah 251,804 dan gas buang

akan masuk kondensat preheater.

3.3.6. Preheater

Air masuk kondensat preheater merupakan air kondensat yang

dipompakan hingga tekanan 6,376 bar dengan suhu 45,81 oC, dipanaskan hingga

keadaan jenuh ( tangki air umpan ) dengan suhu 161,2 oC.

= 647,126 kg/s . ( 680,87 kJ/kg – 192,464 kJ/kg )

= 32784,741 kW

(41)

32784,741 kW = 647,11 kg/s . ( 528,76 kJ/kg – hout )

hout = 478,097 kJ/kg

Tout = 202,56 oC

Maka temperatur gas buang keluar preheater adalah 202,56 oC dan gas buang

akan menuju cerobong.

3.4. Spesifikasi HRSG yang direncanakan

Dari perhitungan dan beberapa penentuan yang menjadi pertimbangan

dalam rancangan diambil spesifikasi,yaitu :

1. Jenis HRSG yang direncanakan adalah HRSG pipa air sirkulasi alami.

2. Sumber panas pada HRSG berasal dari panas gas buang dari satu unit

turbin gas.

a. Temperatur gas masuk superheater = 516,46 oC

b. Laju aliran massa gas buang masuk HRSG = 647,11 kg / s

3. Uap yang dihasilkan HRSG :

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

4. Temperatur di tiap titik komponen HRSG :

• Temperatur gas buang masuk superheater = 516,46 oC

• Temperatur gas buang masuk evaporator = 457,67 oC

• Temperatur gas buang masuk ekonomiser = 299,67 oC

• Temperatur gas buang masuk preheater = 251,804 oC

• Temperatur gas buang keluar preheater = 202,56 oC

3.5. Daya yang dibangkitkan HRSG

Berdasarkan uap yang dihasilkan HRSG, maka daya yang dihasilkan

turbin uap tersebut adalah :

PT = ηT.mu( h8 – h9 )

(42)

= 58247,52 kW

= 58,24752 MW

(43)

P1 TURBIN UAP

GENERATOR

GENERATOR TURBIN GAS

KOMPRESOR

RUANG BAKAR

UDARA ATMOSFER

SH

SIKLUS UAP

SIKLUS GAS

GAS BUANG

BAHAN BAKAR

EVA EKO CPR

FWT

P2

HRSG

SD

Keterangan :

LPH HPH P SH EVA EKO CPR FWT SD

527 o C

516,46 C o

457,67 o C

299,67 o_C

251,81 C o

[image:43.595.147.596.106.580.2]

202,56 oC o

(44)

BAB IV

UKURAN-UKURAN UTAMA

4.1. Perhitungan Parameter Pipa HP Superheater

Superheater adalah pipa-pipa pemanas yang berfungsi untuk

memanaskan uap yang berasal dari drum uap menjadi uap panas lanjut.

Superheater ini terletak pada bagian bawah sekali daripada susunan komponen

alat penukar kalor yang ada pada HRSG.

Sistem perpindahan panasnya adalah sistem konveksi berlawanan arah.

Dimana uap mengalir dari atas ke bawah sementara gas buang mengalir dari

bawah ke atas. Pada sistem perpindahan panas konveksi berlawan arah luas

perpindahan panas yang dibutuhkan akan lebih kecil bila dibandingkan dengan

sistem konveksi satu arah, karena untuk kondisi kapasitas dan temperatur yang

sama besarnya harga beda suhu rata-rata logaritma ( LMTD ) pada sistem

konveksi arus berlawanan arah adalah lebih besar daripada konveksi searah.

Besarnya luas permukaan perpindahan panas yang dibutuhkan diperoleh

dari persamaan berikut :

A =

) .(LMTD

U Q

………..(Lit. 7 hal 490)

Dimana :

A = Luas permukaan perpindahan kalor ( m2 )

Q = Besar perpindahan kalor ( J/s )

U = Koefisien perpindahan kalor menyeluruh ( W/m2 oC )

LMTD = Beda suhu rata-rata logaritma ( oC )

Besarnya harga LMTD sistem perpindahan panas pada superheater ini

(45)

274,66 o_C 491,36 o_C

516,46 o_C

457,67 o_C T Co

Tg1 Tg₂

[image:45.595.167.476.84.254.2]

T7 T6

Gambar 4.1. Sket aliran uap dan gas buang pada superheater

Dimana sebelumnya telah diperoleh :

T7 = Temperatur uap masuk superheater = 274,66 0C

T8 = Temperatur uap keluar superheater = 491,46 0C

Tg1 = Temperatur gas buang masuk superheater = 516,46 0C

Tg2 = Temperatur gas buang keluar superheater = 457,67 0C

Dimana :

min max

ln

T T

LMTD

∆ ∆−∆ ∆

= ………..(Lit. 8 hal 510)

dimana :

∆Tmax = Tg1 – T8

= 516,46 0C – 491,36 0C

= 25,1 oC

∆Tmin = Tg2 – T7

= 457,67 0C – 274,66 0C

= 183,01 0C

Maka diperoleh harga LMTD :

LMTD =

C C

0 0

1 , 25

01 , 183 ln

1 , 25 01

,

183 −

(46)

Besarnya harga koefisien perpindahan kalor menyeluruh (U) dapat

dihitung dengan menggunakan persamaan berikut:

0 0.

1 .

1 1

h R

A

A A h

U h w

h c i

η + +

   

= ……….(Lit. 8 hal 505)

dimana :

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

Ac/Ah = Perbandingan luasan pipa bagian dalam dengan luasan pipa yang

menyerap kalor

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

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

0

η = Efektivitas sirip bagian luar.

Pipa superheater dalam hal ini direncanakan menggunakan pipa baja

dengan diameter kecil. Diambil ukuran pipa dari ukuran standart pipa untuk baja

schedule 40 dengan diameter nominal ( DN ) 1 ½, bertujuan agar pembentukan

uap dapat berlangsung lebih cepat.

Maka diambil ukuran- ukuran pipa sebagai berikut :

Di : Diameter dalam = 1,9 in = 0,048 m

Do : Diameter luar = 1,61 in = 0,040894 m

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

untuk menentukan banyaknya jumlah pipa yang dibutuhkan sesuai dengan

kapasitas uap dan diameter pipa yang direncanakan, maka diambil suatu batasan

sebagai berikut :

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

 Jarak antara dua buah pipa = 2 . Do = 0,084 m

 Panjang pipa perbatang = 14,64 m

Penentuan panjang pipa berdasarkan pemilihan dari panjang pipa yang sering

digunakan dengan panjang 4,88 m (Lit. 11 hal 142).

(47)

[image:47.595.142.472.91.232.2]

Gambar 4.2 Sketsa rancangan pipa – pipa superheater.

Sehingga jumlah pipa – pipa superheater yang dibutuhkan adalah :

1 096 , 0

7

+ =

n

= 74 batang dalam satu baris

4.1.1. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa ( hi )

Koefisien pindahan panas dalam pipa ( hi ) seharusnya ditentukan pada

temperatur film. Dalam hal ini dapat juga ditentukan pada kondisi temperatur uap

rata – rata superheater ( Tu=410,75 oC ) pada tekanan 88,8842 bar. Dari tabel

sifat- sifat air pada berbagai tekanan dan temperatur, (Lampiran 11) setelah

diinterpolasi diperoleh data – data sebagai berikut :

µ = 2,4538 . 10-5 kg/ m.s k = 0,05991 W/m 0C

ρ = 1/v = 21,41 kg/m3 Pr = 1,08167

Cp = 2,6326 J/kg.K

 Kecepatan aliran uap pada superheater dihitung sebagai berikut :

i u u

A n m V

. .

. ρ



= …………..…………..(Lit. 12 hal 339)

dimana:

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

u

(48)

n = Jumlah pipa superheater = 74 batang

v = Volume jenis uap, dihitung atas dasar volume jenis uap rata- rata

pada superheater dengan tekanan 59,16 bar.

; 2

7 6 v v

v = + dimana : v₆ = 0,033028 m /3 kg

056869 ,

0

7 =

v m /3 kg

2

056869 ,

0 033028 ,

0 +

=

v

= 0,0449 m /3 kg

Maka diperoleh harga kecepatan uap sebesar :

(

)

2

0409 , 0 4 / 74

056869 ,

0 . 126 , 67

π =

u

V

= 31,016 m/s

Diperoleh kecepatan uap dalam pipa sebesar 31,016 m/s masih dalam batas

kecepatan uap maksimum yang diijinkan untuk uap kenyang yaitu sebesar 50

m/s.(lit. MJ. Djokostyardjo “ Pembahasan lebih lanjut tentang ketel uap ‘1990, hal

186)

Besarnya koefisien pindahan panas dianalisa berdasarkan harga bilangan

Reynold:

R = e

µ ρ.V .u Di

……….(Lit. 1 hal 234)

Dimana : ρ = Massa jenis uap pada superheater

(

3

)

/ m

kg

µ = Viskositas dinamik uap ( kg/m.s )

D = Diameter dalam (m) _i

Maka :

µ ρ u i e

D V

R = . .

R = _e ₅

10 . 4538 , 2

0409 , 0 . 016 , 31 . 41 , 21

−

= 1106844,474

 Aliran yang terjadi adalah turbulen ( Re >2300 ), maka hi dapat dihitung

dengan menggunakan persamaan berikut :

i u i

D k N

(49)

 Bilangan Nussselt dapat dihitung dengan : 4

, 0 8 , 0

. 023 ,

0 _e _r

u R P

N = ………(Lit. 7 hal 252)

= 0,023 . ( 1106844,474 ) 0,8 . ( 1,08167 ) 0,4

= 1624,18

Dengan :

κ = 0,05991 W/m oC Di = 0,0409 m

Maka :

0409 , 0

05991 , 0 . 18 , 1624

=

i

h

hi = 2379,09 W/m2 oC

4.1.2 Koefisien Pindahan Panas di Luar Pipa ( ho )

[image:49.595.113.492.72.684.2]

Susunan pipa yang dirancang adalah susunan selang – seling. Seperti pada

[image:49.595.143.424.82.333.2]

gambar dibawah ini.

Gambar 4.3 Susunan pipa selang – seling

Dimana : ST = Jarak transversal ( transverse pitch ) ( m )

SL = Jarak longitudinal ( longitudinal pitch ) ( m )

SD = Jarak diagonal ( m )

A1 = Jarak antara 2 buah pipa secara transversal ( m )

A2 = Jarak antara 2 buah pipa secara diagonal ( m )

Direncanakan ST = SL = 2. Do = 0,096 m

Dalam perencanaan ini susunan pipa direncanakan selang – seling. Untuk

(50)

gas buang. Sipat – sipat gas buang seharusnya dievaluasi pada temperatur film,

dapat juga dievaluasi pada temperatur rata – rata ( pendekatan ) gas buang, yaitu :

2 67 , 457 46 , 516 + = g T

= 487,065 oC = 760,215 oK

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

κ = 0,05564 W/m 0K

µ = 3,510 .10-5 kg/ m.s ρ = 0,4647 kg/m3

Pr = 0,6866 Cp = 1,0881 J/kg. K

 Maka dapat dihitung kecepatan gas maksimum ( V g maks ) pada rangkuman

pipa, dimana dari gambar dibawah ini, maka kecepatan maksimum dapat

terjadi pada A1 dan A2 ( gambar 4.3 )

<