93
4.3 DESAIN KUMPULAN PIPA HEAT EXCHANGER
Gambar 4.10. Finned Tube Banks
Kapasitas perpindahan panas Untuk menghitung kapasitas perpindahan panas pada APK dan dimensi
tube banks dengan menggunakan data analisa dan parameter fan udara yang telah didapat dengan perhitungan sebelumnya. Untuk menentukan
kapasitas perpindahan panas APK II dengan menggunakan analisa beban pendinginan sistem hidrolik, seperti pada gambar 4.5 dapat dilihat bahwa
aliran fluida atau oli hidrolik bersirkulasi masuk ke damper HRSG mengalami kenaikan suhu sehingga saat kembali ke tangki reservoir oli
yang panas menjadi beban pendinginan pada sistem pendingin hidrolik. Kenaikan suhu dan perpindahan panas diarea damper HRSG tidak dapat
diketahui atau tidak terdapat alat ukur suhu, namun di asumsikan panas yang masuk selama proses operasi hidrolik adalah konstan.
Universitas Sumatera Utara
94 Gambar 4.11. Diagram Layout Sistem Hidrolik
Berdasarkan hukum pertama termodinamika perpindahan panas yang terjadi pada sistem. Yunus Cengel
Pada kondisi ideal sistem pendinginan, perubahan energi pada sistem bernilai 0, atau ∆E = 0 Steady rate Eout-Ein = 0
Maka, pada sistem hidrolik dalam kondisi steady harus ditentukan perubahan kalor agar didapat nilai kapasitas panas yang dibuang
̇out pada HE 2.
Area Damper HRSG
26 Lmin T oli
̇ in
64 Lmin T oli
HE2
̇ out
4,42 kW
Tangki Oli 400L
̇ HE1
̇ out ?
HE = APK
Universitas Sumatera Utara
95
Untuk menentukan perubahan kalor pada sistem hidrolik dikondisikan pada saat terjadinya emergency shutdown pada HRSG yang
disebabkan oleh kenaikan suhu oli hidrolik. Dengan menggunakan track record operasi didapat waktu Start-Up hingga TRIPemergency
shutdown HRSG, seperti ditunjukan kurva waktu Start Up HRSG normal operasi.
DataTrack Record waktu 12.11 – 14.10 WIB : 119 menit
Gambar 4.12. Kurva Waktu Start-Up HRSG
Dengan rumus ”kapasitas pendinginan oli hidrolik” Manual Book HYDAC OIL
COOLER
̇
= perubahan Energi = panas yang bertambah ke sistem kW
119 menit Lama waktu Start
Universitas Sumatera Utara
96
̇
= kW
= -
=
̇
=
̇ = = 4,37 KJs = 4,37 kW
Panas yang masuk ̇in =
̇
+
̇out = 4,37 kW + 4,42 kW = 8,79 kW
̇
= ̇out 2 “Steady rate heat transfer”
Maka desain pada HE 2 yang panas yang harus dibuang sebesar 4,37 kW
Gambar 4.13. Grafik hubungan kenaikan suhu oli dengan waktu operasi
Dengan diketahui ̇out pada HE 2 dapat ditentukan harga
=
̇ ̇
= =
= =
=
6.7 13.4
20.1 26.8
33.5 40.2
46.9
17 menit 34 menit
51 menit 68 menit
85 menit 102 menit 119 menit
Beda Suhu Oli
∆T 0 C
Universitas Sumatera Utara
97
Data Fan Udara - Temp udara Tin
: 33,4°C
- Flow Q : 2,3
= 4873,4 ftmin
- RH Udara : 85
- Density ρ
: 1,1527 Kg
Maka laju aliran udara ̇
dengan suhu udara masuk =
̇ =
ρ x Q = : 2,3 x 1,1527 Kg
= 2,65 kgs =
̇ .
= 2,65 kgs . 1,0073 KJ C = 2,67 Kj
C
Dengan diketahui parameter fan kita dapat menggunakan
Upper Limit For Heat Transfer “yunus cengel untuk menentukan suhu udara fan
keluar HE 2. ̇oli = ̇udara =
=
̇ ̇
= =
= suhu udara keluar
Gambar 4.14. Distribusi Suhu fluida apk bersirip
unmixed udara
unmixed oli
Universitas Sumatera Utara
98
Maka luas perpindahan panas menyeluruh He2: Perpindahan Panas Menyeluruh diambil dari Tabel Appendix B Heat
Exchanger Cengel B-5 Overall heat transfer coefficient for air cooler heat bare tube basis
= K
̇ = .
.∆
∆ = LMTD
LMTD =
= =
= = 4,88
Untuk faktor koreksi didapat dari chart dibawah ini :
Gambar 4.15. Faktor koreksi apk bersirip fluida tidak campur
Universitas Sumatera Utara
99 P =
=
– –
= = 0,23
F = 0,98 R =
=
–
= = 1,51
̇ = .
.∆ .F
= =
= 2,28
Maka, dapat ditentukan jumlah total pipa N = N x L x x D
2,28 =
0,03 m0,43 m N =
= 55,6 pipa
Gambar 4.16.
Arrangement of the Tubes
Staggered Tube Banks
Menentukan Jumlah Baris pipa
diameter luar pipa = 0,03 m
diameter luar pipa
= 0,025 m
Universitas Sumatera Utara
100
ST Pitch panjang pipa = 2D = 6 m
SL Pitch panjang pipa
= 1,5D = 0,045 m
Panjang 1 pipa = 0,46 m
Gambar 4.17. Panjang satu baris pipa
= √
= √
= 0,074 m n =
: ST + 1 = + 1 =7,6 +1 = 8,6 = 8 pipa baris
n, Jumlah pipa dalam satu bidang luas , Panjang sirip pipatube satu bidang luas
Maka Jumlah barislintasan pipa yang dibutuhkan ditentukan dengan rumus:
N = n x jumlah baris
55,61 pipa = 8 pipabaris x jumlah baris
Jumlah baris = 6,95 = 7 baris pipa
Panjang sirip Ls = 6 SL + D = 0,045x6+0,03 = 0,3 m
Universitas Sumatera Utara
101 Gambar 4.18.Dimensi Air Cooled Heat Exchanger HE 2
Kecepatan maksimum udara kecepatan udara melewati luas aliran minimum.
0,66 m Dimensi Fan CDC
A : 0,66 m B : 0,14 m
C : 0,34 m D : 0,018 m
E : 0,018 m F : 0,014 m
G :0,006 m
B E
C F
0,46m m
0,3 m
Universitas Sumatera Utara
102
V= 9,5 ms , maka nilai kecepatan udara maksimum melewati tube
bank , Vmax = Vmax =
V = 9,9 ms
Vmax = 6,6 ms
Gambar 4.19 Kecepatan udara melewati pipa
Menghitung Efektivitas Air Cooled Heat Exchanger menggunakan metode NTU. Untuk itu terlebih dahulu dihitung kapasitas panas
minimum dan luas perpindahan panas
. ̇
= ρ x Q = : 2,3
x 1,1527 Kg = 2,65 kgs
= ̇
. = 2,65 kgs . 1,0073 KJ
C = 2,67 Kj C
̇ =
ρ x Q = 0.001066667 s x 859 Kg
= 0,91 kgs Nilai
= ̇
. = 0,91 kgs . 1,9 KJ
C = 1,77 Kj C
Maka kapasitas panas min = fluida oli = 1,77 Kj
C Air Inlet
V max=
6,6 ms
Universitas Sumatera Utara
103
Efektivitas Heat Exchanger ̇
= Toli masuk
– Tudara masuk = 0,91 kgs
x
1,77 Kj C
= 12,16 kw ε =
̇ ̇
= = 0,35 x100 = 35
4.3.2 PRESSURE DROP IN TUBE
Berdasarkan hasil data yang didapat : T1 = 70°C , Panjang Pipa L 0,43 m
T2 =
64
°C Jenis Pipa selang seling, ST =
Diameter dalam pipa Di = 0,025 m
Flow oli Q =
Sifat- fisik fluida pada temperatur rata-rataTb =
= 39°C = 312,39°K Cp
= 1,9 KJ
C Pr = 781,89
= 859,63 kg
µ = 5,29. N.s
k = 6,1.
̇= 0,917 kgs v
= 0,138 W
K =
= = 0,00049
� =
=
= 2,18 ms
Re =
�
= =
=
885,63 Maka aliran dalam pipa adalah aliran laminar 2300
f = Faktor Gesekan permukaan dalam pipa
Universitas Sumatera Utara
104 f
= =
= 0,0723
DROP PRESSURE ALIRAN DALAM PIPA EXCHANGER ∆P
=
f .
.
�
Pa ∆P
= 0,0723
. .
2,18ms Pa
∆P =
1802,01 Pa = 0,018 Bar
Tabel 3.3.Performa APKHE 2 Air Cooled Heat Exchanger
No. Variabel
Udara Oli
1. Fluida udara
2. Fluida oli
3. LMTD
∆ 4,88
4. Laju aliran fluida
̇ 2,65 kgs
̇ 0,91 kgs
5. Laju Perpindahan panas
̇ 4,37 kW
6.. Koefisien perpindahan
menyeluruh Uo 400
7. Jumlah pipa N
55 8.
Efektivitas tube ε
35
9. Luas perpindahan panas
2,28 10.
Beda tekanan tube 0,18 Bar
Universitas Sumatera Utara
105 Dengan menggunakan rumus kapasitas pendinginan hidrolik kita dapat
mengetahui kenaikan suhu oli per satuan waktu, sehingga dengan menerapkan sistem pendinginan gabungan heat exchanger 1 dan 2 didapat perbedaan
perubahan suhu oli hidrolik seperti ditunjukan pada gambar 4.12 terlihat bahwa suhu oli tetap dijaga pada suhu
. Untuk garis horizontal merupakan batasan suhu oli yang diproteksi dengan indikasi alarmperingatan sistem bila mencapai
pada garis A1 untuk peringatan suhu tinggi dan garis A2 proteksi emergency shutdown.
Gambar 4.20. Grafik hubungan kenaikan suhu oli dengan waktu
44.7 51.4
58.1 64.8
71.5 78.2
84.9
38 51.4
64.8 78.2
91.6 105
118.4 131.8
20 40
60 80
100 120
140
17 34
51 68
85 102
119
S u
h u
Ol i
◦C
Waktu menit
Linear HE 1 Linear HE 0
Linear HE 1 2
38
A2 A1
Universitas Sumatera Utara
106
BAB V KESIMPULAN DAN SARAN
5.1 KESIMPULAN
1. PT.PLNPersero Sektor Belawan memiliki kapasitas daya yang
terpasang 1160 MW yang dihasilkan dari 3 jenis pembangkit PLTU,PLTG dan PLTGU. Dengan adanya jadwal pemeliharaan, daya
yang dihasilkan berkurang menjadi 841 MW. Dari total daya yang berkurang salah satunya disebabkan oleh tidak beroperasinya Boiler
HRSG 22. 2.
Pemeliharaan Boiler HRSG 22 merupakan jenis pemeliharaan Corrective Maintenance
dengan waktu 21 Oktober 2014 selesai pekerjaan 21 November 2014. Dengan data hasil didapat :
Piston damper flap retak rusak
Pemeliharaan motor pompa hidrolik
Pergantiaan oli baru
Data permasalahan:
- Suhu oli mencapai batas proteksi sistem hidrolik damper .
- Tekanan sistem hidrolik turun dibatas proteksi minimum 170 Bar. - Pertambahan panas yang masuk ke oli sebesar 8,79 kW dengan
kapasitas pendinginan heat exchanger shell and tube 4,34 kW. - Sisa kelebihan panas 4,37 kW menyebabkan emergency shutdown.
Universitas Sumatera Utara
Kategori