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

(1)

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

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

FAKULTAS TEKNIK DEPARTEMEN TEKNIK MESIN EKSTENSI MEDAN

TUGAS SARJANA

TURBIN GAS

RANCANGAN RUANG BAKAR TURBIN GAS

PADA SEBUAH PEMBANGKIT LISTRIK DENGAN DAYA 21 MW

OLEH:

DOLOK MARTIN O. D. S NIM: 060421006

FAKULTAS TEKNIK DEPARTEMEN TEKNIK MESIN EKSTENSI MEDAN

(2)

TUGAS SARJANA

TURBIN GAS

RANCANGAN RUANG BAKAR TURBIN GAS

OLEH: DOLOK MARTIN O. D. S NIM: 060421006 DISETUJUI OLEH: DOSEN PEMBIMBING NIP. 130 517 501 IR. ISRIL AMIR

FAKULTAS TEKNIK JURUSAN TEKNIK MESIN EKSTENSION MEDAN

(3)

TUGAS SARJANA

TURBIN GAS

RUANG BAKAR TURBIN GAS

OLEH:

DOLOK MARTIN O. D. S NIM: 060421006

Telah Diperiksa Dan Disetujui Dari Hasil Seminar Tugas Sarjana

Dosen Pembanding I, Dosen Pembanding II,

Ir. Zamanuri, MT

NIP:130353113 NIP: 132 282 136

(4)

KATA PENGANTAR

Puji dan syukur penulis ucapkan kehadirat Tuhan Yang Maha Esa atas segala berkat dan rahmatNya penulis dapat menyelesaikan tugas sarjana ini.

Tugas sarjana ini merupakan salah satu syarat bagi setiap mahasiswa dalam menyelesaikan studinya di Jurusan Teknik Mesin Ekstension USU Medan. Adapun judul dari tugas sarjana ini adalah “Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW”. Dalam penulisan tugas sarjana ini, penulis telah berupaya dengan segala kemampuan dalam pembahasan dan penyajian berdasarkan ilmu yang penulis dapat baik dari perkuliahan, maupun dari literatur serta bimbingan dan arahan dari dosen pembimbing. Namun penulis menyadari tidak luput dari kekurangan dan kesilapan untuk itu penulis mengharapkan adanya saran dan kritik yang membangun demi kesempurnaan tugas sarjana ini.

Pada kesempatan ini penulis sangat berterima kasih kepada berbagai pihak yang turut membantu penulis dalam menyelesaikan tugas sarjana ini. Pada kesempatan ini penulis mengucapkan terima kasih kepada:

1. Bapak Ir. Isril Amir, selaku dosen pembimbing yang telah meluangkan waktu dan pikirannya selama membimbing penulis.

2. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri, selaku ketua jurusan teknik mesin yang telah memberikan kemudahan-kemudahan dalam menyelesaikan tugas sarjana ini.

(5)

3. Bapak Ir. Zamanuri, MT. sebagai Pembanding I dan Bapak Tulus Burhanuddin S,ST. MT. sebagai Pembanding II yang telah meluangkan waktu dan pikirannya kepada penulis.

4. Mama tercinta yang telah memberikan bantuan dan dorongan baik dalam bentuk moril maupun materil kepada penulis selama perkuliahan dan penyelesaian tugas sarjana ini.

5. Kakak dan abang saya beserta adik-adik saya, Tina, Nova dan Eva Rosenika yang telah memberikan dorongan secara moril kepada saya selama perkuliahan dan penyelesaian tugas sarjana ini.

6. Rekan – Rekan mahasiswa yang telah banyak membantu dalam penyelesaian tugas sarjana ini.

Besar harapan penulis agar kiranya tugas sarjana ini dapat memberikan manfaat bagi kita semua.

Medan, Juni 2009 Hormat saya penulis,

Nim: 060421006 Dolok Martin O. D

(6)

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN AGENDA : /TS/2009 PROGRAM PENDIDIKAN EKSTENSI DITERIMA : / /2009 FAKULTAS TEKNIK USU PARAF :

MEDAN

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

NAMA : DOLOK MARTIN O. D. SIAHAAN

TUGAS SARJANA

NIM : 060421006

MATA PELAJARAN : TURBIN GAS SPESIFIKASI : -

Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada sebuah Pembangkit Listrik

-

Tenaga gas dengan daya 21 MW

-

Data dilengkapi dengan pengambilan survey,studi literatur dari internet

Buat perhitungan dan gambar teknik.

DIBERIKAN TANGGAL : 24/03/2009 SELESAI TANGGAL : / /2009

KETUA DEPARTEMEN TEKNIK MESIN, MEDAN, 24 MARET 2009 DOSEN PEMBIMBING

DR. ING. IR. IKHWANSYAH ISRANURI. IR. ISRIL AMIR

(7)

ABSENSI PEMBANDING BEBAS MAHASISWA

PADA SEMINAR TUGAS SARJANA

JURUSAN TEKNIK MESIN

PROGRAM PENDIDIKAN EKSTENTION FT. USU.

PERIODE : 129

TANGGAL : Jumat 19 Juni 2009

NAMA : D. MARTIN O. D. S NIM : 060421006

NO. NAMA NIM TANDA TANGAN

Medan,

Ketua Seminar,

Ir. ISRIL AMIR NIP. 130 517 501

(8)

Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009. DAFTAR ISI Halaman KATA PENGANTAR ... i KARTU BIMBINGAN ... ii

DAFTAR ISI ... iii

DAFTAR GAMBAR ... vi

DAFTAR TABEL ... viii

DAFTAR NOTASI ... ix

BAB I PENDAHULUAN 1.1 Latar Belakang... 1

1.2 Batasan Masalah ... 3

1.3 Tujuan ... 3

1.4 Metode Pengumpulan Data ... 4

BAB II TINJAUAN PUSTAKA 2.1 Pengertian Turbin Gas ... 5

2.2 Klasifikasi Turbin Gas ... 5

2.3 Siklus Turbin Gas ... 5

2.4 Komponen Utama Turbin Gas ... 7

2.5 Kompresor ... 7

2.6 Ruang Bakar ... 11

(9)

2.8 Prinsip Kerja Turbin Gas ... 20

2.7 Pemilihan Jenis Ruang Bakar ... 22

2.8 Perpindahan Panas ... 25

BAB III ANALISA TERMODINAMIKA 3.1 Siklus Brayton Ideal... 30

3.2 Siklus Brayton Aktual ... 34

3.3 Analisa Pembakaran ... 41

3.4 Nilai Kalor Pembakaran ... 44

3.5 Laju Aliran Massa Udara dan Bahan Bakar ... 55

3.6 Daya Yang Dihasilkan Oleh Masing-masing Komponen Instalasi ... 56

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

4.1.1 Luas Penampang Selubung (Aref) ... 59

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

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

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

4.2.2 Diameter Tabung Api ... 65

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

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

4.3 Zona Daerah Pembakaran ... 68

(10)

4.3.2 Secondary Zone ... 69

4.3.3 Dilution Zone ... 70

4.3.3.1 Jumlah Laju Aliran Gas yang Akan Didinginkan ... 70

4.3.3.2 Diameter Efektif Lubang (Hole) Pendinginan (dj) .. 71

4.3.3.3. Diameter Aktual Lubang (dh) ... 73

4.3.3.4. Sudut Jet ... 74

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

4.4.1 Diameter orifis/jet... 75

4.5 Efisiensi Pembakaran ... 76

4.6 Pemilihan Material Ruang Bakar ... 77

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

4.6.2 Transition Pieces ... 78

4.7 Perpindahan Panas ... 78

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

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

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

BAB V KESIMPULAN ... 89

DAFTAR PUSTAKA ... 91 LAMPIRAN

(11)

DAFTAR GAMBAR

Halaman

Gambar 2.1 Siklus Brayton ... 6

Gambar 2.2 Komponen Kompresor Sentrifugal ... 8

Gambar 2.3 Tipe Infeler Untuk Kompresor Sentrifugal ... 8

Gambar 2.4 Kompresor Sentrifugal Pemasukan Ganda ... 9

Gambar 2.5 Komponen Dan Asemblin ... 13

Gambar 2.7 Removal Of Flame Detektor ... 13

Gambar 2.8 Removal Of Fuel Nozzle ... 14

Gambar 2.9 Typical Transition Piece... 15

Gambar 2.10 Daerah Zona Pembakaran ... 16

Gambar 2.11 Model Rotor Turbin ... 17

Gambar 2.12 First And Second Stage Turbine Wheel And Nozzle Rrangement... 19

Gambar 2.13 Prinsip Kerja Instalasi Turbin Gas ... 20

Gambar 2.14 Ruang Bakar Jenis Tubular (Multi Can) ... 22

Gambar 2.15 Ruang Bakar Annular... 23

Gambar 2.16 Ruang Bakar Tuboannular... 24

Gambar 2.17 Proses Perpindahan Panas Pada Ruang Bakar... 25

Gambar 2.18 Tabung Anulus Kosentrik ... 28

Gambar 2.19 Kondisi Perpindahan Panas Pada Silinder Berlubang ... 29

Gambar 3.1 Diagram T-S Siklus Brayton Ideal Dan Aktual ... 30

(12)

Gambar 3.4 Grafik Temperatur Melewati Kompresor Vs Efisiensi

Kompresor ... 38

Gambar 3.5 Proses Pembakaran Dan Rugi Tekanan ... 40

Gambar 4.1 Penampang Ruang Bakar Tubular ... 58

Gambar 4.2 Penampang Selubung (Casing) Ruang Bakar... 60

Gambar 4.3 Penampang Tabung Api (Liner) ... 63

Gambar 4.4 Bentuk Aliran Udara Menuju Lubang Tabung Api ... 70

Gambar 4.5 Grafik Desain Zona Pendinginan Untuk Ruang Bakar Tubular ... 72

Gambar 4.6 Pengaruh Bentuk Lubang Pada CD (Discharge Coefficient) ... 73

Gambar 4.7 Variasi Sudut Jet Dengan Tekanan Jatuh Liner Untuk Berbagai Bentuk Lubang ... 74

Gambar 4.8 Tipe Fuel Nozzle Plain Jet Air Blast Dengan Bahan Bakar Gas Alam ... 76

Gambar 4.9 Desain Kurva Untuk Konvensional Ruang Baker ... 77

Gambar 4.10 Skema Perpindahan Panas ... 79

(13)

DAFTAR TABEL

Tabel 3.1 Komposisi bahan bakar gas alam (Natural gas) ... 42 Tabel 3.2 Kebutuhan udara pembakaran pada kondisi stokiometri .... 43 Tabel 3.3 Nilai hof dan h pada berbagai komponen ... 46 Tabel 3.4 Harga LHV yang terkandung pada setiap unsur dalam

(14)

DAFTAR NOTASI

Notasi Arti Satuan

Ae : Luas efektif nozel m2

AL : Luas penampang tabung api m2

Aref : Luas penampang selubung m2

C : Kecepatan aliran fluida m/s

CP : Panas jenis J/kg. K

dh : Diameter aktual lubang m

dj : Diameter efektif lubang m

do : Diameter orifis/jet m

DL : Diameter tabung api m

Dref : Diameter selubung m

Fe : Gaya yang bekerja pada nozel N

h : Entalpi spesifik udara/gas kJ/kg

ho : Entalpi stagnasi kJ/kg

k : Konstanta politropik -

kg : Konduktivitas panas W/(m.K)

kopt : Rasio luas penampang liner dengan selubung -

K : Koefisien tekanan jatuh -

LL : Panjang tabung api m

mu : Laju aliran massa udara total kgudara/S

mf : Laju aliran total bahan bakar kgbb/S

mf RB : Laju aliran udara tiap ruang bakar kgbb/S

(15)

msn : Rasio antara laju aliran udara memasuki

moncong dengan total laju aliran udara

di ruang bakar -

n : Jumlah lubang -

NuD : Bilangan Nusselt -

P : Tekanan Pa

PL : Tekanan pada ruang bakar (liner) Pa

PG : Daya semu kVA

PT : Daya turbin MW

Pr : Bilangan Prandtl -

q : Laju perpindahan panas W

qref : Tekanan dinamik Pa

Q : Energi Panas kJ/kg

Qin : Panas masuk kJ/kg

Qout : Panas yang keluar kJ/kg

r : radius m

rbw : Rasio kerja yang dibalikkan -

rP : Rasio tekanan -

R : Gas konstan Nm/kg.K

ReD : Bilangan Reynold -

T : Temperatur K

U : Koefisien pindahan panas keseluruhan W/m2.K

Wk : Kerja kompresor kJ/kg

(16)

WT : Kerja turbin kJ/kg

Notasi Yunani Arti Satuan

α : Faktor kelebihan udara %

η : Efisiensi %

λ : Koefisien kehilangan tekanan -

Δ : Perbedaan -

θ : Sudut jet (O)

cos φ : Faktor daya -

ρ : Massa jenis kg/m3

µg : Viskositas propertis gas kg/(m.s)

Singkatan Satuan

AFR : Air Fuel Ratio kgudara/kgbb

LHV : Low Heating Value kJ/kgbb

DZ : Dilution zone - PF : Pattern Zone - PZ : Primary zone - SZ : Secondary zone - Opt : Optimum - Ref : References -

(17)

BAB I PENDAHULUAN

1.1. LATAR BELAKANG

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

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

• Mekanikal efesiensinya tinggi,

berkisar antara 95% - 97% sedang pada motor diesel dan bensin berkisar antara 85% - 95% ………...[lit.11 hal.1] • Getaran yang dibangkitkan relative kecil, ini disebabkan tidak

adanya gerakan bolak-balik dan proses pembakaran berlangsung kontinu

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

(18)

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

• Gas turbin biasa menggunakan bermacam-macam bahan bakar. • Pelumasan pada turbin gas lebih sederhana, karna minyak

pelumasnya praktis tidak berhubungan dengan proses pembakaran. • Pada daya yang sama, perawatan turbin gas lebih sederhana, karna

bagian yang bergesekan lebih sedikit.

• Beroperasi lebih halus karna tekanan yang dibangkitkan praktis konstan.

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

• Tidak membutuhkan air pendingin

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

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

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

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

(19)

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

Berdasarkan banyaknya keuntungan didalam penggunaan turbin gas sebagai pembangkit listrik dengan besarnya daya yang dapat dibangkitkan maka penulis mencoba menganalisa turbin gas sebagai aplikasi penggerak generator untuk sebuah pembangkit listrik dengan judul ‘Rancangan Ruang Bakar Turbin

Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21MW’

1.2. Batasan Masalah

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

1.3. Tujuan

Tujuan penulisan laporan tugas skripsi ini adalah untuk:

• Mengetahui proses pembakaran diruang bakar beserta komponen-komponen ruang bakar

• Merencanakan sebuah ruang bakar turbin gas

• Membuat perbandingan antara data lapangan dengan analisa rancangan

(20)

1.4. Metode Pengumpulan Data

Dalam penyusunan laporan tugas sarjana ini, metode pengumpulan data yang dilakukan adalah:

• Pengamatan langsung dilapangan

- Model Ruang Bakar : Tubular

- Fluida kerja siklus : Udara/ Gas - Daya Maksimal Generator Set (genset) : 21 MW

• Konsultasi dengan pihak-pihak yang berkecimpung dilapangan dengan perolehan data

- Temperatur Udara Masuk kompresor : 270c

- Jenis bahan bakar : Gas Alam

- Type Kompresor : Aliran Aksial

- Type turbin : Aliran Aksial

- Motor penggerak mula-mula : Motor Diesel

• Study kepustakaan Literatur,dan melalui internet dengan perolehan data:

- Tekanan Atmofer : 1,01325 bar

- Siklus turbin Gas : siklus terbuka langsung (Direct Open Cycle) - Temperatur masuk Turbin : 9700C

(21)

BAB II

TINJAUAN PASTAKA

2.1. PengertianTurbin Gas

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

2.2. Klasifikasi Turbin Gas

Turbin gas yang direncanakan ini ditinjau dari beberapa segi dapat digolongkan sebagai berikut:

• Ditinjau dari segi tenaga kinetis termasuk turbin gas • Ditijau dari perputaran termasuk turbin putaran tinggi • Ditinjau dari beban digunakan sebagai generator listrik

• Ditinjau dari konstuksi turbin termasuk dalam turbin poros tunggal

2.3. Siklus Turbin Gas

Siklus ideal untuk kerja turbin gas adalah siklus brayton. Siklus ini terdiri atas dua proses adiabatikl maupun balik menjadi isentropik dan dua proses tekanan tetap. Udara atsmosfer dikompresikan oleh kompresor sehingga terjadi perubahan tekanan dari P1 ke P2 dan kemudian mengalirkannya keruang bakar

dimana didalamnya diinjeksikan bahan bakar sehingga dengan adanya suhu dan tekanan ruang bakar maka terjadilah pembakaran.

(22)

Pembakaran terjadi pada tekanan konstan P2. system in pembangkit turbin gas

yang sesuai dengan siklus bayton dapat dilihat pada gambar 2.1 dibawah ini:

Gambar 2.1.Siklus brayton Keterangan:

1-2: Kompresi secara Isentropis

2-3: Penambahan panas pada tekanan konstan 3-4: Ekspansi secara isentropis

4-1: Penurunan kalor pada tekanan konstan

Didalam siklus turbin gas ini udara atmosfer dikompresikan dengan suatu putaran kompresor (proses 1-2) dari tekanan P1 ke tekanan P2. dan kemudian

dialirkan keruang bakar atau pembakaran dimana bahan bakarnya kemudian diinjeksikan dan setelah itu mengalami proses pembakaran. Pembakaran berlangsung pada tekanan konstan P2. suhu akhir gas setelah mengalami

pembakaran menjadi T3 berekspansi dalam sebuah turbin gas mencapai tekanan

atsmosfer dengan menghasilkan kerja, dan sebagian kerja tersebut dipergunakan untuk menggerakan kompresor dan sisanya untuk kerja yang berguna.

(23)

2.4. Komponen Utama Turbin Gas

Adapun komponen-komponen utama turbin gas adalah:

• Kompresor

Kompresor berfungsi untuk menghisap udara atmosfer dan mengkonfresikannya sehingga pada tekanan tertentu. Selain untuk pemanfaatan udara bertekanan juga digunakan untuk pendinginan suhu turbin gas, yaitu:

a) Kompresor sentrifugal

Kompresor sentrifugal banyak dipakai pada turbin gas yang relatif berukuran kecil. Kompresor sentrifugal ini terdiri dari infeler yang tersimpan dalam suatu rumah yang berisi diffuser, gambar 2.2. udara disedot kedalam pusat infeler atau hubungan infeler yang berputar dengan cepat. Kemudian disalurkan pada tekanan dan kecepatan yang lebih tinggi pada diffuser stasioner. Penurunan kecepatan udara dan energi kinetik mengakibatkan kenaikan tekanan melalui infeler yang lebih dari dua tingkat pada turbin gas.

Infeler sentrifugal mempunyai pemasukan udara tunggal atau ganda seperti ditunjukan pada gambar 2.3. kompresor yang menggunakan pemasukan udara ganda menaikan kapasitas aliran untuk beberapa penerapan seperti ditunjukan pada gambar 2.4. menggambar kompresor sentrifugal pemasukan udara ganda didalam rumah dengan bagian masukan dan keluaran udara.

(24)

Gambar 2.2. Komponen Kompresor Sentrifugal

(25)

Gambar 2.4. Kompresor Sentrifugal Pemasukan Udara Ganda

b) Kompresor Aliran Aksial

Kompresor ini dinamakan kompresor aliran aksial karena udara mengalir pararel terhadap sumbu rotor. Selama kompresi udara melalui satu susunan yang terdiri dari beberapa tingkat. Tiap tingkat terdiri dari satu baris sudu gerak yang terpasang pada rumah kompresor. Sebagai perbandingan dengan kompresor sentrifugal, kompresor aliran aksial bisa mencapai 15 tingkat untuk menghasilkan tekanan operasi yang diinginkan .Gambar 2.5. menggambarkan kompresor aliran aksial 9 tingkat. Sebagaimana

(26)

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

Gambar 2.5. Komponen Dan Assembling Sebuah Kompresor Aksial

Besarnya kerja kompresor berdasarkan siklus brayton adalah:

Wkompresor = Mudara (h2-h1) (kj/s)

Dimana

Wkompresor = Kerja kompresor (kj/s)

:

Mudara = Aliran massa udara (kj/s)

H1 = Enthalphi pada kondisi tekanan P1 dan suhu T1 (kj/kg) H2 = Enthalphi pada kondisi tekanan P2 dan suhu T2 (kj/kg)

(27)

• Ruang Bakar

Ruang Bakar adalah tempat dimana diharapkan terjadi percampuran udara yang telah dimanfaatkan oleh kompresor dengan bahan bakar.

Sebuah ruang bakar haruslah memenuhi beberapa kriteria untuk mendapatkan efesiensi yang tinggi dari sebuah instalasi turbin gas. Beberapa kriteria yang diharapkan terdiri dari:

a. Efesiensi pembakaran tinggi (Bahan bakar harus terbakar sempurna sehingga semua energi kimia dapat dikonversikan menjadi energi kalor).

b. Daerah stabilitas pembakaran yang luas (nyala Api tidak akan padam dalam daerah tekanan dan kecepatan).

c. Bebas dari pulsasi tekanan. d. Kerugian tekanan rendah.

e. Distribusi temperature keluar ruang bakar yang uniform. f. Emisi polutan dan asap yang rendah.

g. Harga yang murah dan mudah perawatannya.

h. Bentuk dan ukuran sesuai dengan ruang yang tersedia i. Tahan lama

(28)

Pada suatu instalasi ruang bakar dapat terdiri dari beberapa bagian, diantaranya adalah:

a. Ruang Bakar Pembakaran (combustion chamber)

Merupakan tempat terjadinya seluruh proses pembakaran. Pada turbin ini terdapat 10 buah combustion can yang saling berhubungan.

b. Tabung Api Silang (cross fire tube)

Merupakan penghubung antara can dan juga bagian combustion liner. Fungsi alat ini adalah meratakan pembakaran keseluruh ruang bakar. Komponen ini diperlukan karena sunber terjadinya pembakaran hanya dari dua buah ruang bakar yang memiliki spark plug.

c. Ruang bakar utama (combustion liner)

Merupakan komponen yang terdapat didalam combustion can, tempat dimana bahan bakar dan udara dicampur dan juga merupakan tempat terjadinya pembakaran yang sesungguhnya. Bagian ini memiliki sirip-sirip sebagai saluran masuknya udara ke dalam combustion can dan juga berfungsi untuk mendinginkan combustion liner itu sendiri

d. pelindung ruang bakar (combustion can cover)

Merupakan komponen penutup bagian combustion can dan bagian ini juga sebagai tempat dudukan fuel nozzle.

e. pematik nyala api (spark plug/ignitor)

Merupakan komponen yang berfungsi sebagai alat pematik untuk membakar campuran udara dan bahan bakar pada waktu start pertama turbin gas. Spark plug ini didesain sedemikian rupa (dengan

(29)

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

Gambar.2.6.Removal of spark plug

f. Pematik nyala api (spark plug / ignitor)

Merupakan komponen yang berfungsi untuk mendeteksi apakah pembakaran yang terjadi sudah merata diseluruh ruang bakar.

(30)

g. Nozel dan Selang Bahan Bakar (fuel Nozzle & pigtails)

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

Gambar 2.8. Removal of fuel nozzle.

h. Bagian Transisi (transition pieces)

Merupakan komponen yang digunakan untuk mengarahkan udara yang dengan kecepatan tinggi yang dihasilkan pada combustion section . pada transition pieces ini terjadi penurunan temperature, sehingga dicapai temperature udara yang diinginkan sebelum udara yang diinginkan sebelum udara tersebut masuk kedalam nozzle tingkat pertama. Transition piece juga berfungsi sebagai nozzle, bila dilihat dari konstruksinya seperti saluran yang ujungnya berbentuk konvergen. Banyaknya transition piece pada turbin gas ini adalah 10 buah sesuai dengan jumlah ruang bakar yang ada.

(31)

Gambar 2.9. typical transition piece

Daerah pembakaran dapat dibagi menjadi 3 zona, yaitu: a. Zona utama (primary zone)

Primary zone adalah daerah di mana udara berdifusi dengan udara dari kompresor untuk membentuk campuran udara dan bahan bakar yang siap terbakar, juga tempat di mana bahan bakar di sulut oleh spark plug.

b. Zona kedua (secondary zone)

Secondary zone adalah daerah di mana penyempurnaan bahan bakar sebagai kelanjutan pembakaran pada primary zone.

(32)

c. Zona reduksi temperatur (dilution zone)

Dilution zone adalah daerah mereduksi temperatur dari gas hasil pembakaran kepada keadaan yang diinginkan pada saat memasuki first stage nozzle.

Gambar 2.10. Daerah zona pembakaran

Besarnya kalor yang masuk di ruang bakar dapat dihitung dengan cara:

Qmasuk = (mudara + mbahan bakar)(h3 – h2) (kJ/s)

Dimana:

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

h3 = Entalphi pada kondisi tekanan P3 dan suhu T3 (kJ/kg)

(33)

• Turbin

Bagian ini merupakan bagian utama dari singleshaft gas turbine. Pada seksi ini terjadi perubahan energi kinetik kecepatan menjadi energi mekanis putar yang digunakan untuk menggerakkan kompressor aksial dan juga sebagai penggerak beban (dalam hal ini sebagai penggerak generator listrik)

.

Gambar 2.11. Model rotor turbin Keterangan gambar:

1. Distance piece

2. 1st stage turbine wheel 3. 2nd stage turbine wheel 4. Rotor

5. Jurnal bearing

1 2

(34)

Komponen-komponen turbin terdiri dari: 1. Nozel tingkat pertama (first stage nozzle)

Komponen ini terletak sesudah compressor discharge section dan tepat di depan transition piece, berfungsi mengarahkan gas panas ke first stage turbine wheel. First stage nozzle bersifat tetap.

2. Turbin tingkat kedua (First stage nozzle)

Komponen ini terdiri dari banyak bucket yang berfungsi untuk mengkonversikan energi kinetik dari aliran udara yang berkecepatan tinggi menjadi energi mekanik berupa putaran pada rotor.

3. Nozel tingkat kedua dan diafragma (second stage nozzle and diagfragma)

Second stage nozzle bergungsi untuk mengatur aliran gas panas ke second stage turbine wheel sedangkan diagragma memisahkan kedua turbine wheel.

4. Turbin tingkat kedua (second stage turbine)

Berfungsi untuk memanfaatkan energi kinetik yang masih cukup besar dari first stage turbine untuk menghasilkan kecepatan putar rotor yang lebih besar.

(35)

Gambar 2.12. First and second stage turbine wheel and nozzle arrangement 5. Penutup turbin (turbine casing)

Adalah cover atau penutup rotor assembly.

Besar kerja yang dilakukan oleh turbin sebagai hasil ekspansi gas hasil pembakaran adalah:

Wturbine = (mudara + mbahan bakar)(h3 – h4) (kJ/s)

Jadi efisiensi thermal siklus adalah: % 100 x Qmasuk Wkompresor Wturbine− = η … … ……… … … (lit. 2 hal 34)

(36)

2.5. Prinsip Kerja Turbin Gas

Suatu instalasi turbin gas terdiri dari tiga komponen utama, yaitu kompresor, ruang bakar, dan turbin. Untuk lebih jelasnya bagaimana prinsip kerja suatu instalasi turbin gas sebagai penggerak generator dapat dilihat pada gambar 2.13. Bahan Bakar Udara Masuk Gas Buang

Gambar 2.13. Prinsip kerja instalasi turbin gas

Proses kerja dari turbin gas seperti yang terlihat pada gambar 2.13. di mulai dari udara yang dihisap ke dalam inlet house yang memiliki saringan – saringan udara. Saringan – saringan ini berfungsi untuk menahan kotoran – kotoran atau debu – debu agar tidak ikut masuk ke dalam bagian kompresor. Udara yang sudah di saring tersebut kemudian masuk ke dalam bagian kompresor untuk dimanfaatkan. Udara yang telah dimanfaatkan dan bertekanan tinggi tersebut dialirkan ke dalam ruang bakar (combustion chamber). Di dalam ruang bakar tersebut fluida kerja di campur dengan bahan bakar yang berupa gas alam murni. Di dalam ruang bakar, campuran bahan bakar dan udara tersebut terbakar dengan bantuan spark plug dan menimbulkan panas yang tinggi dan kecepatan yang tinggi pula. Pada ruang bakar ini pendistribusian udara dari kompresor di bagi menjadi 3 zona, yaitu zona utama (primary zone), zona kedua (secondary

Kompresor _Turbin

(37)

zone), dan zona pendinginan (dilution zone). Udara yang masuk ke zona primer berfungsi untuk membentuk campuran dengan bahan bakar guna menghasilkan gas pembakaran, lalu udara yang masuk ke zona kedua berfungsi untuk menyempurnakan pembakaran dan diatur supaya tidak menghentikan pembakaran. Karena proses pembakaran tersebut dapat menghasilkan gas bertemperatur tinggi dalam waktu yang lama, maka perlu diturunkan temperaturnya dengan memanfaatkan udara yang relatif lebih dingin. Hal ini erat kaitannya dengan ketahanan material sudu-sudu turbin yang terbatas dalam menerima gas panas hasil pembakaran tersebut.

Gas hasil pembkaran dengan kecepatan tinggi tersebut mengalir melewati transition piece menuju turbine section. Fluida kerja tersebut diarahkan oleh first stage nozzle menumbuk first stage turbine sehingga menambah kecepatan putar dari rotor. Fluida kerja yang telah keluar dari first stage turbine tersebut masih memiliki kecepatan putar yang tinggi, sehingga bisa dimanfaatkan lagi untuk menambah kecepatan putar rotor dengan mengalirkan fluida panas tersebut menumbuk second stage turbine. Jadi energi kinetik yang dihasilkan dimanfaatkan semaksimal mungkin. Setelah keluar dari turbine section, udara tersebut dibuang ke atmosfer melalui exhaust section. Suhu udara buangan tersebut kira –kira 500 0 C. Rotor yang berputar tersebut dihubungkan ke generator listrik.

Pada waktu start pertama, rotor diputar oleh sebuah motor penggerak. Setelah mencapai kecepatan putar tertentu (kurang lebih 3000 rpm), hubungan antara motor penggerak dan rotor terputus dan motor dimatikan. Lalu rotor berputar sendiri dengan adanya siklus pembakaran yang terus menerus.

(38)

2.6. Pemilihan Jenis Ruang Bakar

Beberapa kemungkinan mengenai penggunaan jenis ruang bakar pada sistem turbin gas dapat ditentukan dengan jalan memperhatikan fungsi dan kecocokan dalam sistem yang dirancang. Setiap jenis ruang bakar memiliki cara yang khas.

Ada 3 jenis ruang bakar yang biasa di pakai dalam suatu instalasi turbin gas, yaitu tubular, anular dan turbular anular.

Jenis ruang bakar yang dipakai sebagai analisa dalam laporan tugas sarjana ini adalah jenis tubular (multi can). Ruang bakar jenis tubular ini berukuran relatif kecil, terdiri dari beberapa buah yang dipasang melingkari sumbu motor, seperti yang ditunjukkan pada gambar 2.14.

Gambar 2.14. Ruang bakar jenis tubular (multi can)

Ruang bakar jenis tubular ini biasa dipakai pada turbin gas skala industri sebagai penggerak generator untuk daya yang besar. Pada setiap unit ruang bakar tubular terdapat penyemprot bahan bakar tetapi penyala (ignitor) tidak dipasang

(39)

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

Gambar 2.15. Ruang bakar annular

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

(40)

Gambar 2.16. Ruang bakar tuboannular

Beberapa alasan dalam pemilihan jenis ruang bakar tubular ini adalah: 1. Konstruksi yang kokoh,

2. Pola aliran bahan bakar dan aliran udara mudah dipadukan,

3. Pengujian sederhana hanya memerlukan sebagian kecil dari laju aliran massa udara motor yang bersangkutan.

4. Mudah dalam perawatan atau perbaikan, karena tidak perlu untuk membongkar ke semua ruang bakar sehingga biaya pemeliharaan dan perbaikannya lebih murah.

2.7. Perpindahan Panas

Secara umum perpindahan panas yang terjadi pada ruang bakar akibat aliran panas yang mengalir didalamnya, merambat ke segala arah dengan 3 cara, yaitu:

(41)

- Perpindahan panas radiasi antara panas nyala api ke dinding tabung api

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

- Perpindahan panas konduksi antara gas panas melalui dinding tabung api sebelah dalam ke dinding tabung api ke arah anulus.

Untuk lebih jelasnya, proses perpindahan panas ditunjukkan pada gambar 2.17. dibawah ini:

Gambar 2.17. Proses perpindahan panas ruang bakar.

Untuk maksud analisa, laju pindahan pnas untuk aliran gas pada tabung api ruang bakar dengan aliran udara yang meliputinya dapat dicari dengan beberapa langkah-langkah pertimbangan dalam penghitungannya. Beberapa hal yang harus diperhatikan adalah temperatur rata-rata yang terjadi pada ruang bakar, yang merupakan hubungan antara tempertur udara laluan di dalam anulus dengan temperatur rata-rata yang terjadi di dalam tabung api (liner).

Sebagai teori dasar dalam penghitungan perpindahan panas yang terjadi untuk aliran panas dengan sistem radial dapat dibuat dengan persamaan:

(42)

dimana:

Q = Laju pindahan panas (W)

U = Koefisien keseluruhan pindahan panas (W/m2.K) A = Luasan, dalam hal ini  A = 2.π.r.L (m2)

Untuk kondisi aliran di dalam sebuah tabung bundar, sebuah bilangan Reynold dapat digunakan sebagai definisi apakah aliran itu merupakan jenis

laminar atau turbulen. Bilangan Reynold dapat dicari dengan persamaan:

ReD = µ π. . . 4 D m ... [lit. 5 hal 369] dimana: ReD = Bilangan Reynold

m = laju aliran massa (kg/s) D = Diameter (m)

µ = Viskositas (kg/m.s)

Keterangan : dikatakan aliran turbulen penuh bila ReD ≥ 4000 dan untuk

laminar bila

ReD≤ 2300 ... [lit. 5 hal 369]

Bila aliran di dalam linier diasumsikan sebuah gas sempurna, maka sebuah persamaan dapat dibuat dengan persamaan:

DQ = m.Cp.dT.

Untuk kondisi dengan memperhatikan temperatur udara masuk menuju udara keluar tabung, maka persamaan di atas dapat dibuat menjadi:

(43)

Dalam sebuah aliran turbulen di dalam tabung, sebuah persamaan untuk aliran turbulen yang berkembang penuh (fully developed), dapat dibuat sebuah persamaan bilangan Nussel, yaitu:

NuD = 0,023 ReD4/5. Prn … … … [lit 5 hal 394]

Dimana:

Pr = Bilangan Prandtl

n = 0,4 untuk pemanasan (bila temperatur disekitarnya tabung lebih besar dari pada temperatur di dalam tabung).. … [lit 5 hal 394] n = 0,3 untuk pendinginan (bila temperatur disekitarnya tabung lebih rendah dari pada temperatur di dalam tabung) lit 5 hal 394] Hubungan untuk fluida yang melalui sebuah ruang anulus yang kosentris dengan tabung apinya seperti yang terlihat pada gambar 2.18, maka sebuah pindahan panas dapat terjadi pada kedua permukaan dalam dan luar permukaan tabung, yang bila dihubungkan dengan bilangan Nussel dapat menjadi sebuah persamaan: Nu = k D h. h ... [lit 5 hal 385] Dimana:

h = koefisien pindahan panas secara konveksi (W/m2.K) Dh = Diameter hidrolik, Do – Di (m)

(44)

Gambar 2.18. Tabung anulus konsentrik

Maka koefisien pindahan panas keseluruhan berdasarkan gambar 2.19. dapat dicari dengan rumus :

2 . 1 . ∞ ∞ − T T q = ……… [lit. 5 hal. 76] 1 1 . 2 1 Lh r π + Lk r r . 2 ) / ln( ₂ ₁ π +2 .2 2 1 Lh r π

(45)

BAB III

ANALISA TERMODINAMIKA

3.1. Siklus Brayton Ideal

Siklus ideal dari suatu sistem instalasi turbin gas adalah siklus Brayton. Dalam prakteknya di lapangan, siklus Brayton mengalami penyimpangan dari keadaan idealnya. Hal ini dikarenakan adanya kerugian yang terjadi pada setiap komponen instalasi turbin gas. Untuk menganalisa siklus Brayton ideal seperti terlihat pada gambar 3.1 maka diperlukan data – data yang menunjukkan kondisi awal dan kondisi akhir sistem.

Berdasarkan data-data survei yang diperoleh, diketahui: 1. Suhu masuk ke kompressor 270C

2. Tekanan atmosfer 1,01325 bar.

3. Temperatur masuk turbin 9700C (merujuk pada ketahanan material menahan temperatur, tegangan dan umur pakai) … …[lit. 14 hal. 300]

(46)

Harga perbandingan tekanan (rp) dihitung dengan rp optimum. Hal ini

dimaksudkan untuk mendapatkan kerja maksimum. rp optimum dapat dicari dengan rumus:

(rp)optimum = ) k 2 k 1 ( 3 −       1 T T Jadi: T1 = 27 0C = 300 K T3 = 970 0C = 1243 K k = 1,4 Maka: (rp)optimum =       300 1243 2(1,4 ) 1,4 1 − = 12

1. Kerja kompresor ideal

Kerja kompresor ideal dapat dicari dengan rumus: Wkideal = (h2 – h1) kJ/kg

Dengan menggunakan tabel udara untuk T1 = 300 K pada lampiran 1, maka diperoleh:

T1 = 300 K h1 = 300,19 kJ/kg Pr1 = 1,3860 Pr2= 1 1 2 Pr P P = 12.1,3860 = 16,632

(47)

h2 dan T2 dapat dicari dengan cara interpolasi dari tabel pada lampiran

1, sehingga diperoleh: h2 = 610,65 kJ/kg T2 = 603 K Maka: Wkideal = (h2 – h1) kJ/kg = (610,65 – 300,19) kJ/kg = 310, 46 kJ/kg

2. Panas ideal yang dibutuhkan.

Panas ideal yang disuplay oleh ruang bakar dapat dicari dengan rumus:

Qinideal = (h3 – h2) kJ/kg

dimana:

T3 = 970 0C = 1243 K, dengan cara interpolasi dapat diperoleh h3

dan Pr3: h3 = 1328,47 kJ/kg Pr3 = 275,075 Qinideal = (h3 – h2) kJ/kg = (1328,47 – 610,65) kJ/kg = 717,82 kJ/kg

(48)

3. Kerja Turbin ideal

Kerja ideal yang dihasilkan oleh turbin dapat dicari dengan rumus: WT ideal = (h3 – h4) kJ/kg Dimana: PR4 = ₃ 2 4 Pr       P P =       12 1 . 275,075 = 22,9

h4 dapat dicari dengan cara interpolasi:

h4 = 669,36 kJ/kg

jadi:

WT ideal = (h3 – h4) kJ/kg

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

4. Panas yang keluar

qout = (h4 – h1) kJ/kg

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

5. Efisiensi thermal ideal siklus

Ηth siklus = inideal kideal Tideal q W W − = 82 , 717 46 , 310 11 , 659 −

(49)

= 0,4857 = 48,57 %

6. Back work ratio (bwr)

Bwr = Tideal kideal W W = 11 , 659 46 , 310 = 0,471 = 47, 1 %

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

3.2 Siklus Brayton Aktual

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

Ηk = a W W ≈ a h h h h 2 1 2 1 − − ηT = W Wa ≈ 4 2 4 2 h h h h _a − −

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

(50)

Gambar 3.2. Proses kompresi pada kompresor

Maka berdasarkan Gambar 3.1. dan Gambar 3.2. di atas dapat dicari:

Kondisi udara masuk kompresor :

1. Untuk kondisi masuk kompresor keadaan statik diperoleh: T1 = 300 K

P1 = 1,01325 bar

Untuk kondisi masuk kompresor pada keadaan stagnasi berdasarkan gambar 3.2. : T01 = T1 + p a C C . 2 2 ………[lit. 7 hal.205] Dimana:

Ca = Kecepatan aliran aksial fluida (m/s)

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

Cp = Panas jenis udara masuk kompresor

(51)

Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009. = 950 + 0,21 (300) ………..[lit. 7 hal. 38] = 1013 J/kg.K Sehingga: T01 = 300 + 1013 . 2 1502 = 311,106 K

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

Kondisi udara keluar kompresor

1. Untuk kondisi keluar kompresor keadaan statik diperoleh: T2 = 603 K

P2 = (rp)optimum. P1

= 12.1,01325 bar = 12,159 bar

2. Untuk kondisi keluar kompresor pada keadaan stagnasi berdasarkan pada gambar 3.2. T02 = T2 + p a C C . 2 2 Dimana:

Ca = Kecepatan aliran aksial fluida

= 150 m/s Cp = 950 + 0,21 T2

(52)

Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009. Sehingga: T02 = 603 + 63 , 1076 . 2 1502 = 613,45 K

Dengan mempergunakan tabel pada lampiran 1, diperoleh: h02 = 621,166 kJ/kg Jadi : P02 = P1.       1 02 T T _kk₋₁ P02 = 1,01325.       300 45 , 613 ₁_,1₄,4₋₁ = 12,388 bar Kondisi gas melalui turbin

1. Kondisi gas masuk turbin

T3 = 970 0C = 1243 K (merujuk pada ketahanan material menahan temperatur,

tegangan dan umur pakai) 2. Kondisi gas keluar turbin

T4 = T3 . _       p r 1 k 2_k− = 1243.       12 1 1,33 1 33 , 1 − = 670,97 K

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

P4 = 1,2 . P1

(53)

Efisiensi kompresor dan turbin

Berdasarkan grafik seperti yang ditunjukkan pada gambar 3.4. untuk perbandingan tekanan kompresi sebesar 12:1 dengan kenaikan temperatur udara yang melewati kompresor, T02 – T01 = 613,45 – 311,106 = 302,34 0C = 576,22 0F,

maka diperoleh efisiensi isentropik kompresor (ηk) sebesar 92,5 %.

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

rumus: ηT =             −                 + − − 1 2 2 1 2 ln 1 1 P P k k p P k k k k η η ………[lit 11 hal 50] ln

(54)

Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009. Maka diperoleh: ηT =             −                 + − − 1 12 ln 4 , 1 1 4 , 1 1 12 925 , 0 925 , 0 1 1,4 1 4 , 1 = 71 , 0 671 , 0

= 0,945 = 94,5 %

Kerja aktual kompresor : Waktual = k k W η = k h h η 01 02− = 925 , 0 35 , 311 166 , 621 − = 334,9 kJ/kg

Maka nilai actual pada keluaran kompresor berdasarkan gambar 3.2 adalah : h02 =(h01+Wk aktual)kJ/kg

=311,35+334,9 = 646,28kJ/kg

(55)

Kerja aktual turbin : WT aktual= ηT.WT ideal

= 0,945.(h3-h4)kJ/kg

= 0,945.(1328,47-669,36)kJ/kg = 622,86 kJ/kg

Maka temperatur keluar ruang baker aktual : T3a = T4 C W Pg Ta + Dimana : CPg =950+0,21.T3 = 950+0,21.1243 = 1211,03 J/kg.K = 1,211kJ/kg.K T3a = 211 , 1 % 86 , 622 + 670,97 = 1185,3 K

Dengan mempergunakan tabel udara pada lampiran I, maka diperoleh: h3a = 1260,56 kJ/kg

Tekanan aktual di ruang bakar: P3a = P02 (1 – ΔPrb)

Dimana:

ΔPrb = kerugian tekanan pada ruang bakar (0,01 0,02) … [lit 16 hal 55]

P3a = P02 (1 – ΔPrb)

(56)

Temperatur aktual keluar turbin

h4a = h3 – WTa = 1328,47 – 622,86 = 7056,61 kJ/kg, dengan interpolasi

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

Gambar 3.5. Proses pembakaran dan rugi tekanan Panas aktual yang masuk:

Maka berdasarkan gambar 3.5. diperoleh: qin = (h3a – h02a) kJ/kg

= (1260,56 – 646,28) = 614,28 kJ/kg Kerja bersih:

Wnet = WTaktual – Wkaktual (kJ/kg)

= 622,86 – 334,9 = 287,96 kJ/kg Rasio kerja balik:

Bwr = Taktual kaktual W W = 86 , 622 9 , 334

= 0,5377 = 53,77 %

(57)

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

Efisiensi thermal aktual siklus:

ηth =

in q Wnet

=

28 , 614 96 , 287 = 0,469 = 46,9 % 3.3. Analisa Pembakaran

Bahan bakar yang digunakan pada turbin ini adalah gas alam (natural gas). Gas alam digunakan sebagai bahan bakar turbin gas lebih diprioritaskan karena:

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

2. Pembakaran dengan gas alam relatif lebih sempurna, sehingga bahan bakar ini cenderung mengurangi polusi yang dihasilkan dari gas buang turbin. 3. Nilai kalor gas alam (natural gas) lebih besar dari bahan bakar solar,

sehingga dapat meningkatkan efisiensi dari turbin gas tersebut.

(58)

Tabel 3.1 Komposisi bahan bakar gas alam (natural gas).

No. Komposisi Mol (%)

1. 2. 3. 4. 5. 6.

Karbon dioksida (CO2)

Nitrogen (N2) Methana (CH4) Ethana (C2H6) Propana (C2H8) n – Butana (n – C4H10) 0,023 2,019 97,031 0,227 0,658 0,03 Total 100

Sumber: Arun Plant Orientation, Training Center

Reaksi pembakaran bahan bakar pada kondisi stokometri (100 % udara teoritis) adalah:

- Reaksi pembakaran sempurna CH4

CH4 + 2(O2 + 3,76N2) CO2 + 2H2O + 2(3,76N2)

- Reaksi pembakaran sempurna C2H6

C2H6 + 3,5(O2 + 3,76N2) 2CO2 + 3H2O + 3,5(3,76N2)

C3H8 + 5(O2 + 3,76N2) 3CO2 +4H2O + 5(3,76N2)

C4H10 + 6,5(O2 + 3,76N2) 4CO2 + 5H2O + 6,5(3,76N2)

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

(59)

Tabel 3.2 Kebutuhan udara pembakaran pada kondisi stokiometri

No Komposisi BM Mol (%) Mol O2 Mol N2 1. 2. 3. 4. 5. 6.

Karbon dioksida (CO2)

Nitrogen (N2) Methana (CH4) Ethana (C2H6) Propana (C3H8) n-Pentana (n – C4H10) 44,01 28,02 16,04 30,07 44,09 58,12 0,023 2,019 97,03 1 0,227 0,658 0,033 - - 2x97,031 = 194,062 3,5x0,227 = 0,795 5x0,658 = 3,29 6,5x0,033 = 0,2145 - - 3,76x194,062 = 729,673 3,76x0,795 = 2,987 3,76x3,29 = 12,37 3,75x0,2145 = 0,80652 Total 100 198,36 745,836

Sehingga mol udara yang dibutuhkan untuk pembakaran 100 kmol bahan

bakar adalah:

Mol udara = mol O2 + mol N2

= 198,36 + 745,836

= 944,196 kmol udara/kmol bahan bakar

maka jumlah udara yang dibutuhkan untuk pembakaran pada kondisi stokiometri adalah:

AFR = mol udara x (massa molal udara : massa molal bahan bakar) fraksi massa N2 = 0,79

fraksi massa O2 = 0,21

maka diperolah:

massa molal udara = 0,79 x BM N2 + 0,21 x BM O2

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

(60)

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

jadi:

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

3.4. Nilai Kalor Pembakaran

Suatu balans energi atas dasar persatu mol bahan bakar dinyatakan dalam bentuk:

ĤR = ĤP + Q

Dimana:

ĤR = entalphi reaktan

ĤP = entalphi produk

Q = perpindahan energi sebagai panas dari pembakar permol bahan bakar yang terbakar

Secara sederhana dinyatakan berbagai koefisien stokiometri dalam persamaan kimia dengan:

LHV = Q = Ĥ0R – Ĥ0P

Q disebut nilai pemanasan (heating value) atau panas reaksi dari bahan bakar. Perhatikan bahwa Q menyatakan energi yang harus dipindahkan sebagai panas dari sistem, per mol bahan bakar, untuk mempertahankan agar sistem tetap berada pada temperatur yang konstan.

(61)

Untuk proses pembakaran, reaksi entalpi biasanya dinyatakan sebagai entalpi pembakaran (hc). Cara lain yang digunakan di dalam hubungan dengan

pembakaran bahan bakar adalah nilai pemanasan (heating value), yang didefinisikan sebagai jumlah panas yang bebas pada saat bahan bakar terbakar, dengan kata lain nilai pemanasan bahan bakar adalah sama dengan nilai absolut entalpi pembakaran bahan bakar yang dinyatakan sebagai berikut:

Nilai pemanasan (HV) = |hc| (kJ/kg bahan bakar) …… …(lit 15 hal 775)

Sebuah properti digambarkan sebagai entalpi dari sebuah zat pada tingkat spesifik karena komposisi kimianya dikenal sebagai entalpi pembentukan (ħ f).

Nilai pemasangan bergantung kepada H2O di dalam produk. H2O di dalam

berbagai produk dapat timbul dalam fase cair atau uap. Apabila H2O berada pada

fase cairnya, Q disebut nilai pemanasan atas (higher heating value, disingkat HHV), sedangkan bila H2O dalam bentuk uap yang dipersoalkan Q disebut nilai

pemanasan bawah (lower heating value, disingkat LHV). Sehingga nilai kalor yang didapati HHV>LHV, hal ini terkait nilai HHV yang dalam bentuk teori. Sementara itu nilai kalor yang dimaksud adalah bila H2O dalam bentuk uap

(LHV). Kedua nilai pemanasan dapat dihubungkan dengan persamaan: HHV = LHV + (N fg)H2O

Dimana N adalah jumlah mol H2O di dalam produk dan fg adalah perbedaan entalpi penguapan air pada temperatur yaitu pada temperatur kamar (250C) sebesar 2442,3 kJ/kg atau 44.000 kJ/kmol, seperti yang terlihat pada lampiran 4.

(62)

Untuk mendapatkan LHV, perlu diketahui entalpi modal uap air pada temperatur T01 = 311,106 K dan temperatur keluar gas pembakaran T3a = 1185,3

K untuk masing-masing zat O2, N2, H2O (g) dan CO2.

Untuk gas hasil pembakaran dengan 400 % udara teoritis, diperoleh reaksi pembakaran sebagai berikut:

a. CH4 + 8(O2 + 3,76N2) CO2 + 2H2O +6O2 + 30,086 N2

b. C2H6 + 14(O2 + 3,76N2) 2CO2 + 3H2O + 10,5O2 + 52,64N2

c. C3H8 + 20(O2 + 3,76N2) 3CO2 + 4H2O + 15O2 + 75,2N2

d. C4H10 + 26(O2 + 3,76N2) 4CO2 + 5H2O + 19,5O2 + 97,76N2

Tabel 3.3 nilai h0f dan pada berbagai komponen Substansi h0f kJ/kmol 298K kJ/kmol 311,106K kJ/kmol 1185,3K kJ/kmol CH4 C2H6 C3H8 C4H10 O2 N2 H20 (g) CO2 -74.850 -84.680 -103.850 -126.150 0 0 -241.820 -393.520 - - - - 8.682 8.669 9.904 9.364 - - - - 9.062,6 9.046,9 10.339 9.848,9 - - - - 37.922,9 36.282,3 43.739,8 53.021,86 Maka dengan melihat data pada tabel 3.3 berdasarkan daftar tabel dari lampiran 5 dan lampiran 6, diperoleh nilai pemanasan untuk masing-masing persamaan reaksi:

a. CH4 + 8(O2 + 3,76N2) CO2 + 2H2O + 6O2 + 30,086 N2 maka untuk nilai LHV adalah:

(63)

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

(

h f h 6K h 8K

)

0 29 0 , 331 − + ∑ − = (N 0f)CH4 + (N 0f)O2 + (N 0f)N2 = 1(-74.850) + 8[0 + (9.062,6 – 8.682)] + 30,08[0 + (9.046,3 – 8.669)] = -74.850 + 3.044,8 + 11.349,18 = -60.456,02 kJ/kmol =

(

)

p f h Np

∑

− 98K 0 2 1185,3K 0 h -h = (N 0f)CO2 + (N 0 f)H2O + (N 0f)O2 + (N 0 f)N2 = [(-393.520) + (53.021,8 – 9.364)] + 2[(-241.977,04) + (43.739,8 – 9.904)] + 6[0 + 37.923,9 – 8.682)] + 30,08[0 + (36.282,3 – 8.669)] = 239.868,78 kJ/kmol maka: LHV = |hc| = Hreaktan - Hproduk = (-60.456,02) – 239.868,78 = 300,324,8 kJ/kmol CH4

Diketahui massa molal CH4 adalah 16,04 kg/kmol, maka:

LHV = kmol kg CH kmol kJ 04 . 16 4 8 , 324 . 300

= 18.723,5 kJ/kg

(64)

sehingga untuk nilai HHV berdasarkan rumus diatas adalah: HHV = LHV + (N fg)H2O

= 18.723,5 kJ/kg + 2(2442,3 kJ/kg) = 23.608,09 kJ/kg

b. C2H6 + 14(O2 + 3,76N2) 2CO2 + 3H2O + 10,5O2 + 52,64N2

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

(

)

p f h Np

∑

0 − h311,0₆K-h 298K

=

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

∑

Np

(

hf − 98K

)

_p 0 2 1185,3K 0 h -h = (N 0f)CO2 + (N 0 f)H2O + (N 0f)O2 + (N 0 f)N2 = 2[(-393.520) + (53.021,86 – 9.364)] + 3[(-241.997,04) + (43.739,8 – 9.904)] + 10,5[0 + 37.922,9 – 8.682)] + 52,64[0 + (36.282,3 – 8.6690)] = 436.385,562 kJ/kmol

(65)

Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009. maka: LHV = |hc| = Hreaktan – Hproduk = (-59.490,528) – 436.385,562 = 495.876,09 kJ/kmol C2H6

Diketahui massa molal C2H6 adalah 30,07 kg/kmol, maka:

LHV = kmol kg H C kmol kJ 07 , 130 09 , 876 . 495 2 6

= 16.490,72 kJ/kg

sehingga untuk nilai HHV berdasarkan rumus diatas adalah: HHV = LHV = (N fg)H2O

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

c. C3H8 + 20(O2 + 3,76N2) 3CO2 + 4H2O + 15O2 + 75,2N2

maka untuk nilai LHV adalah: LHV = |hc| = Hreaktan – Hproduk Dimana: Hreaktan = ∑N_r_hf +h ₆K −h ₈K_ 0 29 0 , 331 _r

=

(N 0f)CH4 + (N 0f)O2 + (N 0f)N2 = 1(-103.850) + 20[0 + (9.062,6 – 8.682)] + 75,2[0 + (9.046,3 – 8.669)] = -103.850 + 7.612 + 28.372,96 = -67.865,04 kJ/kmol

(66)

Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009. Hproduk = ∑N_r_hf +h1185.3,0 K−h 98 K_ 0 2 6 0 p = (N 0f)CO2 + (N 0 f)H2O + (N 0f)O2 + (N 0 f)N2 = 3[(-393.520) + (53.021,86 – 9.364)] + 4[(-241.997,04) + (43.43739,8 – 9.904)] + 15[0 + (37.922,9 – 8.682)] + 75,2[0 + (36.282,37 – 8.6690)] = 632.902,1 kJ/kmol maka: LHV = |hc| = Hreaktan – Hproduk = (-67.865,04) – 632.902,1 = 700.767,14 kJ/kmol C3H8

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

LHV =

kmol kg H C kmol kJ 09 , 44 09 , 876 . 495 ₂ ₆ = 15.894,015 kJ/kg

sehingga untuk nilai HHV berdasarkan rumus diatas adalah: HHV = LHV = (N fg)H2O

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

d. C4H10 + 26(O2 + 3,76N2) 4CO2 + 5H2O + 19,5O2 + 97,76N2

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

(67)

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

(

ℑ+h331,06K −h298K

)

=

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

∑

_ −-h1185,3K-h0298K_ 0 = (N 0f)CO2 + (N 0 f)H2O + (N 0f)O2 + (N 0 f)N2 = 4[(-393.520) + (53.021,86 – 9.364)] + 5[(-241.997,04) + (43.739,8 – 9.904)] + 19,5[0 + (37.922,9 – 8.682)] + 97,64[0 + (38.230,7 – 8.6690)] = 651.473,963 kJ/kmol Maka: LHV = |hc| = Hreaktan – Hproduk = (-79.656,3) – 641.473,963 = 731.130,262 kJ/kmol C4H10

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

LHV = kmol kg H C kmol kJ 12 , 58 262 , 130 . 731 ₄ ₁₀ = 12,579,66 kJ/kg

(68)

Sehingga untuk nilai HHV berdasarkan rumus diatas adalah: HHV = LHV = (N fg)H2O

= 12.579,66 (kJ/kg) + 6(2442,3 kJ/kg) = 27.233,47 kJ/kg.

Selain dengan cara diatas perhitungan nilai kalor pembakaran juga dapat dicari dengan menggunakan rumus Dulong. Berikut adalah langkah-langkahnya: 1. Perhitungan berat molekul bahan bakar

Berat molekul bahan bakar yang merupakan campuran berat molekul campuran gas dihitung berdasarkan persentase senyawa-senyawa dalam campuran tersebut yaitu:

BMcampuran =

∑

(

)

= n i i BM 1

(

%moli

)

Dimana:

(BMi) = berat molekul gas ke-i

(%moli) = persentase mol senyawa ke-i

maka:

BMcampuran = (44,01)(0,00023) + (16,043)(0,97031) + (30,07)(0,00227)

+ (44,097)(0,00658) + (58,124)(0,00033) = 15,95 kg

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

• Berat C = (0,00023)(12,01) + (0,97031)(12,01) + (0,00227)(24,02)+ (0,00685)(36,03) + (0,00033)(48,04)

(69)

Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009. %C = 5 4 9 , 15 96 , 11 100% = 75,01% Berat H2 =(0,97031)(4)+(0,00227)(6)+(0,00658)(8)+ (0,00033)(10) = 3,9508 kg %H2 = 95 , 15 9508 , 3 100% = 24,8% • Berat O2 = (0,00023)(32) = 0,00736 kg %O2 = 95 , 15 00736 , 0 x 100 % = 0,05% 2. Nilai kalor bahan bakar

a. Nilai kalor pembakaran atas (HHV) HHV = 33950 C + 144200 +       ₋ 8 2 2 O H +9400 S …. … ..[lit 1 hal 46] = 33950 (0,7501) + 144200 +       ₋ 8 0005 , 0 248 . 0 +9400 (0) = 25465,895 + 35752,5875+0 = 61218,5 kJ/kg

b. Nilai kalor pembakaran bawah (LHV)

LHV = HHV – 2400 (M + 9H2) … … … … ..[lit 1 hal 46]

Dimana:

(70)

Dolok Martin O.D.S : Rancangan Ruang Bakar Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan Daya 21 MW, 2009. maka: LHV = 61218,5 – 2400 (0 + 9(0,248)) = 61218,5 – 5371,92 = 55846,58 kJ/kg

Diperoleh nilai LHV dengan menggunakan rumus Dulong sebesar 55846,58 kJ/kg, akan tetapi nilai tersebut adalah nilai estimasi berdasarkan persentase berat molekul pada kondisi stokiometri (100% udara teoritis). Oleh karena itu nilai kalor pembakaran yang dipakai adalah nilai perhitungan berdasarkan analisa kelebihan udara dan entalphi formasi temperatur gas hasil pembakaran.

Nilai LHV dari setiap unsur yang terkandung dalam bahan bakar gas alam dapat ditabelkan sebagai berikut:

Tabel 3.4. Harga LHV yang terkandung pada setiap unsur dalam bahan bakar Komposisi Mol (%) Yi LHV kJ/kg Yi (LHV) N2 2,019 0 0 CO2 0,023 0 0 CH4 97,031 18.723,5 18.167,6 C2H6 0,227 16,490,72 37,43 C3H8 0,658 15.894,015 104,58 n-C4H10 0,033 12.579,66 4,15 Total 100 18.313,76

Dari nilai LHV diatas maka dapat ditentukan (FAR)aktual. Maka untuk

menentukan besarnya perbandingan bahan bakar terhadap udara adalah: