13
LMTD : Beda temperatur logaritmik rata-rata
o
C . LMTD =
` ln
2 2
1 1
2 2
1 1
c h
c h
c h
c h
t t
t t
t t
t t
− −
− −
−
Pada proses penguapan evaporasi dan pengembunan kondensasi salah satu fluida tidak mengalami perubahan suhu, walaupun perpindahan panas telah
berlangsung diantara kedua fluida. Hal ini disebabkan kalor yang diterima dan yang dilepas oleh fluida kalor laten tidak digunakan untuk menaikkan
temperatur tetapi digunakan untuk mengubah fase fluida. Distribusi temperatur evaporasi dapat dilihat pada gambar 2.9.
T
o
C T
o
C
Th
1
Th
1
Th
2
Th
2
Tc
1
Tc
2
Tc
1
Tc
2
L m L m
a b
Gambar 2.9. Distribusi temperatur pada proses evaporasi a.
Distribusi temperatur aliran sejajar. b.
Distribusi temperatur aliran silang.
Maka beda suhu rata-rata logaritmik adalah : LMTD =
` ln
2 2
1 1
2 2
1 1
c h
c h
c h
c h
t t
t t
t t
t t
− −
− −
−
2.5. Proses Pembentukan Uap.
Gas buangan dari siklus gas masuk ke HRSG untuk mengubah air umpan menjadi uap kering yang akan digunakan untuk memutar sudu-sudu turbin uap
14
hingga dapat memutar beban dalam hal ini generator listrik. Setelah melalui beberapa tingkatan sudu turbin sebagian uap diekstraksikan ke pemanas awal
tekanan tinggi dan pemanas tekanan rendah, sedangkan sisanya masuk ke kondensor dan dikondensasikan di kondensor, selanjutnya air dari kondensor
dipompakan kembali ke HRSG melalui pemanas air tekanan tinggi, dari HRSG ini air umpan yang sudah menjadi uap kering dialirkan kembali ke turbin.
Gambar 2.10. Diagram Instalasi Gabungan
2.6. Turbin Uap
HRSG merupakan sumber atau penghasil uap yang akan bakerja pada Turbin Uap. Dengan kata lain pada instalasi turbin uap, HRSG berfungsi sama
seperti boilerketel uap yaitu penghasil uap. Jadi pada PLTGU ini HRSG menggantikan fungsi ketel. Beberapa parameter desain yang penting berkaitan
dengan turbin uap adalah tekanan uap masuk turbin. Mengambil tekanan uap masuk lebih tinggi akan menguntungkan, karena ukuran sudu-sudu akan menjadi
lebih kecil, namun tekanan yang terlalu tinggi efisiensi akan menurun. Parameter lain yang penting dari turbin uap adalah tekanan kondensor,
dalam hal ini turbin uap dan kondensor akan disesuaikan dengan HRSGnya.
KONDENSOR P
1 TURB IN UAP
GENERATOR GENERATOR
TURB IN GAS KOMPRESOR
RUANG BAKAR
UDARA ATMOSFER
SUP
SIKLUS UAP
SIKLUS GAS
GAS BUANG
B A
H A
N B
A K
A R
EVA EKO
CPR FWT
P 2
H R
S G
SD
Keterangan :
P =
Pompa air umpan SUP
= Superheater
EVA =
Evaporator EKO
= Ekonomiser
CPR =
Condenstate preheater FWT
= Feed water tank
SD =
Steam drum
15
2
TURBIN GAS KOMPRESOR
RUANG BAKAR
GENERATOR
BAHAN BAKAR
1 3
HRSG
Air 4
BAB III PERHITUNGAN TERMODINAMIKA
3.1. SPESIFIKASI TEKNIS PERANCANGAN
Parameter rancangan mengenai HRSG pada perencanaan ini mengacu dari hasil data survey yang dilakukan di PT. PLN Persero unit bisnis pembangkitan
dan penyaluran Sumatera Bagian Utara Sektor Belawan. Adapun spesifikasi data-data yang diperoleh dari hasil survey yang digunakan
dalam perencanaan HRSG adalah: a
Daya maksimum turbin gas : 130 MW 130000 kW
b Temperatur air tangki umpan
: 165 C
c Putran Turbin
: 3000 rpm d
Perbandingan tekanan pada kompresor : 10
e Temperatur masuk kompresor
: 30
o
C f
Tekanan Barometer : 1,013 bar
g Temperatur gas buang turbin
: 567 C
3.2. ANALISA TERMODINAMIKA TURBIN GAS
Siklus turbin gas yang digunakan adalah siklus brayton sederhana tanpa reheating dan heat exchanger seperti gambar dibawah ini :
16
1 2
3
4 T
s
1
2 4
s o
C
kJ kg.K
Gambar 3.1. Diagram Alir Turbin Gas
Gambar 3.2. Diagram T – s
Sistem turbin gas dianalisa dengan menganalisis pada titik pada gambar, analisa ini didukung dengan menentukan beberapa harga yang ditentukan dengan
mengacu pada effisiensi yang ada.
3.2.1. Kompresor
Perhitungan termodinamika pada Kompresor Keadaan pada titik 1, dimana :
T
1
= 30 C
= 30 + 273,15 = 303,15 K P
1
= 1,013 bar Dari tabel udara diperoleh :
h
1
= 304,06 kJkg Keadaan pada titik 2, dimana :
r
pk
= 10 data dari survey P
2
= P
1
. r
pk
= 1,013 bar . 10 P
2
= 10,13 bar
17
T
2
= T
1
r
pk γ
γ 1 −
T
2
= 303,15 10,13
4 ,
1 1
4 ,
1 −
= 587,45 K Sehingga harga h
2
dapat diperoleh dari tabel udara lampiran III yakni sebesar 593,84 kJkg.
Maka dapat dihitung kerja spesifik kompresor W
K
W
K akt
=
K
h h
η
1 2
−
= 85
, 06
, 304
84 ,
593 kg
kJ kg
kJ −
= 341,74 kJ kg Kondisi aktual perencanaan ini 2
h
2
= W
K akt
+ h
1
h
2
= 341,74 kJkg + 304,06 kJkg h
2
= 645,1 kJkg dari tabel udara dapat diperoleh :
T
2
= 636,10 K
3.2.2. Turbin Gas
Analisa termodinamika pada turbin gas dalam hal ini dimaksudkan untuk menentukan temperatur keluar turbin. Berbagai pertimbangan metallurgi
membatasi temperatur pemasukan turbin bekerja pada sekitar 970
o
C 1243 K sampai dengan 1080
o
C 1353 K, walaupun ada beberapa turbin gas dengan pendinginan sudu yang dapat beroperasi sampai temperatur 1350
o
C 1623 K. Hal ini untuk menghindari kerusakan sudu akibat kelebihan temperatur.
Dari hasil survey pada PT. PLN Persero sektor Belawan PLTGU P. Sicanang didapat bahwa temperatur gas buang turbin gas adalah sebesar 567
o
C. Adanya kerugian tekanan dalam ruang bakar akan mempengaruhi unjuk kerja
turbin saat beroperasi. Menurut Richard Harman diketahui bahwa perbandingan antara
tekanan keluar turbin dengan udara atmosfer pada instalasi turbin gas siklus terbuka adalah 1,1 ÷ 1,2. Dalam perhitungan termodinamika ini diasumsikan 1,1
18
dengan alasan tekanan gas buang yang akan dihasilkan lebih besar dari tekanan atmosfer.
Perhitungan termodinamika pada Turbin Gas Temperatur gas aktual keluar turbin T
4
T
4
= 567 C + 273,15
T
4
= 840,15 K, diperoleh h’
4
= 866,24 kJkg Perbandingan antara tekanan keluar turbin dengan tekanan udara atmosfer pada
instalasi turbin gas siklus terbuka diasumsikan 1,1, maka : P
4
= P
1
1,1 = 1,013 1,1
P
4
= 1,1143 bar Diperkirakan faktor penurunan tekanan sebesar 0,03 pada ruang bakar:
P
3
= P
2
1 – P
rb
= 10,13 bar 1 – 0,03 P
3
= 9,826 bar Sehingga diperoleh harga rasio tekanan pada turbin :
r
p T =
4 3
P P
r
p T =
1143 .
1 826
, 9
=
8,818 Kondisi pada titik 3
4
: T
3
=
−
−
− γ
γ
η
1 3
4 4
1 1
P P
T
T
T
3
=
−
−
− 35
, 1
1 35
, 1
826 ,
9 1143
, 1
1 9
, 1
15 ,
840
= 1,35 T
3
= 1373,123 K
19
Dari tabel udara lampiran 3 diperoleh : h
3
= 1483,204 kJkg maka T
4
= T
3
-
T
T T
η
4 3
− = 1373,127-
90 ,
15 ,
840 123
, 1373
− = 780.93 K
dan pada T
4
= 840,15 K diperoleh h
4
= 866,24 kJkg Jadi diperoleh W
T akt
sebesar : W
T akt
= h
3
- h
4
= 1483,204kJkg - 866,24 kJkg W
T akt
= 616,964 kJ kg
3.2.3. Proses Pada Ruang Bakar.
Analisa termodinamika pada ruang bakar turbin gas ini dipergunakan untuk menentukan perbandingan bahan bakar dengan udara aktual FAR
akt.
Perhitungan proses pada ruang bakar, diasumsikan effisiensi ruang bakar
rb
adalah 0,98 dan kondisi masuk ruang bakar dianggap sama dengan kondisi keluar kompresor, maka panas yang disuplai adalah :
Perhitungan termodinamika pada Ruang Bakar q
rb
= h
3
– h
2
= 1483,204 kJkg – 645,1 kJkg = 838,1 kJkg
Dari data survey diperoleh LHV bahan bakar gas adalah 45.700 kJkg, maka perbandingan bahan bakar terhadap udara adalah :
q
rb
= LHV . FAR
akt
.
rb
FAR
akt
=
rb rb
LHV q
η. =
98 ,
. 45700
10 ,
838 kg b.bakar kg udara
FAR
akt
= 0,018713 kg b.bakar kg udara Jadi perbandingan udara dengan bahan bakar adalah sebesar :
AFR
akt
= 53,438 udara kg b.bakar
20
3.2.4. Effisiensi Thermal
th
= 100
x q
W W
rb K
akt T
akt
−
th
= 100
10 ,
883 74
, 341
964 ,
616 x
−
th
= 32,84
3.2.5. Generator
Didalam suatu proses perubahan arus bolak-balik ada 2 unsur yang terlibat pada proses konversi dasar, yaitu :
1. Daya nyata V I cos
l diukur dengan Watt, besaran inilah yang terlihat pada proses konversi dasar.
2. Daya reaktif V I sin
l , tidak mempengaruhi proses konversi daya, tetapi suatu kebutuhan yang harus dilayani.
Gambar dibawah ini menunjukkan daya yang bekerja pada generator AC
Daya Nyata P
Gambar 3.3. Daya pada Generator
Daya yang dibutuhkan generator adalah daya semu N
G
Volt Ampere dan daya keluaran adalah P daya nyata .
P = N
G
. cos N
G
= ϕ
cos P
= 8
, 130000
N
G
= 162500 kW
21
Maka daya yang harus disuplai turbin ke generator adalah P
T Nett
: P
T Nett
= ϕ
η η
cos
tr G
G
N Dimana :
G
= effisiensi generator direncanakan 0,92 tr = effisiensi transmisi = 1
transmisi yang digunakan untuk menyatukan poros turbin gas dengan poros generator adalah kopling tetap jenis kopling
flens, diasumsikan tidak ada kehilangan kerja antara poros generator dengan poros turbin gas.
Maka : P
T
= 1
. 8
, .
92 ,
162500 P
T
= 220788 kW
3.2.6. Laju Aliran Massa Udara Dengan Bahan Bakar.
Dengan diperolehnya harga P
T
=220788 kW, maka untuk menghitung laju aliran massa udara dan bahan bakar dihitung dengan menggunakan prinsip
kesetimbangan energi daya instalasi. P
T net
=
m
g
W
T
-
m
a
. W
K
m
a
=
K T
a f
T
W W
m m
P
nett
− +
. 1
Dimana perbandingan laju aliran bahan bakar dengan laju aliran udara adalah:
m
f
m
a
= FAR
akt
= 0,018339 kg b.bakar kg udara Sehingga diperoleh :
m
a
= kg
kJ kg
kJ s
kg kW
74 ,
341 964
, 661
. 018713
, 1
220788 −
+ = 769,92 kg s
m
f
=
m
a
. FAR
akt
= 769,92 kg s . 0,018713 = 14,41 kg s
22
m
g
=
m
a
+
m
f
= 769,92 kg s +14,41 kg s = 784,33 kg s
Secara analisa termodinamika, maka daya untuk masing-masing instalasi komponen-komponen untuk setiap unit adalah sebagai berikut :
1. Daya Kompresor
P
K
=
a
m .W
K
= 769,92 kgs . 341,74 kJkg = 263320,92 kW
= 263,320 MW 2.
Daya Turbin P
T
=
g
m
. W
T
= 784,33 kgs . 616,964 kJkg = 484106,97 kW
= 484,106 MW 3.
Panas yang disuplai ruang bakar Q
RB
=
g
m . q
rb
= 784,33 kgs . 838,10 kJkg = 657623,546 kW
= 657,623 MW
23
Laju Pindahan Panas MW
o
T em
per at
ur C
Gas buang a
b y
x
Evaporator Superheater
Ekonomiser
Kondensat Preheater
Air Uap
3.3. Parameter Dasar Perencanaan
