Rancangan Turbocarjer Untuk Meningkatkan Performansi Motor Diesel Daya 80 HP Putaran 2250 RPM

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 Tugas Sarjana ini.

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

Rusli Indra Harahap NIM : 040401064

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

AGENDA : 818/TS/2009 DITERIMA TGL : / /2009 PARAF :

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 tingkat polusi udara hal ini dikarenakan pembakaran bahan bakar dengan udara

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 d. Gambar teknik 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.

1.6Sistematika 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 meliputi jenis turbin dan kompresor yang digunakan.

• 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 mati atas” (TMA) bahan bakar disemprotkan ke dalam ruang bakar. Karena

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 keadaan sebenarnya.

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 yang lebih besar dengan mesin yang berukuran sama.

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 silinder.

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 dikurangi.

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 pembakaran menjadi lebih baik dan gas buangnya lebih bersih.

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

Turbin gas radial aliran masuk kantilever tidak menggunakan sudut aliran masuk secara radial, pada jenis turbin kantilever ini tidak terjadi percepatan melalui rotor. Jenis kantilever jarang digunakan karena efesiensinya rendah pada 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

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 direncanakan adalah jenis turbin radial aliran masuk campur (90 degree IFR).

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 , 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)

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

menggerakkan turbin ditunjukkan pada daerah 13-9-10-11, Untuk memperoleh energi tersebut maka tekanan masuk turbin seketika itu juga harus meningkat pada titik tekanan P5 ketika katup buang terbuka, yang diikuti ekspansi isentropik dari gas buang melalui P7 sampai ke tekanan atmosfer ( P8=Pa) . Selama proses pergerakan pembuangan tekanan masuk turbin yaitu pada titik P7. Energi yang 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 buang telah terbuka, gas buang mengalir dari silinder ke saluran gas buang

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 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. Sumber : Bernard and Rodica, Diesel Engine Reference Book, 1999

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 yang sebenarnya.

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 melakukan kerja mekanik.

3.2 Mekanisme Kerja Turbocarjer

Adapun mekanisme kerja sederhana dari turbocarjer adalah seperti gambar 3.1 berikut ini

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 bahwa gas buang seluruhnya masuk ke turbin turbocarjer.

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 siklus tekanan terbatas ( siklus dua l ).

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:

act A F       ₌ th A F       _x α 1 act A F       ₌ 92 , 14 1 x 1 , 2 1 act A F       ₌ 33 , 31 1 = 0,0318

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 tekanan atmosfer

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 = 0,1194 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 F = 140 g/hp.hr dan daya motor diesel Nb = 122 hp

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

m_eg = +

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) Ni = Daya indikator (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 =P5 = 0,825 (2,011 x 105 Pa) = 1,659x105 Pa.

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.

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

W_T =∆ _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.

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

W_c = −

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 : T02 = 395,49 K

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 η_k= 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

3.7.6 Perhitungan Termodinamika pada Ruang Bakar

Adapun untuk perhitungan termodinamika pada ruang bakar adalah menggunakan siklus tekanan terbatas dengan turbocarjer yang ditunjukkan pada gambar 3.3 yaitu :

a) Kondisi udara yang disuplai kompresor

Pa P₀₂ =2,011×105

T02 = 395,49 K

Kerapatan udara keluar kompresor

02 02

RT P

= ρ dimana :

R = konstanta gas universal sebesar 0,287 KJ/kg.K

02

T = temperatur yang disuplai kompresor (K)

P02 = tekanan setelah keluar kompresor dari rumus di atas, maka dapat dicari;

) 49 , 395 ( / 287 , 0

10 011 ,

2 5

K K

kg kJ

Pa

× =

ρ 77 , 1 =

ρ kg/m3

b) Keadaan titik 1

Tekanan masuk ruang bakar dapat ditentukan, adalah P1 = Psup - ΔP

Penurunan tekanan pada pipa masuk adalah : ΔP = (0,03 ~ 0,05 ) Psup

ΔP = 0,05 Psup ( direncanakan )

ΔP = 0,05 (2,011×105Pa) ΔP = 0,1005 x 105 Pa

sehingga tekanan masuk ruang bakar adalah P1 = 2,011 x 105 Pa - 0,1005 x 105 Pa P1 = 1,9105 x 10 5 Pa

Kondisi temperatur masuk ruang bakar dapat diuraikan sesuai dengan persamaan berikut ini :

T1 =

r r r w

o t T

T

γ γ

+ +

∆ +

1

dimana :

r

γ = Koefisien gas sisa pembakaran, 0 untuk sistem turbocarjer

Δtw = Kenaikan temperatur akibat kontak dinding silinder dengan piston .yaitu sebesar 10 ~ 15 K, dalam hal ini 15 K direncanakan Tr = Temperatur yang terkandung didalam gas sisa, untuk motor diesel

sebesar 700 ~ 800 K

Dari rumus di atas temperatur udara masuk ruang bakar dapat dicari :

T1 = (

0 1

0 15 K 395,49

++ +

K

)

dan kerapatan udara masuk ruang bakar adalah, 1 1 RT P = ρ ) 49 , 410 ( / 287 , 0 10 9105 , 1 5 K kgK kJ Pa × = ρ 62 , 1 =

ρ kg/m3

volume spesifik pada titik 1 dapat dicari :

1 1 1 P RT = ν Pa K kg kJ 5 1 10 9105 , 1 ) 49 , 410 ( / 287 , 0 × = ν

ν₁ =0,617m /3 kg

Pada suhu T1 = 410,49 K, maka dengan cara interpolasi diperoleh : U1 =293,785 kJ/kg

h₁ =411,616kJ/kg Pr₁ =4,171

v_r1 =282,4817

c) Keadaan titik 2

Pada titik 2 terjadi langkah kompresi secara isentropik yaitu dari titik 1 ke

titik 2. Dimana telah diketahui sebelumnya bahwa, r = perbandingan kompresi

r = 18

hubungan kompresi rasio adalah :

r = 2 1 V V = 18 dimana :

V1 = Volume langkah (m3) V2 = Volume sisa (m3)

Pada keadaan langkah kompresi isentropis berlaku hubungan :

2 1 2 1 V V r r = υυ 1 2 1 2 V V r r υ υ = 18 417 , 282 2 = r υ

υ_r2 =15,6934

Pada υ_r2 =15,6934 dengan cara interpolasi, maka diperoleh : T2 = 1169,0 K U2 =905,857kJ/kg

Pr2 = 213,95 h2 =1241,459kJ/kg

untuk tekanan pada titik 2 pada keadaan isentropik, berlaku hubungan :

1 2 1 2₂ P P P P r r = 1 2 1 2 r r P P P

P = ×

171 , 4 ) 95 , 213 ( 10 9105 , 1 5 2 Pa

P = ×

maka volume spesifik pada titik 2:

r v v

= 2 1

18

= m kg

v 0,617 /

3 2

= 2

v 0,0342 m3/kg

d) Kondisi titik 2-3a-3

Pada kondisi ini pembakaran bahan bakar dan udara berlangsung pada volume konstan (pemasukan kalor pada volume konstan) yang kemudian dilanjutkan dengan tekanan konstan yaitu dari titik 2-3a dan 3a-3, sehingga perbandingan tekanan maksimum dirumuskan :

2 3 2 3

P P P P_a

= = λ

Untuk λ = Mesin dengan pengabutan mekanis peningkatan tekanannya 1,7 ~ 2,2 dalam hal ini direncanakan 1,7

sehingga tekanan maksimum yang diperoleh adalah P_3a =P2×λ

P_3a =1,7 x 97,998×105Pa

59 , 166 3a =

P x 105 Pa

keadaan tekanan titik 3a = titik 3, yaitu pada tekanan konstan maka besar tekanan P3 = P3a.

P3 = Pa Pa

5 3 =166,597× 10

Hubungan antara temperatur titik 2 – 3a adalah pada volume konstan, maka :

λ = =

2 2

3 3 2 3

v P

v P T

T_{a a a}

dimana : λ = laju ledakan

sehingga, temperatur T3a dapat dicari:

2

3 T

T_a = ×λ

7 , 1 0 , 1169

3 = K×

T_a

K T_3a =1987,3

pada suhu T3a =1987,3Kdengan cara interpolasi maka diperoleh: kg

kJ U3a =1666,482 /

kg kJ h_3a =2236,250 /

Pemasukan kalor pada titik 2 - 3a – 3, yaitu: q_in =q_3a−2 +q_3−3a

dimana : q = panas yang masuk ke dalam siklus, panas yang masuk ke _in

dalam siklus dapat dituliskan pada persamaan berikut ini :

in

q = (FA) (LHV)

in

q = (0,0335) (41868 kJ/kg)

in

Sehingga enthalpi pada titik 3 dapat ditentukan oleh persamaan berikut ini: qin =

[

(U3a −U2)+(h3 −h3a)

]

qin =

[

(U3a −U2)+(U3 +P3aν3)−(U3a +P3ν3a)

]

h₃ −(U₂ +P₃ν_3a)=q_in

h3 −[905,857kJ/kg+(166,597×105Pa)(0,0342)]=1381,644kJ/kg

h₃ =2857,26 kJ/kg

pada h3 =2857,26kJ/kgdengan cara interpolasi maka diperoleh: K

T3 =2479,74

=4271,96

3 r p 3876 , 0 3 = r v kg kJ U3 =2145,48 /

e) Kondisi Titik 4

Pada persamaan gas ideal diketahui bahwa :

3 3 3 3 3 3 T V P T V P a a a =

dimana pada keadaan tekanan konstan berlaku rumus :

3 3 3 3 T V T V a a = K K V V

a 1987,3 74 , 2479 3 3 = 247 , 1 3 3 = a V V

        = 3 3 2 1 3 4 V V V V V V _a

( )

      = 247 , 1 1 18 3 4 V V 43 , 14 3 4 = V V

dan untuk keadaan ekspansi isentropik berlaku rumus :

3 4 3 4 r r v v V V =

( )

3 3 4 4 r r v V V v = ) 3876 , 0 ( 43 , 14 4 = r v 593 , 5 4 = r v

pada v_r4 =5,93 dengan cara interpolasi maka diperoleh :

K

T4 =1091,74 h4 =1151,626kJ/kg

2966 , 130 4 = r p kg kJ U4 =838,2625 /

Tekanan pada titik 4, pada keadaan ekspansi isentropik berlaku rumus

3 4 3 4 P P P P r r =     = 3 4 3 4 r r P P P P 96 , 4271 ) 10 75 , 166 ( 2966 , 130 5 4 Pa

P = ×

5 4 =5,08×10

f) Kondisi titik 5’

Berlaku rumus idealisasi isentropik, yaitu

4 ' 5 4 ' 5 P P P P r r =

Dimana telah diketahui bahwa tekanan masuk turbin P5’ = 1,659 x 10 5 Pa

Maka 4 ' 5 4 ' 5 P P P P r r = 4 4 ' 5 ' 5 r r P P P P     =

130,2966

10 08 , 5 10 659 , 1 5 5 ' 5     ×× = r P

Pr5 =42,804

pada Pr5 =42,804dengan cara interpolasi maka diperoleh :

17 , 790

' 5 =

T K

Kerja indikator thermal siklus dapat dicari dari persamaan berikut ini :

(

) (

)

[

U₃ U₂ h₃ h₃ (U₄ U₁)

]

W_id = _a − + − _a − −

=

id

W [(166,482 kJ/kg – 905,857 kJ/kg) + (2857,26 kJ/kg – 2236,2504

kJ/kg) – (838,2625 kJ/kg – 293,785 kJ/kg)] W_id =737,15 kJ/kg

Tekanan indikator rata-rata, diperoleh dengan persamaan berikut ini

) 1 1 ( 1

r W

Pit id

− =

υ

4 3

10 ) 18

1 1 ( / 617 , 0

) / . 102 ( / 15 , 737

− =

kg m

kJ m kg kg

kJ Pit

P_it =11,24 kg/cm2

3.7.7 Tekanan Indikator Rata-Rata

Tekanan indikator rata-rata untuk siklus tekanan terbatas menurut, dapat dicari dengan rumus berikut ini

P_i =ϕ×P_it Keterangan

ϕ = 0,95 ~ 0,97 faktor koreksi dari diagram untuk mesin 4 langkah ϕ = 0,96 ~ 0,98 faktor koreksi dari diagram untuk mesin 2 langkah Dalam hal ini diambil faktor koreksi sebesar ϕ = 0,95 untuk mesin diesel 4 langkah.

Sehingga tekanan indikator rata-rata adalah : P_i =ϕ×P_it

P_i =0,95 x 11,24kg/cm2 P_i =10,62 kg/cm2

3.7.8 Tekanan Efektif Rata-Rata

Tekanan efektif rata-rata dapat dicari dengan rumus berikut ini :

i e m

P P

=

η

Keterangan

m

η = Efesiensi mekanis yang menggunakan turbocarjer 0,8 ~0,88, dalam hal ini 800, yang direncanakan.

Pe = Tekanan efektif rata-rata ( kg/cm2) Pi = Tekanan indikator rata-rata ( kg/cm2) Sehingga tekanan efektif rata-rata yang diperoleh Pe =0,80×10,62kg/cm

2

Pe =8,496 kg/cm 2

3.7.9 Kerja indikator

Besarnya kerja indikator apat dicari dengan rumus berikut ini : W_i = P_i×V_d

Keterangan

Wi = Kerja indikator ( kg.m)

Pi = Tekanan indikator rata-rata ( kg/m2) Vd = Volume langkah torak (m3)

Untuk volume langkah torak dapat dicari dengan rumus berikut ini :

Vd = D L

2 4 π

Keterangan

D = Diameter piston ( m )

Dalam hal ini diameternya telah diketahui adalah 0,102 m L = Panjang langkah piston (m)

Dalam hal ini panjang langkahnya telah diketahui adalah 0,120 m2 π = 3,14

Sehingga volume langkah torak yang diperoleh adalah

Vd = D2L

4

π

Vd =

(

0,102m

) (

0,120m

)

4

14 ,

3 2

Vd = 0,00096 m3

Sehingga kerja indikator adalah

d i

i P V

W = ×

=

i

W 104(10,64kg/m2)(0,00096m3)

144 , 102 =

i

W kg.m

3.7.10 Kerja Efektif

Besarnya kerja efektif dapat dicari dengan rumus berikut ini : W_e =P_e×V_d

Sehingga didapatkan kerja efektif adalah W_e =104(8,496kg/cm2)(0,00096m3) W_e =81,56 kg.m

11.

Moran, J.M, dan Howard N.Shapiro, “Fundamentals of Engineering

Thermodynamics”, 5

th

edition, John Wiley and Sons, United State of

America, 2004.

12.

Obert, F.Edward, “ Internal Combustion Engine and Air Pollution”,

Harper and Row Publisher, Newyork, 1973.

13.

Petrovsky, N, “Marine Internal Combustion Engine”, Mir Publisher,

Moskow,1988.

14.

Pudjanarsa, Astu, “ Mesin Konversi Energi”, Penerbit Andi, Yogyakarta,

2006.

15.

Rama Gorla S.R, dan Airjaz A.khan

, “Turbomachinary Design and

Theory”, Marcel Dekker, Newyork, 2003.

16.

Robert L. Mott, “Machine Elements In Mechanical Design”, 4

th

edition,

Pearson education, New Jersey, 2004.

17.

Shigley, Joseph E, “ Mechanical Engineering Design”, 7

th

edition,

McGraw-Hill, New York, 2004.

18.

Sitompul, Darwin, “Prinsip Prinsip Konversi Energi”, Cetakan Pertama,

PT Gelora Aksara Pratama, Medan,1989.

19.

Sudarman, MT , “Siklus Daya Thermal”, Cetakan Pertama, Universitas

Muhammadiyah, Malang. 2004.

20.

Sularso, Kiyatsu Suga, “Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin”,

Pradnya Paramita, Jakarta, 1987.

Lampiran 1

Data Spesifikasi

1. Motor Diesel

Engine S6D102-1

Aplicable Model FD80-7

(distributor type fuel injection pump spec)

No of Cylinders-Bore x Stroke mm 6 – 102 x 120

Total Piston Displacement l{cc} 5,88 {5.883}

Firing Order 1-5-3-6-2-4

Rasio Compression 18

Dimension :

Overall Length mm 1.046

Overall Weidth mm 670

Overall Heigth mm 870

(excluding exhaust pipe) Overal Heigth

(including exhaust pipe) mm -

Performance :

Flywheel Horsepower kW/rpm 91,3/2250

HP/rpm 122,3/2.250(Net)

Max Torque Nm/rpm 412/1.600

kgm/rpm 2/1.600{Net}

High Idling Speed rpm 2.500 ± 50

Low Idling Speed rpm 700 ± 25

ratio g/PS.h 168

Dry Weight kg 480

Fuel Injecton Pump BOSH VE

Governor BOSH VE

Lubrication Oil Ancount l 16,5

(refil capacity) (15,5)

Coolant Amount l 9,0 (engine only)

Alternator 24 V, 35A

Starting Motor 24V, 45 kW

Battery 12 V 70 Ah x 2

Turbocharger HOLSET x 35 type

Air Compresor -

Other -

Minyak Pelumas SAE 15W-40

SAE 30 oil

Bahan Bakar Alkanes/C

13H28

3. Running in Standart

Engine Model

Aplicable Machine Item

Order

1 2 3 4 5 6

S6D102-1 F80-7 Running Time

Engine Speed Load Flywheel Horse power Min rpm N{kg} 2 750 0(0) 10 1000 98(10) 2 120 250(25) 3 1600 440(45)

kW {HP}

0(0) 7,2(9,9) 22(29,6) 53(71)

2. Turbocharger

Type : HOLSET

Overall Length mm 254

Overall Weidth mm 221

Overall Heigth mm 156

Aplicable Exhaust Temperature :

ºC max 800 (inlet port)

Direction of Rptation :

clock wise

(as seen from blower end)

Suhu Masuk Kompresor

K

303

Lampiran 2

Tabel 1. Material Properties Inconel Alloy 718

Physical Properties Metric English Comments

Density 0.296 lb/in³

Mechanical Properties

Tensile Strength, Ultimate 199000 psi Precipitation Hardened.

Value at room temperature.

Tensile Strength, Ultimate at Elevated Temperature 160000 psi Precipitation Hardened

prior to test; 650°C

Tensile Strength, Yield 160000 psi Precipitation Hardened.

Value at room temperature; 0.2% offset.

Tensile Strength, Yield at Elevated Temperature 142000 psi Precipitation Hardened

prior to test; 0.2% offset; 650°C

Elongation at Break 25 % Precipitation Hardened

Elongation at Break at Elevated Temperature 18 % Precipitation Hardened

prior to test.; 650°C

Electrical Properties

Electrical Resistivity 0.000125 ohm-cm

Magnetic Permeability 1.0011 1.0011 at 200 oersted (15.9 kA/m)

Curie Temperature -170 °F

Thermal Properties

CTE, linear 20°C 7.22 µ in/in-°F 20-100°C

Specific Heat Capacity 0.104 BTU/lb-°F

Thermal Conductivity 79.1 BTU-in/hr-ft²-°F

Melting Point 1260 - 1336 °C 2300 - 2440 °F

Solidus 2300 °F

Lampiran 3

Tabel 2. Material Properties Aluminium Alloys

Physical Properties Metric English Comments

Density 0.0975 lb/in³

Mechanical Properties

Modulus of Elasticity 10200 ksi

Poisson's Ratio 0.33 0.33

Shear Modulus 3770 ksi

Electrical Properties

Electrical Resistivity 5e-006 ohm-cm

Thermal Properties

Heat of Fusion 168 BTU/lb

CTE, linear 20°C 13.3 µin/in-°F from 0-100°C (32-212°F)

CTE, linear 250°C 13.9 µin/in-°F

Specific Heat Capacity 0.21 BTU/lb-°F

Thermal Conductivity 1320 BTU-in/hr-ft²-°F

Melting Point 620 - 650 °C 1150 - 1200 °F

Solidus 1150 °F