3.2.3 Analisa termodinamika pada turbin 1. Temperatur dan Tekanan udara keluar turbin
Tekanan keluar turbin ideal sama dengan tekanan atmosfir, sehingga :
K T
T P
P T
T bar
P P
K K
a
8213 ,
618 1248
013 ,
1 8
, 11
013 ,
1
4 4
, 1
1 4
, 1
4 1
3 4
3 4
4
= ×
=
=
= =
− −
Dengan cara interpolasi dari tabel udara diperoleh entalpi keluar turbin : kg
kj h
82944 ,
626
4
=
2. Kerja turbin • Kondisi kerja ideal turbin
kg kj
w
n
524558 ,
707 82944
, 626
354 ,
1334 =
− =
• Kondisi kerja aktual turbin
Untuk menentukan kerja turbin yang sebenarnya, maka ditentukan effisiensi insentropis turbin yakni dipilih 0,87 antara 0,82 – 0,89
87 ,
= =
turbin effisiensi
r
η
Maka : kg
kj kg
kj W
Ta
5463 ,
615 524558
, 707
87 ,
= ×
=
Sehingga diperoleh entalpi dan temperatur perencanaan :
kg kj
W h
h
Ta a
8076 ,
718 5463
, 615
354 ,
1334
3 4
= −
= −
=
Universitas Sumatera Utara
Dari tabel properti udara dengan cara interpolasi diperoleh temperatur udara keluar turbin secara aktual sebesar :
C K
T
a
° =
= 14
, 432
14 ,
705
4
Gambar 3.5 Diagram h-s pada turbin
3.2.4 Generator lisrik
Dalam suatu proses pembebanan listrik arus bolak-balik ada dua unsur yang terlihat dalam proses konversi daya, yaitu :
1. Daya nyata yang diukur dengan Watt dikatakan daya nyata, karena besaran yang terlihat dalam proses konversi daya.
2. Daya listrik yang sebenarnya tidak mempengaruhi suatu proses konversi daya, tetapi adalah suatu kebutuhan yang harus dilayani. Secara ekonomis
dikatakan bahwa daya reaktif hanya membebani biaya investasi dan bukan biaya operasi.
Suatu beban membutuhkan daya reaktif yang sebesar karena dua hal, yaitu : a Karakteristik beban itu sendiri yang tidak bias dielakkan
b Proses konversi daya didalam alat itu sendiri. Dari kesimpulan diatas diperoleh bahwa daya harus disuplai oleh tubin kepada
generator harus dapat memenuhi kebutuhan daya nyata dan daya reaktif. Gambar 3.6 berikut menggambarkan daya yang bekerja pada generator.
Daya yang dibutuhkan menggerakkan generator untuk menghasilkan daya listrik merupakan daya netto dari turbin. Dengan daya netto besarnya :
Universitas Sumatera Utara
φ η
η Cos
P P
Tr G
G E
. .
=
Dengan, =
P
G
daya keluaran generator =
η
G
effisiensi generator =
η
Tr
effisiensi transmisi Dimana daya semu generator adalah :
φ Cos
P P
G S
= Dengan, Cos
φ = 0,8-0,9
Gambar 3.6 Daya pada generator • Daya keluaran nyata generator :
MW P
G
130 =
• Daya semu generator :
MVA Cos
P P
G S
5 ,
162 8
, 130
= =
=
φ
• Daya netto turbin : φ
η η
Cos P
P
Tr G
G g
. .
=
Universitas Sumatera Utara
dimana : η
G
= effisiensi generator direncanakan 0.98 η
Tr
= effisiensi tranmisi direncanakan 1 karena turbin dan generator dikopel langsung
Cos φ = 0.8 – 0,9 dipilh 0,8
Maka :
MW P
E
816 ,
165 8
, 1
98 ,
130 =
× ×
=
3.2.5 Laju Aliran Massa Udara dan Bahan Bakar
Laju aliran massa menurut adalah :
K T
E
P P
P −
=
P
E
= W
W W
m m
Ka a
Ta f
a
− +
W W
m m
p ma
Ka Ta
a f
E
−
+
= 1
Dimana, P
E
= Daya netto turbin kW P
T
= Daya brutto turbin kW P
k
= Daya kompressor kW W
Ta
= Kerja turbin aktualkJKg W
ka
= Kerja kompressor aktual kJKg
m
a
= Laju aliran massa udara kgs
m
f
= Laju aliran massa bahan bakar kgs
Laju aliran massa udara dan bahan bakar ini akan digunakan untuk menentukan daya dari kompressor dan turbin, serta dalam perancangan sudu
turbin.
Universitas Sumatera Utara
W W
m m
P m
Ka Ta
a f
E a
−
+
= 1
Dengan : P
E
= 165,816 MW
m m
a f
= FAR
AKT
= 0,015066 Dan,
FAR
AKT
= 66,3741 Sehingga :
[ ]
s kg
FAR m
m s
kg m
AKT a
f a
563396085 ,
9 015066
, 7667652
. 634
7667652 ,
634 5961
, 363
5463 ,
615 015066
, 1
165816
= ×
= ×
= =
− +
=
3.2.6. Kesetimbangan Energi Pada Ruang Bakar
Ruang bakar tidak menghasilkan dan tidak memerlukan energi mekanis, jadi w = 0, jika proses pembakaran dianggap adiabatik maka
∆EP ≅ 0 karena relative kecil dibanding dengan besaran lainnya. Maka persamaan untuk ruang
bakar dapat dituliskan menurut [Lit 1, Hal 74] :
h m
h m
reak reak
produk produk
x x
tan tan
Σ =
Σ
Universitas Sumatera Utara
Maka, m
a
h
2a
+ m
f
LHV = m
a
+ m
f
h
3
634,76676 x 665,9361 + 9,56339608 x 45700 = 634,766 + 9,563 x 1334,354 859.761,3051 kW = 859.761,3051 kW
Artinya didalam ruang bakar terjadi kesetimbangan energi.
3.2.7. Udara Pembakaran
Udara pembakaran adalah perbandingan antara AFR
AKT
dengan AFR
TH
yang digunakan untuk menentukan persentase udara pembakaran.
334 ,
4 3137
, 15
3741 ,
66 =
= =
AFR AFR
H T
AKT
τ
3.2.8. Kerja Netto
Kerja spesifik netto adalah selisih antara kerja spesifik turbin dengan kerja spesifik kompresor yang digunakan untuk menentukan nilai effisiensi siklus.
W W
W
a a
K T
NET
− =
= 615,5463-363,5961 =251,9502 kjkg
3.2.9 Back Work Ratio
Back Work Ratio merupakan nilai persentase kerja spesifik turbin yang digunakan untuk menggerakkan kompresor.
5906 ,
5463 ,
615 5961
, 363
= =
= WT
W k
a a
r
bw
3.2.10 Effisiensi Thermal Siklus
Effisiensi thermal ini merupakan effisiensi total dari siklus yang terjadi pada analisa termodinamika tersebut.
Universitas Sumatera Utara
7 ,
37 100
9361 ,
665 354
, 1334
9502 ,
251 100
2 3
= ×
− =
− =
× =
h h
W Q
W
a net
RB NET
TH
η
3.2.11. Panas Masuk
Panas masuk adalah suplai panas dari ruang bakar sebesar: h
h Q
Q
a RB
in 2
3
− =
= = 1334,354 kJkg – 665,9361 kJkg
= 668,4179 kJkg
3.2.12. Panas keluar
Panas keluar dari turbin gas sebesar: h
h Q
a out
1 4
− =
= 718,8076kJkg – 302,34 kJkg = 416,4676 kJkg
3.2.13. Daya Tiap Komponen Instalasi Turbin Gas 1. Daya Kompresor