RANCANGAN TURBOCARJER UNTUK MENINGKATKAN PERFORMANSI
MOTOR DIESEL
DAYA : 80 HP
PUTARAN : 2250 RPM
SKRIPSI
Diajukan Untuk Melengkapi
Syarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik
RUSLI INDRA HARAHAP N I M : 0 4 0 4 0 1 0 6 4 DEPARTEMEN TEKNIK MESIN
FAKULTAS TEKNIK
UNIVERSITAS SUMATERA UTARA
M E D A N
SKRIPSI
MOTOR BAKAR
RANCANGAN TURBOCARJER UNTUK MENINGKATKAN PERFORMANSI MOTOR DIESEL
DAYA : 80HP
PUTARAN : 2250 RPM
OLEH :
RUSLI INDRA HARAHAP N I M : 0 4 0 4 0 1 0 6 4
Telah disetujui dari Hasil Seminar Skripsi Periode ke– Tanggal 10 Oktober 2009
Dosen Pembanding I Dosen Pembanding II
Tulus B. Sitorus, ST,MT Ir. Mulfi hazwi, Msc
KATA PENGANTAR
Puji syukur dan terima kasih penulis panjatkan kehadirat Tuhan Yang
Maha Kuasa, atas berkat, rahmat dan karunia-Nyalah penulis dapat menyelesaikan
Tugas Sarjana ini dengan baik. Adapun Tugas Sarjana ini merupakan tugas akhir
untuk menyelesaikan studi pada jenjang Pendidikan Sarjana (S1) Teknik Mesin
menurut kurikulum Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas
Sumatera Utara Medan.
Tugas Sarjana ini merupakan bagian dari mata kuliah “Motor Bakar” yaitu
dengan judul, “RANCANGAN TURBOCARJER UNTUK
MENINGKATKAN PERFORMANSI MOTOR DIESEL DAYA 8O HP
PUTARAN 2250 RPM”. Dalam menyelesaikan Tugas ini penulis telah
mencoba semaksimal mungkin guna tersusunnya Tugas Sarjana ini. Namun
Penulis masih menyadari bahwa tulisan ini tidak lepas dari
kekurangan-kekurangan baik dalam penulisan maupun penyajian Tugas Sarjana ini. Untuk itu
dengan segala kerendahan hati Saya 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 terima-kasih yang sebesar-besarnya kepada :
1. Orang Tua (B.N harahap/ R. Siregar) dan seluruh keluarga tercinta yang
telah memberikan dukungan baik moril maupun materil.
2. Bapak Ir.Isril Amir selaku dosen pembimbing Tugas Sarjana yang telah
meluangkan waktu untuk membimbing penulis dalam menyelesaikan
3. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri selaku Ketua Departemen Teknik
Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara .
4. Bapak Tulus Burhanuddin, ST, MT selaku Sekretaris Departemen Teknik
Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara .
5. Seluruh Staf Pengajar dan Pegawai di Lingkungan Departemen Teknik
Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara. .
6. Ucapkan terima-kasih kepada Mahasiswa Teknik Mesin khususnya sesama
rekan-rekan stambuk 2004.
Akhir kata, Penulis mengharapkan, semoga Tugas Sarjana ini dapat
bermanfaat untuk kita semua.
Medan, Oktoberr 2009
Penulis
DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK USU M E D A N
SPESIFIKASI : RANCANGAN TURBOCARJER UNTUK PERFORMANSI MOTOR DIESEL
TUGAS SARJANA
N A M A : RUSLI INDRA HARAHAP
N I M : 0 4 0 4 0 1 0 6 4 MATA PELAJARAN : MOTOR BAKAR
DAYA : 80HP PUTARAN : 2250 RPM
DIBERIKAN TANGGAL : 01 / 04 / 2009 SELESAI TANGGAL : 25 / 09 / 2009
MEDAN, 01 Oktober 2009
KETUA DEPARTEMEN TEKNIK MESIN, DOSEN PEMBIMBING,
Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri IR. ISRIL AMIR
NIP. 132 018 668 NIP. 130 517 501
DAFTAR ISI
KATA PENGANTAR ... i
SPESIFIKASI TUGAS ... iii
KARTU BIMBINGAN ... iv
DAFTAR ISI ... v
DAFTAR GAMBAR ... x
DAFTAR TABEL ... xii
DAFTAR NOTASI ... xiii
BAB I PENDAHULUAN ... 1
1.1 Latar Belakang ... 1
1.2 Tujuan Penulisan ... 2
1.3 Batasan Masalah ... 2
1.4 Metodologi Penulisan ... 3
1.5 Sistematika Penulisan ... 3
BAB II TINJAUAN PUSTAKA ... 5
2.1 Motor Diesel ... 5
2.2 Motor Diesel Shovel Loader ... 8
2.3 Turbocarjer ... 8
2.3.2 Manfaat Pemakaian Turbocarjer ... ... 9
2.3.3 Klasifikasi Turbocarjer ... ... 11
2.3.3.1 Turbocarjer Sistem Tekanan Konstan ... 11
2.3.3.2 Turbocarjer Sistem Pulsa ... 12
2.3.3.3 Turbocarjer Sistem Konverter- Pulsa ... 13
2.3.4 Bagian-Bagian Utama Turbocarjer ... 14
2.3.4.1 Turbin ... 16
2.3.4.2 Kompresor ... 19
2.4 Siklus Termodinamika Motor Diesel dengan Turbocarjer ... 24
2.5 Perbandingan Siklus Termodinamika Motor Diesel dengan Turbocarjer dan tanpa Turbocarjer ... 27
BAB III PERHITUNGAN & ANALISA TERMODINAMIKA ... 28
3.1 Idealisasi Analisa Termodinamika ... 28
3.2 Mekanisme Kerja Turbocarjer ... 30
3.3 Penetapan Siklus Termodinamika ... 32
3.4 Bahan Bakar yang Digunakan ... 33
3.5 Perbandingan Bahan Bakar dan Udara (F/A) ... 34
3.6 Pemilihan Perbandingan Kompresi ... 36
3.7 Perhitungan Termodinamika Motor Diesel dengan Turbocarjer ... 36
3.7.1 Laju Aliran Gas Buang Masuk Turbin ... 38
3.7.2 Laju Aliran Udara Melalui Kompresor ... 41
3.7.4 Kondisi Udara Masuk dan Keluar Turbin ... 43
3.7.5 Kondisi Udara Masuk dan Keluar Kompresor ... 45
3.7.6 Perhitungan Termodinamika pada Ruang Bakar ... 48
3.7.7 Tekanan Indikator Rata-Rata ... 57
3.7.8 Tekanan Efektif Rata-Rata ... 58
3.7.9 Kerja Indikator ... 58
3.7.10 Kerja Efektif ... 59
3.7.11 Kerja Mekanik yang Hilang ... 60
3.7.12 Daya Indikator ... 60
3.7.13 Daya Efektif ... 61
3.7.14 Konsumsi Bahan Bakar Tiap Jam ... 61
3.7.15 Pemakaian Bahan Bakar Spesifik ... 63
3.8 Perhitungan Termodinamika Motor Diesel tanpa Turbocarjer ... 64
3.8.1 Perhitungan Termodinamika dalam Ruang Bakar ... 65
3.8.2 Tekanan Indikator Rata-Rata ... 73
3.8.3 Tekanan Efektif Rata-Rata ... 73
3.8.4 Kerja Indikator ... 74
3.8.5 Kerja Efektif ... 75
3.8.6 Kerja Mekanik yang Hilang ... 75
3.8.7 Daya Indikator ... 76
3.8.8 Daya Efektif ... 76
3.8.9 Konsumsi Bahan Bakar Tiap Jam ... 77
3.9 Persentase Kenaikan Daya Efektif ... 79
3.10 Persentase Penurunan Pemakaian Bahan Bakar Spesifik ... 79
3.11 Efesiensi Turbocarjer ... 80
3.12 Daya Turbin dan Kompresor Turbocarjer ... 81
3.13 Putaran Turbin dan Kompresor ... 83
BAB IV PERHITUNGAN TURBOCARJER ... 86
4.1 Perencanaan Turbin ... 86
4.1.1 Temperatur dan Tekanan gas Keluar Nosel ... 88
4.1.2 Perhitungan Segitiga kecepatan ... 92
4.1.3 Temperatur dan Tekanan Gas Keluar Turbin ... 97
4.1.4 Perhitungan Dimensi Turbin ... 98
4.1.5 Pemeriksaan Kekuatan Sudu Turbin ... 101
4.1.6 Diameter Poros Turbin ... 108
4.1.7 Pemeriksaan Kekuatan Poros Turbin ... 111
4.2 Perencanaan Kompresor ... 113
4.2.1 Kerja Spesifik ... 114
4.2.2 Tinggi Tekan Kompresor ... 115
4.2.3 Kecepatan Udara Masuk Kompresor ... 115
4.2.4 Volume Aliran Masuk Kompresor Sentrifugal (Vs) ... 115
4.2.5 Perhitungan Dimensi Kompresor ... 116
4.2.6 Segitiga Kecepatan pada Kompresor ... 121
BAB V KESIMPULAN & SARAN ... 131
5.1 Turbocarjer ... 131
5.2 Motor Bakar ... 132
5.3 Saran ... 133
DAFTAR PUSTAKA ... 134
DAFTAR GAMBAR
Halaman
Gambar 2.1 Skema instalasi sederhana turbocarjer 9
Gambar 2.2 Turbocarjer sistem tekanan konstan
(constant pressure system) 11
Gambar 2.3 Turbocarjer sistem pulsa (pulse system) 12
Gambar 2.4 Turbocarjer sistem konverter pulsa (pulse-converter system) 13
Gambar 2.5 Bagian-bagian assembling turbocarjer 14
Gambar 2.6 Turbin gas radial aliran masuk kantilever 17
Gambar 2.7 Diagram segitiga kecepatan dari turbin radial kantilever 17
Gambar 2.8. Turbin gas radial aliran masuk campur 18
Gambar 2.9 Diagram segitiga kecepatan dari turbin radial campur 18
Gambar 2.10 Kompresor tipe V 19
Gambar 2.11 Kompresor rotary 20
Gambar 2.12 Kompresor aksial 21
Gambar 2.13 Kompresor sentrifugal 22
Gambar 2.14 Siklus ideal tekanan terbatas pada mesin Diesel 25
Gambar 2.15 Siklus ideal tekanan terbatas dengan menggunakan
turbocarjer 26
Gambar 2.16 Perbandingan mesin Diesel dengan dan tanpa turbocarjer
pada siklus tekanan terbatas dengan rasio kompresi
Gambar 3.1 Mekanisme kerja sederhana turbocarjer waktu
langkah buang 30
Gambar 3.2 Diagram P-V untuk siklus ideal tekanan terbatas pada motor Diesel 33
Gambar 3.3 Diagram P-V untuk siklus tekanan terbatas dengan turbocarjer 36
Gambar 3.4 Diagram h-s untuk turbin 43
Gambar 3.5 Diagram h-s untuk kompresor 45
Gambar 3.6 Diagram P-V siklus gabungan pada motor Diesel 64 Gambar 3.7 Performa kompresor turbocarjer 83
Gambar 4.1 Diagram h-s untuk turbin gas radial aliran masuk 87
Gambar 4.2 Segitiga kecepatan masuk 92
Gambar 4.3 Segitiga kecepatan keluar 93
Gambar 4.4 Hubungan antara sudut aliran masuk (α2) dengan jumlah sudu turbin gas 99
Gambar 4.5 Diagram h-s untuk kompresor 113
Gambar 4.6 Diagram Cordier 120
Gambar 4.7 Segitiga kecepatan masuk kompresor 121
DAFTAR TABEL
Halaman
Tabel 2.1 Perbandingan umum untuk beberapa jenis kompresor 23
Tabel 3.1 Perbandingan motor diesel dengan turbocarjer dan
tanpa turbocarjer 85
Tabel 4.1 Baja paduan untuk poros 108
Tabel 4.2 Jenis-jenis faktor koreksi berdasarkan daya yang akan
DAFTAR NOTASI
Notasi Arti Satuan
A Luas m2
AF Perbandingan udara dengan bahan bakar kgudara/kgb.bakar
b1 Lebas sisi masuk impeler kompresor m
b2 Lebar sisi keluar impeler kompresor m
C Kecepatan absolut m/s
Cb Faktor beban lentur
Cm2 Kecepatan relatif masuk m/s
Co Kecepatan pancar (spouting velocity) m/s
Cpa Kalor panas spesifik udara kJ/kgK
Cpe Kalor panas 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 bakar spesifik kg/hp-hr
FA Perbandingan bahan bakar udara kgb.bakar/kgudara
Fh Konsumsi bahan bakar tiap jamnya kg/hr
Fi Konsumsi bahan bakar indikator kg/hp-hr
g Gravitasi m/s2
H Tinggi tekan kompresor m kol.udara
h Enthalpi kJ/kg
KT Faktor koreksi momen puntir
L Panjang langkah m
LHV Nilai kalor pembakaran bawah kJ/kg
L’ Jumlah udara aktual yang dibutuhkan kg/ mole
M Bilangan much number
Mg Mole gas hasil pembakaran mole/kg
Mp Momen puntir kg.mm
ma Berat molekul udara kg/ mole
. eg
m Laju aliran gas masuk turbin kg/s
. K
m 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
in
q Kalor masuk persatuan massa kJ/kg
r Jari-jari m
Sy Kekuatan tarik bahan MPa
Sf Faktor keamanan
Sf2 Faktor alur pasak
T Temperatur K
TMA Titik mati atas
TMB Titik mati bawah
U Energi dalam kJ/kg
u Kecepatan tangensial m/s
V Volume m3
s '
υ Kapasitas isap m3/s
W Kerja total kJ
' T
W Daya turbin hp
' K
W Daya kompresor hp
w Kecepatan relatif masuk m/s
Y Kerja spesifik kJ/kg
Z Jumlah sudu
z Fungsi dari sudut chamber dan thickness chord ratio
2
α Sudut aliran masuk turbin
1
β Sudut sudu pada sisi masuk kompresor
3
β Sudut sudu pada aliran keluar pada turbin
2
β Sudut sudu pada sisi keluar kompresor
r 2
β Sudut sudu pada sisi masuk root pada turbin
r 3
β Sudut sudu pada sisi keluar root pada turbin
a
e
γ Eksponen gas
r
γ Koefisien gas hasil pembakaran
φ Faktor diagram
Φ Koefisien kecepatan
ψ Koefisien kembebanan sudu
λ Perbandingan tekanan
N
λ Koefisien kehilangan nosel
σ Faktor slip
ct
σ Tegangan tarik sentrifugal MPa
d
σ Tegangan maksimum yang diizinkan MPa
maks gb)
(σ Tegangan lengkung MPa
'
σ Tegangan maksimum yang terjadi MPa
g
τ Tegangan geser maksimum yang terjadi MPa
g
−
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 balam bidang teknologi otomotif, dimana hasil-hasil industri dalam
bidang otomotif mengalami pengembangan dari waktu ke waktu.
Di sisi 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 agar
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 para
ahli perancang otomotif sehinggga, mereka terus berupaya dan berinovasi
menciptakan kendaraan-kendaraan yang rendah polusi, hemat bahan bakar serta
juga mempunyai performa yang tinggi.
Untuk memperoleh tujuan tersebut banyak cara yang ditempuh, salah satu
diantaranya dengan pemakaian turbocarjer. Turbocarjer merupakan mekanisme
untuk mensuplai udara dengan kepadatan yang melebihi kepadatan udara atmosfer
ke dalam silinder untuk ditekan pada langkah kompresi, sehingga daya motor
akan meningkat, selain daya yang meningkat, turbocarjer juga menurunkan
terjadi dengan sempurna, dan juga dengan turbocarjer pemakaian bahan bakar
spesifik dapat dikurangi.
Dengan meningkatnya performansi mesin motor bakar, tingkat polusi
udara yang berkurang, dan juga pemakaian bahan bakar spesifik yang lebih hemat,
sehingga penggunaan turbocarjer ini dapat dikembangkan untuk digunakan dalam
mesin-mesin terutama kenderaan. Dengan pertimbangan tersebut sehingga penulis
tertarik untuk merencanakan suatu turbocarjer yang digunakan untuk kenderaan.
1.2 Tujuan Penulisan
Tujuan perencanaan ini adalah untuk merencanakan turbocarjer yang
digunakan pada motor diesel 6 silinder pengerak kenderaan Shovel Loader
Tipe S6D102-1. Perencanaan turbocarjer tersebut meliputi analisa termodinamika,
perhitungan ukuran-ukuran utama serta gambar teknik turbocarjer tersebut.
1.3 Batasan Masalah
Adapun batasan masalah dalam penulisan skripsi ini adalah
a. Analisa termodinamika motor diesel 6 silinder dengan menggunakan
turbocarjer
b. Perhitungan perencanaan turbocarjer
c. Ukuran-ukuran utama turbocarjer
1.4 Metodologi Penulisan
Metode penulisan yang digunakan pada penulisan skripsi ini adalah
sebagai berikut
a. Survei lapangan, yang dilakukan di PT INALUM yaitu berupa peninjauan
langsung ke lokasi tempat turbocarjer tersebut digunakan.
b. Studi literatur, berupa studi kepustakaan, kajian dari buku-buku dan
tulisan-tulisan yang terkait.
c. Browsing internet, berupa studi artikel-artikel, gambar-gambar, dan buku
elektronik (e-book), serta data-data lain yang berhubungan.
d. Diskusi, berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing dan dosen
pembanding yang ditunjuk oleh Departemen Teknik Mesin Fakultas
Teknik Universitas Sumatera Utara.
1.6 Sistematika Penulisan
Skripsi ini dibagi menjadi beberapa bab dengan garis besar tiap bab adalah
sebagai berikut
• Bab I : Pendahuluan
Bab ini berisikan latar belakang penulisan, tujuan yang hendak dicapai,
batasan masalah, metodologi penulisan, dan sistematika susunan laporan.
• Bab II : Tinjauan Pustaka
Bab ini berisikan landasan teori mengenai teori mengenai motor diesel,
pemakaian turbocarjer itu sendiri serta bagian utama turbocarjer yang
• Bab III : Analisa Termodinamika
Bab ini berisikan data-data turbocarjer, dimana pada data-data tersebut akan
dicari analisa termodinamikanya pada motor diesel 6 silinder jenis Shovel
Loader S6D 102-1 dengan memakai turbocarjer dan juga didapatkan
penghematan bahan bakar spesifiknya.
• Bab IV : Perhitungan Ukuran-Ukuran Utama
Bab ini berisikan mengenai perhitungan bagian-bagian utama pada turbocarjer
yang meliputi perhitungan dimensi dari perencanaan turbin dan kompresor
turbocarjer.
• Bab V : Kesimpulan
Bab ini sebagai penutup berisikan kesimpulan yang diperoleh dari
perencanaan turbocarjer tersebut yang meliputi analisa termodinamika dan
ukuran-ukuran utama turbocarjer tersebut.
• Daftar Pustaka
Daftar pustaka berisikan literatur-literatur yang digunakan untuk menyusun
laporan ini.
• Lampiran
BAB II
TINJAUAN PUSTAKA
2.1 Motor Diesel
Motor bakar adalah mesin kalor dimana gas panas diperoleh dari proses
pembakaran di dalam mesin itu sendiri dan langsung dipakai untuk melakukan
kerja mekanis, yaitu menjalankan mesin tersebut.
Sedangkan motor diesel sering disebut motor penyalaan-kompresi oleh
karena cara penyalaan bahan bakarnya dilakukan dengan menyemprotkan bahan
bakar ke dalam udara yang telah bertekanan dan bertemperatur tinggi, sebagai
akibat dari proses kompresi.
Prinsip kerja motor diesel yaitu torak yang bergerak translasi (bolak-balik)
di dalam silinder dihubungkan dengan pena engkol dari poros engkol yang
berputar pada bantalannya, dengan perantaraan batang pengerak atau batang
penghubung. Campuran bahan bakar dan udara dibakar di dalam ruang bakar,
yaitu ruangan yang dibatasi oleh dinding silinder, kepala torak dan kepala silinder.
Gas pembakaran yang terjadi itu mampu menggerakkan torak yang selanjutnya
memutar poros engkol. Pada kepala silinder terdapat katup isap dan katup buang.
Katup isap berfungsi memasukkan udara segar ke dalam silinder,
sedangkan katup buang berfungsi mengeluarkan gas pembakaran, yang sudah
tidak terpakai, dari dalam silinder ke atmosfir. Pada langkah isap hanya udara
segar saja yang masuk dalam silinder. Pada waktu torak hampir mencapai “titik
temperatur dan tekanan nyala bahan bakar, maka bahan bakar akan terbakar
dengan sendirinya.
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. Dalam perancangan biasanya cenderung mempergunakan perbandingan
kompresi yang serendah-rendahnya berdasarkan pertimbangan kekuatan material,
hal ini dikarenakan perbandingan kompresi yang tinggi akan menghasilkan
temperatur dan tekanan pembakaran yang tinggi pula.
Daya yang dihasilkan oleh motor diesel diperoleh dari hasil pembakaran
bahan bakar di dalam ruang bakar. Makin banyak bahan bakar yang dapat dibakar,
makin besar daya yang dapat dihasilkan. Hal ini terjadi jika tersedia udara
secukupnya, biasanya dengan faktor kelebihan udara yang lebih besar.
Namun demikian pada mesin empat langkah terdapat impitan katup (valve
overlap) yaitu waktu selama kedua katup isap dan katup buang ada dalam keadaan
sama-sama terbuka, sehingga sebahagian udara segar juga keluar dari dalam
silinder. Hal ini merupakan kerugian yang tidak dapat dihindari. Jadi, udara yang
dimasukkan ke dalam silinder tidak semuanya digunakan untuk pembakaran.
Jika sebuah mesin empat langkah dapat mengisap udara pada kondisi
isapannya sebanyak volume langkah toraknya untuk setiap langkah isapnya, maka
hal ini merupakan sesuatu hal yang ideal. Namun, hal tersebut tidak terjadi dalam
Perbandingan dalam jumlah udara yang terisap sebenarnya tehadap jumlah
yang terisap dalam keadaan ideal, dinamai “efisiensi volumetrik”, yang
didefenisikan dalam persamaan di bawah ini,
Berat udara segar terisap (p,T)
ηv =
Berat udara segar sebanyak volume langkah torak pada (p,T)
Besarnya efisiensi volumetrik tergantung pada kondisi isap ( p, T) yang
ditetapkan . Misalnya, jika saringan udara pada saluran masuk, yang diperoleh
dengan menetapkan (p, T) sesudah saringan adalah lebih besar dari pada dengan
menetapkan (p, T) sebelum saringan. Akan tetapi, dalam pengujian prestasi mesin
biasanya tidak dipergunakan saringan udara sehingga kekeliruan tersebut dapat
dihindari. Oleh karena itu maka (p, T) ditetapkan sebagai kondisi udara atmosfir.
Efisiensi volumetrik merupakan fungsi dari kecepatan udara yang terisap,
dimana maksimum terjadi pada suatu putaran poros tertentu. Dengan demikian
merupakan fungsi dari faktor kelebihan udara, yaitu turun dengan turunnya
kerapatan udara.
Dengan mempergunakan turbocarjer, udara akan dipaksa masuk ke dalam
ruang bakar sehingga efisiensi volumetrik menjadi naik, dengan demikian daya
poros pun akan naik. Disamping peningkatan efisiensi volumetrik diharapkan
dapat memperoleh kerja persiklus yang lebih besar dengan volume langkah torak
yang sama, atau dengan perkataan lain dengan turbocarjer diharapkan bisa
diperoleh tekanan efektif rata-rata yang lebih besar sehingga menghasilkan daya
2.2 Motor Diesel Shovel Loader
Motor Diesel Shovel Loader ialah motor diesel yang digunakan sebagai
penggerak kendaraan Shovel Loader Tipe S6D102-1. Shovel Loader adalah suatu
alat yang digunakan untuk mengangkut beban, dimana beban tersebut diangkut
dalam bucket.
2.4 Turbocarjer
2.4.1 Pengertian Turbocarjer
Turbocarjer merupakan mekanisme untuk mensuplai udara dengan
kerapatan yang melebihi kerapatan udara atmosfer ke dalam silinder untuk ditekan
pada langkah kompresi, sehingga daya motor akan meningkat. Turbocarjer
pemakaiannya sangat efisien dimana energi yang digunakan untuk menggerakkan
kompresor untuk menghisap udara masuk ruang bakar adalah berasal dari energi
gas buang yang digunakan untuk menggerakkan turbin.
Salah satu tujuan turbocarjer adalah untuk meningkatkan kerapatan udara
yang akan dimasukkan ke dalam silinder mesin. Dengan meningkatnya kerapatan
udara sehingga, akan lebih banyak bahan bakar yang terbakar dan menyebabkan
peningkatan daya keluaran dari mesin yang diberikan volume langkah dari
Adapun skema instalasi sederhana daripada turbocarjer adalah sebagai
berikut ini
Gambar 2.1 Skema instalasi sederhana turbocarjer
Sumber: http/www.howstuffworks.com/how turbocharging works
2.4.2 Manfaat Pemakaian Turbocarjer
Adapun manfaat utama dari pemakaian turbocarjer pada motor diesel
adalah sebagai berikut ini
a. Memperbesar daya motor
b. Mesin menjadi lebih kompak lagi pula ringan, maksudnya dengan
memakai turbocarjer maka dapat mengurangi dari pada besarnya mesin itu
sendiri.
c. Dengan turbocarjer dapat bekerja lebih efisien, karena pemakaian bahan
bakar spesifiknya lebih rendah.
d. Dengan memakai turbocarjer maka proses pembakaran udara dan bahan
bakar akan berjalan dengan sempurna sehingga emisi gas buang juga dapat
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 yang 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 berkurangnya kerapatan udara pada ketinggian yang lebih tinggi.
Persoalan detonasi dapat diatasi dengan menggunakan bahan bakar dengan
mempunyai nilai oktan yang lebih tinggi. Pada mobil balap yang lebih
mementingkan daya dari pada efisiensi, banyak memakai turbocarjer.
Pada motor diesel dengan turbocarjer dapat bekerja dengan efisiensi,
pemakaian bahan bakar spesifik lebih rendah, khususnya pada unit lebih murah
harganya. Keuntungan lain yang diperoleh dari motor diesel dengan turbocarjer
adalah dapat mempersingkat periode persiapan pembakaran sehingga karakteristik
pembakaran menjadi lebih baik. Disamping itu terbuka kemungkinan untuk
menggunakan bahan bakar dengan bilangan setana yang lebih rendah. Karena
turbocarjer dapat memasukkan udara yang lebih banyak, dapat diharapkan
2.3.3 Klasifikasi Turbocarjer
Dalam prakteknya ada tiga metode pengoperasian turbocarjer yang
dipergunakan untuk memanfaatkan energi yang berguna pada gas buang yaitu :
a. Turbocarjer sistem tekanan konstan ( constant pressure system )
b. Turbocarjer sistem pulsa ( pulse system )
c. Turbocarjer sistem konverter- pulsa ( pulse-converter system)
2.3.3.1 Turbocarjer sistem tekanan konstan ( constant pressure system )
Pada sistem turbocarjer tekanan konstan ini adalah bertujuan untuk
menjaga atau memelihara agar tekanan gas buang pada motor bakar dalam
keadaan konstan dan tekanan yang dihasilkan lebih tinggi dari pada tekanan
atmosfer sehingga turbin turbocarjer dapat beroperasi secara maksimum. Tujuan
pembuatan saluran gas buang yang besar dan lebar adalah untuk menyerap
tekanan yang tidak konstan dan oleh karenanya energi kinetik di dalam saluran
gas buang harus dihilangkan.
Gambar 2.2 Turbocarjer sistem tekanan konstan ( constant pressure system )
Keuntungan memakai turbocarjer pada metode tekanan konstan ialah :
a. Efesiensi turbin yang tinggi selama aliran tetap ( steady flow )
b. Sangat efisien dan konsumsi bahan bakar yang ekonomis pada
perbandingan tekanan kompresor dan turbin yang tinggi.
Kerugian memakai turbocarjer pada metode tekanan konstan adalah :
a. Tidak semua gas buang dapat digunakan untuk menggerakkan turbin.
b. Membutuhkan saluran gas buang yang besar.
c. Performansi yang rendah pada putaran rendah dan berbeban.
d. Asselerasi turbocarjer yang rendah.
2.3.3.2 Turbocarjer sistem pulsa ( pulse system )
Turbocarjer sistem pulsa adalah bertujuan untuk menggunakan energi
kinetik di dalam proses pembuangan gas buang ( blow down ) untuk
menggerakkan turbin turbocarjer, yang secara idealnya tidak ada terjadi
peningkatan tekanan gas buang. Untuk mencapai tujuan tersebut saluran buang
yang segaris haruslah lebih kecil.
Gambar 2.3 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 terhadap
pembebanan tiba-tiba.
c. Dapat menggunakan saluran gas buang yang lebih pendek dan kecil.
d. Asselerasi turbocarjer yang tinggi.
e. Performansi yang tinggi pada putaran rendah dan berbeban.
f. Energi gas buang yang berguna tinggi pada turbin
Kerugiannya memakai turbocarjer dengan sistem pulsa ini adalah :
a. Pemanfaatan energi gas buang tidak efektif.
b. Efesiensi turbin yang rendah.
c. Saluran buang yang rumit dengan jumlah silinder yang banyak.
2.3.3.3 Turbocarjer sistem konverter-pulsa ( pulse-converter system)
Pada turbocarjer sistem konverter pulsa ini bertujuan untuk mengubah
energi kinetik di dalam proses pembuangan menjadi peningkatan tekanan pada
[image:30.595.172.427.523.675.2]turbin dengan membuat satu atau lebih diffuser.
Gambar 2.4 Turbocarjer sistem konverter- pulsa ( pulse-converter system)
Keuntungan memakai turbocarjer sistem konverter-pulsa adalah
performansi mesin yang tinggi, sedangkan kerugiannya adalah performansi yang
rendah pada putaran rendah dan tinggi dan hanya untuk mesin dengan jumlah
silinder tertentu ( empat, delapan dan enam belas).
Secara umum, motor diesel berukuran besar seperti automotif, truk, dan
mesin industri biasanya menggunakan turbocarjer sistem pulsa ( pulse system ).
Pada perencanaan ini penulis merencanakan turbocarjer sistem pulsa.
2.3.4 Bagian-Bagian Utama Turbocarjer
Bagian utama turbocarjer terdiri dari sebuah turbin gas dan sebuah
kompresor. Gambar 2.5 ini merupakan gambar dari assembling turbocarjer yang
[image:31.595.150.507.399.681.2]telah dilepas bagian-bagiannya.
Gambar 2.5 Bagian-bagian assembling turbocarjer
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
9. Bolt 26. Bolt
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
2.3.4.1 Turbin
Turbin turbocarjer digerakkan oleh energi berguna yang dikandung oleh
gas buang. Aliran gas buang dari hasil pembakaran bahan bakar dari dalam ruang
bakar menggerakkan sudu-sudu turbin, diserap energinya dan diubah menjadi
bentuk energi mekanis ini merupakan daya poros pada turbin yang dipergunakan
untuk menggerakkan kompresor
Berdasarkan arah aliran fluida, ada dua tipe turbin yang digunakan pada
turbocarjer, yaitu aliran radial aliran masuk dan turbin gas aliran aksial. Turbin
radial aliran masuk banyak dipakai dalam ukuran kecil, di dalam bidang
transportasi pada motor bensin dan diesel yang menggunakan menggunakan
turbocarjer, di bidang penerbangan digunakan pada unit helikopter yang berguna
pada saat start awal. Keuntungan utama turbin gas radial aliran masuk adalah
kerja yang dihasilkan oleh sebuah tingkat tunggal turbin adalah sama dengan dua
atau lebih di dalam turbin gas aksial, hal ini disebabkan turbin gas radial aliran
masuk mempunyai putaran yang lebih tinggi dibandingkan dengan turbin aksial,
karena daya yang dihasilkan adalah sebuah fungsi kuadrat dari putaran (P ∼ u2)
sehingga kerja lebih besar dibandingkan turbin aksial tingkat tunggal.
Turbin gas radial aliran masuk mempunyai keuntungan lainnya harga/
biayanya lebih rendah dibandingkan dari pada turbin gas aksial, hal tersebutlah
yang menjadikan 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 )
Turbin gas radial aliran masuk kantilever tidak menggunakan sudut aliran
masuk secara radial, pada jenis turbin kantilever ini tidak terjadi percepatan
melalui rotor. Jenis kantilever jarang digunakan karena efesiensinya rendah pada
[image:34.595.199.417.202.336.2]dan juga proses pembuatannya yang sulit.
Gambar 2.6 Turbin gas radial aliran masuk kantilever
Sumber : Boyce, Gas Turbine Engineering Handbook, 2002
Kontruksi dan segitiga kecepatan yang dibentuk oleh turbin gas radial
aliran masuk kantilever dapat dilihat pada gambar 2.7 berikut ini
Gambar 2.7 Susunan dan diagram segitiga kecepatan dari turbin radial
tipe kantilever
[image:34.595.176.447.468.662.2]Gambar 2.8 Turbin gas radial aliran masuk campur
Sumber : Boyce, Gas Turbine Engineering Handbook, 2002
Sedangkan untuk kontruksi dan segitiga kecepatan yang dibentuk oleh
turbin gas radial aliran masuk campur dapat dilihat pada gambar berikut ini
Gambar 2.9 Susunan dan diagram segitiga kecepatan dari turbin radial
aliran masuk campur (90 degree IFR)
Sumber : Dixon, Fluid Mechanics, Thermodynamics of Turbomachinery,1998
Atas pertimbangan tersebut maka dalam perancangan ini jenis turbin yang
[image:35.595.166.476.385.589.2]2.3.4.2 Kompresor
Kompresor pada turbocarjer berfungsi untuk memampatkan udara dari
udara atmosfer, 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 discplacement.
a. Kompresor Positif (positive discplacement)
Kompresor ini tersedia dalam dua jenis reciprocating dan putar/rotary.
1). Komprosor Reciprocating
Kompresor reciprocating adalah kompresor yang menghasilkan udara
bertekanan akibat adanya gerak naik turun piston dalam silinder.
Kompresor reciprocating tersedia dalam berbagai konfigurasi, terdapat
empat jenis yang paling banyak digunakan yaitu horizontal, vertikal dan ,
[image:36.595.185.422.489.670.2]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. Biasanya digunakan
dengan ukuran 30 sampai 200 hp atau 22 sampai 150 kW.
(a) (b)
[image:37.595.147.485.251.575.2](c) (d)
Gambar 2.11 Kompresor Rotary, terdiri dari
a). Roots Compressor
b). Rotary sliding vane compressor
c). Twin-screw rotary screw compressor
d). Single-screw rotary screw compressor
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
roda jalan diikuti oleh barisan sudu-sudu stator. 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 perbandingan tekanan keseluruhan yang
diinginkan.
Gambar 2.12 Kompresor Aksial
2). Kompresor Sentrifugal
Dalam permesinan, yang mana juga disebut sebagai turbo-blowers atau
turbo-compressors, satu atau lebih impeller dirotasikan pada kecepatan
yang tinggi di dalam sebuah rumah kompresor. Udara yang terlempar
masuk ke dalam pusat dari 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 tinggi udara akan
memasuki diffuser, pada diffuser akan mengubah energi kinetik udara
[image:39.595.231.420.371.577.2]yang mengalir melewati impeller menjadi energi tekanan.
Gambar 2.13 Kompresor Sentrifugal
Untuk menentukan jenis perencanaan kompresor untuk turbocarger
dibutuhkan beberapa perbandingan-perbandingan yang secara umum, seperti yang
[image:40.595.99.545.201.731.2]terdapat pada tabel 2.1 berikut ini
Tabel 2.1 Perbandingan umum untuk beberapa jenis kompresor
Item Reciprocating Vane
compressor
Screw
compressor
Centrifugal
compressor
Efesiensi pada
beban penuh
Tinggi Medium-tinggi Tinggi Tinggi
Efesiensi pada
beban sebagian
Tinggi karena
bertahap-tahap
Buruk Buruk Buruk
Efesiansi tanpa
beban
Tinggi (10 % -
25 %
Medium (30%-
40 %)
Tinggi-buruk
( 25%-60%)
Tinggi Medium
(20 %-30 %)
Tingkat
kebisingan
Bising Tenang Tenang jika
tertutup
Tenang
Ukuran Besar Kompak Kompak Kompak
Penggantian
minyak pelumas
Sedang
Rendah-medium
Rendah Rendah
Getaran Tinggi Hampir tidak
ada
Hampir tidak
ada
Hampir tidak
ada
Perawatan Banyak bagian
peralatan yang
dipakai
Sedikit bagian
peralatan yang
dipakai
Sangat sedikit
peralatan yang
dipakai
Sensitif
terhadapdebu
dan udara
Kapasitas tinggi
Rendah-medium
Rendah-tinggi Medium-tinggi
Tekanan
Medium-sangat tinggi
tinggi
Medium-tinggi
Medium-tinggi
Berdasarkan pertimbangan di atas, maka dipilihlah jenis kompresor
sentrifugal, hal ini dikarenakan kompresor ini memiliki kapasitas yang relatif
tinggi. Alasan lain pemilihan kompresor sentrifugal karena ruangan yang
dibutuhkan lebih kecil, dapat bekerja dengan putaran tinggi, tekanan yang
dihasilkan tinggi serta dapat langsung dikopel dengan poros motor penggerak
yaitu poros turbin.
2.4 Siklus Termodinamika Motor Diesel dengan Turbocarjer
Perencanaan yang bagus dari mesin diesel dengan menggunakan
turbocarjer bergantung pada pemilihan sistem untuk pengiriman energi gas buang
dari katup buang ke turbin dan kegunaan energi tersebut pada turbin turbocarjer.
Idealnya semua energi yang meninggalkan silinder dikirimkan ke turbin , tetapi
dalam keadaan aktualnya atau sebenarnya ada beberapa yang hilang, dikarenakan
adanya terjadinya pindahan panas di sekitarnya, tetapi hal ini tidak mencapai 5 %.
Siklus ideal termodinamis dari mesin diesel dapat ditunjukkan pada
gambar 2.14 yang menunjukkan energi yang terkandung dan berguna di dalam
sistem pembuangan. Katup buang akan terbuka pada titik mati bawah pada titik 5
dimana tekanan silinder lebih besar dari pada tekanan atmosfer, yaitu pada akhir
pipa pembuangan. Jika katup buang terbuka maka secara isentropik dan reversibel
akan menuju pada tekanan atmosfer yaitu pada titik 6, dimana daerah kerja dapat
digambarkan pada daerah 5-6-1. Daerah kerja yang digambarkan pada daerah titik
5-6-1, dimana pada daerah tersebutlah untuk memanfaatkan energi gas buang
ditempatkan turbocarjer pada daerah tersebut yang disebut juga dengan blow-
Gambar 2.14 Siklus ideal tekanan terbatas pada mesin diesel
Sumber : Bernard and Rodica, Diesel Engine Reference Book, 1999
Pada Gambar 2.15 menunjukkan bahwa turbocarjer meningkatkan tekanan
pada saluran masuk, dari sini proses masuk (12-1) pada tekanan P1 dimana P1
berada pada di atas tekanan atmosfer.Pa. Blow-down energi ditunjukkan pada
daerah 5-8-9, saluran gas buang pada tekanan P7 juga berada di atas tekanan
atmosfer Pa. Proses gas buang yang berasal dari silinder ditunjukkan oleh garis
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 tinggal
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
berada di atas tekanan atmosfer dan oleh karena itu juga mempunyai energi yang
berguna untuk diekspansikan menjadi tekanan atmosfer. Daerah kerjanya dapat
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 titik P7. Energi yang
[image:43.595.160.478.248.445.2]berguna pada turbin diberikan pada daerah 7-8-10-11.
Gambar 2.15 Siklus ideal tekanan terbatas dengan menggunakan turbocarjer
Sumber : Bernard and Rodica, Diesel Engine Reference Book, 1999
Pada penjelasan pada gambar 2.15 di atas siklus ideal tekanan terbatas
motor bakar diesel dengan menggunakan turbocarjer tekanan konstan, sangat
berbeda dengan yang digunakan pada turbocarjer sistem pulsa yaitu perbedaannya
terdapat pada penambahan penggunaan energi yang digunakan pada daerah
5-7-13. Tekanan masuk turbin yang diperlukan yaitu mencapai tekanan P5 ketika
katup buang terbuka pertama kalinya, kemudian menuju sepanjang garis 5,6,7.
Turbin juga mempunyai daerah aliran efektif yang kecil, ketika katup
dikarenakan saluran buang kecil maka tekanan pun akan turun. Laju aliran massa
gas buang 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 dari pada sistem tekanan konstan
2.5 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 di atas tekanan atmosfer, dan lebih banyak bahan bakar yang dapat
dibakar, tekanan di dalam silinder melalui siklus tersebut dan terutama selama
[image:44.595.194.433.439.608.2]pembakaran, menjadi lebih tinggi untuk siklus yang memakai turbocarjer.
Gambar 2.16 Perbandingan mesin diesel dengan dan tanpa turbocarjer
pada siklus tekanan terbatas dengan rasio kompresi sama.
BAB III
PERHITUNGAN & ANALISA TERMODINAMIKA
3.1 Idealisasi Analisa Termodinamika
Proses-proses termodinamika yang terjadi di dalam motor bakar torak
sangatlah kompleks untuk dianalisa menurut teori, maka untuk memudahkan
analisa proses tersebut perlu dilakukan beberapa idealisasi yaitu :
a. Fluida kerja dianggap sebagai gas sempurna (gas ideal).
b. Proses pembakaran dianggap sebagai proses pemanasan fluida kerja.
c. Proses kompresi dan ekspansi berlangsung secara isentropik.
d. Pada akhir ekspansi, yaitu pada waktu torak mencapai TMB, fluida kerja
didinginkan sehingga tekanan dan temperaturnya turun mencapai tekanan
dan temperatur atmosfer.
e. Tekanan fluida kerja di dalam silinder selama langkah buang dan langkah
isap adalah konstan.
Dari idealisasi di atas, maka akan dapat dianalisa kondisi setiap titik pada
siklus kerja. Dengan diperolehnya hasil dari kondisi idealisasi, maka akan dapat
diperkirakan hasil dari proses sebenarnya dengan mengalikan hasil yang didapat
dari siklus ideal tersebut dengan faktor yang menyatakan penyimpangan keadaan
Penyimpangan dari siklus ideal itu terjadi karena dalam keadaan yang
sebenarnya terjadi kerugian yang antara lain disebabkan oleh hal berikut ini :
a. Kebocoran fluida kerja kerena penyekatan oleh cincin torak dan katup tak
dapat sempurna.
b. Katup tidak dibuka dan ditutup tepat di TMA dan TMB karena
pertimbangan dinamika mekanisme katup dan kelembaman fluida kerja.
c. Fluida kerja bukanlah udara yang dapat dianggap sebagai gas ideal dengan
kalor spesifik yang konstan selama proses siklus berlangsung.
d. Proses pembakaran memerlukan waktu, jadi tidak berlangsung sekaligus.
Akibatnya proses pembakaran berlangsung pada volume ruang bakar yang
berubah-ubah, proses pembakaran tidak berlangsung pada volume atau
pada tekanan konstan.
e. Terdapat kerugian kalor yang disebabkan oleh perpindahan kalor dari
fluida kerja ke fluida pendingin, terutama pada langkah kompresi,
ekspansi, dan pada waktu gas buang meninggalkan silinder.
f. Terdapat kerugian kalor yang dibawa oleh gas buang dari dalam silinder
ke atmosfer sekitarnya. Energi tersebut tak dapat dimanfaatkan lagi untuk
3.2 Mekanisme Kerja Turbocarjer
Adapun mekanisme kerja sederhana dari turbocarjer adalah seperti gambar
3.1 berikut ini
[image:47.595.129.469.136.445.2]
Gambar 3.1 Mekanisme kerja sederhana dari turbocarjer pada waktu langkah
buang
Keterangan gambar :
1. engine 4. kompresor (blower)
2. piston 5. saluran gas buang
3. turbin gas 6. saluran masuk
1 4
3
5 6
Adapun mekanisme kerja sederhana dari turbocarjer di atas adalah ketika
piston melakukan langkah buang, dimana gas buang yang masih bertemperatur
tinggi dan juga bertekanan yang tinggi diekspansikan keluar ke saluran buang (
exhaust manifold ) dengan laju aliran gas buang yang tinggi masuk ke turbin
turbocarjer dan akan memutar turbin, dengan berputarnya turbin maka kompresor
juga akan ikut berputar.
Sehingga udara atmosfer akan masuk ke kompresor , dan akan masuk ke
dalam ruang bakar dengan udara yang mempunyai tekanan yang tinggi dan juga
kerapatan udara yang tinggi pula. Putaran turbocarjer dapat mencapai putaran
80.000 rpm sampai 130000 rpm (literatur 3). Turbocarjer pada kondisi putaran
mesin yang tinggi, akan dihasilkan tekanan gas buang yang masuk turbocarjer
yang tinggi pula, hal ini mengakibatkan jumlah udara dan tekanan yang disuplai
ke ruang bakar akan melebihi jumlah udara dan tekanan udara suplai yang
ditentukan hal ini akan berpengaruh kepada tingkat ketahanan material ruang
bakar itu sendiri.
Untuk menghindari tekanan yang berlebih masuk ke turbin turbocarjer
maka dibuatlah mekanisme waste gate valve hal ini bertujuan untuk mengurangi
tekanan yang masuk turbin turbocarjer. Dalam perancangan ini diasumsikan
3.3 Penetapan Siklus Termodinamika
Secara umum ada tiga jenis siklus termodinamika yang berlaku pada motor
bakar torak, yaitu :
a. Siklus volume konstan ( Siklus Otto)
b. Siklus tekanan konstan
c. Siklus tekanan terbatas ( Siklus Dual )
Siklus tekanan terbatas ( siklus dual ) merupakan siklus ideal bagi motor
bakar torak yang proses pembakarannya berlangsung pada kondisi yang
mendekati volume konstan dan terus berlanjut pada tekanan konstan.
Keunggulan bahan bakar diesel adalah diukur dari kualitas kesiapan
penyalaannya, angka setana dari bahan bakar merupakan pengukur kualitas
penyalaan, semakin besar angka setana maka semakin besar ketahanannya
terhadap detonasi. Dengan adanya bahan bakar dengan angka setana yang tinggi,
putaran motor akan naik lebih tinggi dan lebih banyak bahan bakar yang
diinjeksikan ke dalam ruang bakar hingga penyalaan sendiri terjadi, yang
mengakibatkan tekanan naik tajam disaat awal pembakaran.
Sehingga motor bakar diesel putaran tinggi lebih cocok didekati oleh
siklus tekanan terbatas (siklus dual), dimana pembakaran dibagi dalam dua daerah
yakni daerah volume konstan dilanjutkan daerah tekanan konstan. Siklus yang
ditetapkan sebagai siklus ideal bagi motor bakar yang direncanakan disini adalah
Gambar 3.2 Diagram P-V untuk siklus ideal tekanan terbatas pada motor diesel
Keterangan gambar :
0-1 : Langkah isap tekanan konstan
1-2 : Langkah kompresi isentropis
2-3a : Pembakaran pada volume konstan
3a- 3 : Pembakaran pada tekanan konstan
3 – 4 : Langkah ekspansi isentropis
4- 1 : Proses pengeluaran kalor pada volume konstan
3.4 Bahan Bakar yang Digunakan
Bahan bakar yang baik merupakan hal yang memegang peranan utama
dalam pengoperasian motor bakar agar diperoleh pembakaran yang sempurna,
bilangan setana untuk bahan bakar diesel putaran tinggi berkisar diantara 40
sampai 60. Zat tambahan untuk menaikkan bilangan oktana bens=in adalah
“tetraethyl lead“. Nilai kalor bahan bakar untuk motor diesel putaran tinggi pada
Pada umumnya bahan bakar untuk motor diesel banyak yang memakai
dari jenis bahan bakar cair yaitu jenis paraffin atau alkanes dengan rumus molekul
CnH2n+2. Direncanakan jenis bahan bakar cair yang digunakan yaitu jenis paraffin
atau alkanes yaitu C13H28 yang merupakan Medium Diesel Oil.
Adapun medium diesel oil mempunyai nilai kalor bahan bakar seperti berikut ini
HHV : 19110 Btu/lb = 44449,86 kJ / kg
LHV : 18000 Btu/ lb = 41868 kJ/kg
3.5 Perbandingan Bahan Bakar dan Udara ( F/A)
Adapun standar untuk perbandingan bahan bakar dan udara ( F/A ) untuk
motor bakar diesel adalah :
70
18≤ AF ≤ atau 0,014≤FA≤0,056
dimana bila
F/A < 0,014; berarti bahan bakar yang diinjeksikan kurang dari semestinya
F/A > 0,056; udara tidak cukup untuk melakukan pembakaran sempurna
atau bahan bakar tidak habis terbakar, hal ini akan
menyebabkan asap hitam pada gas buang.
Reaksi pembakaran bahan bakar dengan udara secara kimia dapat ditulis:
C13H28 + 20 (O2 + (3,76) N2) 13 CO2 +14 H2O + 20 (3,76) N2 + Qkal
sehingga,
Adapun perbandingan bahan bakar dengan udara adalah sebagai berikut: th A F = 2 2 28 13 2 , 75
20 O N
H C + th A F = 6 , 2105 640 184 + th A F
= 0,0670163
th A F = 92 , 14 1
Pada motor bakar diesel faktor kelebihan udara mempunyai peranan yang
sangat penting karena motor bakar diesel ini menggunakan pemampatan udara
untuk membakar bahan bakar, lain halnya dengan motor bakar bensin yang
menggunakan percikan bunga api untuk membakar bahan bakar. Oleh karena itu
untuk menjamin terjadinya pembakaran sempurna diambil faktor kelebihan udara
sebesar (α) 210% atau 2,1.
Faktor kelebihan udara untuk: - motor bakar diesel (α) = 200% - 300%
- motor bakar bensin (α) = 5% - 20% Sehingga persamaan kimianya menjadi;
C13H28 + 42 O2 + 157,92 N2 13 CO2 + 14 H2O + 157,92 N2 + 22 O2 + Qkal
Dan perbandingan bahan bakar dengan udara adalah sebagai berikut:
3.6 Pemilihan Perbandingan Kompresi
Perbandingan kompresi suatu motor bakar akan mempengaruhi efesiensi
termis dan tekanan efektif rata-rata yang dihasilkan. Perbandingan kompresi yang
tinggi akan memberikan efesiensi dan tekanan efektif rata-rata yang tinggi.
Namun pemilihan perbandingan kompresi yang tinggi selalu dikaitkan dengan
kekuatan bahan terhadap temperatur dan tekanan yang tinggi, adapun nilai
perbandingan kompresi yang umum digunakan pada motor diesel adalah berkisar
antara 12 ~ 25.
Pada perencanaan ini perbandingan kompresi yang dipilih sesuai dengan
data survey Shovel Loader S6D 102-1 yang digunakan pada PT INALUM adalah
CR = 18.
3.7 Perhitungan Termodinamika Motor Diesel dengan Turbocarjer.
Adapun siklus termodinamika yang digunakan dalam perhitungan adalah
siklus tekanan terbatas (siklus dual) dengan menggunakan turbocarjer.
Gambar 3.3 Diagram P -V ideal untuk siklus ideal tekanan terbatas yang
Proses yang terjadi
0 – 1 : Langkah isap pada tekanan konstan
1 – 2 : Langkah kompresi isentropis
2 – 3a : Proses pembakaran pada volume konstan
3a – 3 : Pembakaran pada tekanan konstan
3 - 4 : Langkah ekspansi isentropis
4 – 1 : Proses pengeluaran kalor pada volume
konstan
4 - 5 –6 : Langkah idealisasi isentropis
4-6-7 dan 10-7-8-9 : Daerah yang menggambarkan kerja
maksimum yang berguna untuk
menggerakkan turbin turbocarjer
5’-6-8-9 : Daerah yang menggambarkan energi yang
berguna untuk menggerakkan turbin
turbocarjer
4,10 : Periode ketika katup buang terbuka dan
gas yang bertekanan tinggi diekspansikan
keluar melalui saluran buang.
9,10,5’ : Menunjukkan proses pembuangan ketika
piston bergerak dari titik mati bawah ke
titik mati atas dari silinder ke saluran
buang. Tekanan gas ini berada diatas
3.7.1 Laju aliran gas buang masuk turbin
Persamaan laju aliran gas buang masuk turbin adalah sebagai berikut ini :
(
)
3600
' .
a i i c s eg
m L N F m = µ+∆
dimana :
eg m
.
= Laju aliran gas buang melalui turbin ( kg/s)
µ = Koefisien perubahan molar gas
∆sc = Koefisien udara pembilasan
Untuk mesin dengan turbocarjer koefisien udara pembilasan
nilainya 0,06 ~ 0,2, dalam perencanaan ini diambil koefisien udara
pembilasan senilai 0,2
Fi = Konsumsi bahan bakar indikator ( kg/hr-hp)
Ni = Daya indikator (hp)
L’ = Jumlah udara aktual yang dibutuhkan (mole/kg)
ma = Berat molekul udara sebesar 28,95 kg /mole
Dimana, untuk bahan bakar C13H28 ( merupakan medium diesel oil pada
putaran tinggi), bilangan molekul :
C = 12
H = 1
persentase;
C = 0,847
184 156
= = 84,78 %
H = 0,152
184 28
persentase kandungan ;
O2 = 21 %
N2 = 79 %
Sehingga jumlah teoritis udara yang dibutuhkan untuk pembakaran
bahan bakar 1 kg ditentukan dengan rumus :
+ − = 32 4 12 21 , 0 1
' c h o
o L + − = 32 0 4 152 , 0 12 847 , 0 21 , 0 1 ' o L
(
0,0705 0,038)
21 , 0 1 ' = + o L 517 , 0 ' = o L mole/kg
Sedangkan jumlah udara aktual yang dibutuhkan untuk pambakaran 1 kg bahan
bakar dipengaruhi oleh adanya faktor kelebihan udara adalah :
' '
o
L
L =α (mole/kg)
) 517 , 0 ( 1 , 2 ' =
L mole/kg
0858 , 1 '=
L mole/kg
Karbondioksida M CO2 = 0,0705
12 847 , 0
12 = =
c
mole
Uap air M H2O = 0,076
2 152 , 0
2 = =
H
mole
Oksigen M O2 = 0,21 ( α -1 ) L’o
= 0,21 ( 2,1 -1) 0,517 mole/kg
Nitrogen N2 = 0,79 α L’o
= 0,79 .2,1 (0,517)
= 0,8578 mole/kg
Sehingga jumlah total dari pembakaran adalah sebagai berikut :
Mg = M CO2 + M H2O + M O2 + N2
Mg = 0,0705 mole/kg + 0,076 mol/kg + 0,1194 mole/kg + 0,8578 mole/kg
Mg = 1,1237 mol/kg
dimana koefisien perubahan molar menjadi :
1,0348
/ 0858 , 1
/ 1237 , 1
' = =
=
kg mole
kg mole
L Mg µ
Hubungan antara daya indikator dan konsumsi bahan bakar dirumuskan sebagai
berikut ini :
i i
h FN
F =
Fh =FNb
dimana :
Fh = konsumsi bahan bakar indikator spesifik (kg/hr)
Fi = konsumsi bahan bakar indikator (kg/hp.hr)
Ni = daya indikator (hp)
Nb = daya efektif (hp)
Dalam hal ini konsumsi bahan bakar spesifik dari data survey yaitu 168
gr/hp.hr, karena hasil yang didapatkan dengan data tersebut tidak sesuai dengan
perhitungan maka konsumsi bahan bakar spesifik yang direncanakan adalah
sehingga konsumsi bahan bakar tiap jamnya :
Fh =FNb
Fh =0,14[kg/hp.hr](122hp)
Fh = 17,08 kg/hr
Sehingga laju aliran massa gas buang dapat dicari
(
)
3600
' .
a i i c s eg
m L N F m = µ+∆
(
)
17,08 / (1,0858 3600/ )(28,95 / )2 , 0 0348 , 1
. kg hr mole kg kg mole
meg = +
184 , 0 .
=
eg
m kg/s
3.7.2 Laju aliran udara melalui kompresor
Persamaan laju aliran massa udara melalui kompresor adalah sebagai
berikut ini :
(
1)
3600' '
a i i c s k
m L N F m = +∆
keterangan :
k m
.
= Laju aliran massa udara pada kompresor (kg/s)
µ = Koefisien perubahan molar gas
∆sc = Koefisien udara pembilasan
Untuk mesin dengan turbocarjer koefisien udara pembilasan
nilainya 0,06 ~ 0,2, dalam perencanaan ini diambil koefisien udara
pembilasan senilai 0,2.
Fi = Konsumsi bahan bakar indikator ( kg/hr.hp)
L’ = Jumlah udara aktual yang dibutuhkan (mole/kg)
ma = Berat molekul udara sebesar 28,95 kg /mole
Dimana, hubungan daya indikator dengan konsumsi bahan bakar indikator
yaitu :
i i
h FN
F =
) 122 ( ] . / [ 14 ,
0 kg hphr hp
Fh =
Fh = 17,08 kg/hr
sehingga laju aliran massa udara melalui kompresor adalah :
(
1)
3600' .
a i i c s k
m L N F m = +∆
(
)
17,08 / (1,0858 3600/ )(28,95 / ) 2, 0 1
' kg hr mole kg kg mole
mk = +
179 , 0
' = k
m kg/s
3.7.3 Penetapan Perencanaan
Data-data yang direncanakan dalam perhitungan termodinamika ini,
adalah laju aliran masa gas buang masuk turbin, laju aliran udara melalui
kompresor, temperatur dan tekanan udara masuk turbin. Temperatur suhu masuk
turbocarjer adalah 500º C – 600º C, dalam hal ini direncanakan temperatur masuk
turbin turbocarjer adalah 790,17 K, sedangkan perbandingan tekanan udara yang
disuplai oleh kompresor adalah 2 ∼ 2,5 dalam hal ini direncanakan Psup = 2,011
x105 Pa, sedangkan tekanan masuk turbin adalah Pt = P5 = (0,8 ∼ 0,9) Psup dalam
hal ini direncanakan P5 = 0,825 Psup , sehingga tekanan masuk turbin diperoleh Pt
Oleh karena itu, diperoleh data perencanaan sebagai berikut yang akan digunakan
pada perhitungan termodinamika sebagai berikut :
184 , 0 .
=
eg
m kg/s
179 , 0
' = K
m kg/s
T5’ = 790,17 K
P5’ = 1,659 x 10 5 Pa
3.7.4 Kondisi Udara Masuk dan Keluar Turbin
Gambar 3.4 berikut ini adalah diagram h-s dari kondisi gas buang masuk
dan keluar turbin, keadaan gas buang masuk turbin dalam keadaan stagnasi
ditunjukkan pada titik 01, dan keadaan gas buang keluar turbin pada keadaan
stagnasi yaitu pada titik 02, sedangkan keadaan gas keluar dalam keadaan
stagnasi isentropik pada titik 02s.
[image:60.595.214.396.477.643.2]02
Gambar 3.4 Diagram h – s untuk turbin
Turbin ini digerakkan oleh gas buang dari motor bakar yang dihubungkan
langsung dengan kompresor, sehingga kerja yang diperlukan untuk memutar
kompresor adalah kerja yang dihasilkan turbin.
Dimana kerja yang dihasilkan oleh turbin adalah:
)
( 01 02
.
h h m h
WT =∆ tT = −
dari data perencanaan telah diketahui bahwa T5 = T01 dan T6 = T02, sehingga :
T01 = 790,17 K
P01 = 1,659 x 105 Pa
= eg m
.
0,184 kg/det
pada temperatur T01, dengan cara interpolasi diperoleh entalpinya,
T01 = 790,17 K
h01 = 811,17 kJ/kg
untuk mencari temperatur keluar turbin secara stagnasi isentropik dapat dicari
dengan persamaan ;
k k s P P T T 1 01 02 01 02 − =
sehingga tekanan udara keluar turbin isentropik dapat ditentukan, dalam hal ini
dimana tekanan keluar turbin akan sama dengan tekanan udara atmosfer
P02 = 1,01325 x105 Pa.
4 , 1 1 4 , 1 5 5 02 10 659 , 1 10 01325 , 1 17 , 790 − ×× = Pa Pa K T s = s
dimana diambil efisiensi isentropik dari turbin
= T
η 0,75 – 0,90
dalam hal ini diambil efisiensi isentropik turbin 0,8.
Sehingga, dengan menggunakan efisiensi turbin, maka didapat temperatur keluar
turbin dalam keadaan stagnasi.
K K
T K
15 , 686 17
, 790
17 , 790 8
,
0 02
− − =
T02 = 706,954 K
maka entalpi pada T02 = 706,954 K dengan cara interpolasi pada tabel Lampiran 5
dapat diperoleh:
h02 = 720,759 kJ/kg
3.7.5 Kondisi Udara Masuk dan Keluar Kompresor
Gambar 3.5 berikut ini menunjukkan diagram h – s untuk kondisi udara
masuk dan keluar kompresor menuju ruang bakar. Dimana keadaan udara masuk
stagnasi menunjukkan pada titik 01, sedangkan keadaan udara keluar kompresor
stagnasi pada titik 02, titik 02s menunjukkan kondisi keluar kompresor pada
keadaan stagnasi isentropik.
[image:62.595.232.401.559.702.2]02
Gambar 3.5 Diagram h – s untuk kompresor
Dalam perencanaan ini keadaan suhu masuk kompresor direncanakan
adalah sebesar 303 K, untuk keadaan udara masuk kompresor dalam hal ini
dianggap tidak ada terjadinya kerugian tekanan melalui saringan sehingga :
T01 = 303K
P01 = 1,01325 x105 Pa
Dimana kerja kompresor :
)
( 02 01
.
h h m
Wc = −
pada T01 = 303 K, dengan cara interpolasi dapat diperoleh entalpinya :
h01 = 303,488 kJ/kg
Dalam perencanaan ini, daya kompresor sama dengan daya turbin, karena daya
yang digunakan kompresor pada turbocharger sama dengan daya pada turbin.
Sesuai dengan hukum termodinamika pertama, bahwa:
) ( 0
. .
KJ W
Q− =
Di dalam turbocarjer proses alirannya adalah adiabatik, sehingga
. Q =
.
W, dan
persamaannya menjadi :
Wt =Wk
) (
)
( 02 01
. 02 01 .
h h m h
h
meg − = k −
0,184 kg/det (811,17 kJ/kg – 720,759 kJ/kg) = 0,179 kg/det (h - 303,488 kJ/kg) 02
sehingga diperoleh nilai h : 02
02
h = 396,424 kJ/kg
pada entalpi h = 396,424 kJ/kg, dengan cara interpolasi dapat dicari suhu T02 02 :
Untuk kompresor berlaku efisiensi isentropik :
(
)
)
( 02 01
01 02 T T T T s k −− = η
dimana efisiensi isentropik kompresor:
k
η = 0,7 ~ 0,9
dalam hal ini di pilih ηk= 0,74, sehingga :
(
)
(
K K)
K T s 303 49 , 395 303 74 , 0 02 − − = s
T02 = 371,44 K
Dimana hubungan isentropik dari kompresor :
k k s P P T T 1 01 02 01 02 − = 4 , 1 1 4 , 1 5 02 10 01325 , 1 303 44 , 371 − × = Pa P K K 1 4 , 1 4 , 1 5 02 303 44 , 371 10 01325 ,
1 −
× = K K Pa P 02
P = 2,011 x 105 Pa
sehingga diperoleh tekanan dan temperatur yang disuplai kompresor pada keadaan
stagnasi adalah:
T02 = 395,49 K
02
