PERANCANGAN HEAT RECOVERY STEAM GENERATO
PERANCANGAN HEAT RECOVERY STEAM GENERATOR (HRSG) DENGAN SISTEM TEKANAN UAP DUA TINGKAT KAPASITAS DAYA PEMBANGKITAN 77 MW SKRIPSI
Skripsi yang Diajukan untuk Melengkapi Syarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik RAHM AD SUGIHART O NIM . 070421022 PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI DEPARTEMEN TEKNIK MESIN FAKULTAS TEKNIK UNIVERSITAS SUMATERA UTARA MEDAN 2009
KATA PENGANTAR
Syukur Alhamdullillah, dengan segala kerendahan hati, penulis panjatkan puji dan syukur yang tak terhingga kepada ALLAH SWT yang telah memberikan kesehatan, kesempatan dan pengetahuan kepada penulis, karena atas rahmat, karunia dan petunjuk-Nya, penulis dapat menyelesaikan tugas sarjana yang merupakan salah satu syarat untuk memperoleh gelar sarjana teknik di Departemen Teknik Mesin, Fakultas Teknis Universitas Sumatera Utara.
Adapun tugas sarjana ini diambil dari bidang mata kuliah ketel uap dengan judul ”Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) dengan Sistem Tekanan Uap 2 (Dua) Tingkat (Dual Pressure) Kapasitas Daya Pembangkitan 77 MW”.
Dalam menyelesaikan tugas sarjana ini, penulis banyak sekali mendapat bantuan bimbingan dan dukungan dari berbagai pihak khususnya dari Bapak Ir. Mulfi Hazwi, M.Sc. selaku dosen pembimbing dan teman – teman di Departemen Teknik Mesin Universitas Sumatera Utara, atas bantuan yang diberikan kepada penulis.
Pada kesempatan ini, penulis mengucapkan terima kasih yang sebesar – besarnya kepada :
1. Kedua orang tua tercinta Ayahanda Suryono dan Ibunda Rasiem yang selalu mendoakan dan memberikan yang terbaik buat penulis.
2. Bapak Ir. Mulfi Hazwi, M.Sc., selaku dosen pembimbing yang telah banyak meluangkan waktu dalam memberikan bimbingan dan pengetahuan dalam pengerjaan tugas sarjana ini hingga selesai.
3. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri sebagai Ketua Departemen Teknik Mesin FT – USU.
4. Bapak/Ibu dosen yang telah mendidik penulis selama kuliah di Departemen Teknik Mesin.
5. Bapak/Ibu staf pegawai Departemen Teknik Mesin.
6. Nenek Mujinah dan keluarga tercinta, beserta teman – teman di mana penulis bertempat tinggal selama kuliah, yang selalu memberikan do’a dan dukungan terbaik.
7. Rekan – rekan mahasiswa di Teknik Mesin, khususnya Ekstensi Stambuk 2007 yang telah banyak mendukung dan membantu penulis selama perkuliahan maupun dalam penyelesaian tugas sarjana ini.
8. Teman – teman Caroline Officer yang banyak membantu selama kuliah. Walaupun penulis berusaha sebaik mungkin, namun penulis menyadari
banyak kekurangan isi penulisan tugas sarjana ini. Oleh karena itu, penulis memohon maaf dan dengan senang hati berterima kasih jika menerima saran dan kritik yang sifatnya membangun untuk perbaikan tugas sarjana ini selanjutnya. Semoga penulisan ini memberikan manfaat sebaik – baiknya. Amin.
Medan, Nopember 2009 Hormat Penulis,
Rahmad Sugiha rt o
NIM. 070421022
3.5. Daya yang Dibangkitkan HRSG ...................................
3.6. Efisiensi HRSG ..............................................................
BAB IV : UKURAN – UKURAN KOMPONEN UTAMA HRSG
4.1. Parameter Perhitungan Pipa HP Superheater .................
4.1.1. Pemilihan Pipa HP Superheater ...........................
4.1.2. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa ( h i )
4.1.3. Koefisien Perpindahan Panas di luar Pipa ( h o ) ..
4.1.4. Efisiensi dan Efektivitas Sirip .............................
4.1.5. Tahanan Konduksi pada Pipa HP Superheater .....
4.1.6. Koefisien Perpindahan Panas Menyeluruh ( U ) ..
4.1.7. Luas Bidang Pindahan panas ..............................
4.2. Parameter Perhitungan Pipa HP Evaporator .................
4.2.1. Pemilihan Pipa HP Evaporator ............................
4.2.2. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa ( h i )
4.2.3. Koefisien Perpindahan Panas di luar Pipa ( h o ) ..
4.2.4. Efisiensi dan Efektivitas Sirip .............................
4.2.5. Tahanan Konduksi pada Pipa HP Evaporator ......
4.2.6. Koefisien Perpindahan Panas Menyeluruh ( U ) ..
4.2.7. Luas Bidang Pindahan panas ..............................
4.3. Parameter Perhitungan Pipa HP Ekonomiser ................
4.3.1. Pemilihan Pipa HP Ekonomiser ..........................
4.3.2. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa ( h i )
4.3.3. Koefisien Perpindahan Panas di luar Pipa ( h o ) ..
4.3.4. Efisiensi dan Efektivitas Sirip .............................
4.3.5. Tahanan Konduksi pada Pipa HP Ekonomiser ....
4.3.6. Koefisien Perpindahan Panas Menyeluruh ( U ) ..
4.3.7. Luas Bidang Pindahan panas ..............................
4.4. Parameter Perhitungan Pipa LP Superheater .................
4.4.1. Pemilihan Pipa LP Superheater ..........................
4.4.2. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa (h i ) .
4.4.3. Koefisien Perpindahan Panas di luar Pipa (h o ) .... 100 4.4.4.Tahanan Konduksi pada Pipa LP Superheater .......
4.4.5. Koefisien Perpindahan Panas Menyeluruh ( U ) .. 105
4.4.6. Luas Bidang Pindahan panas .............................. 105
4.5. Parameter Perhitungan Pipa LP Evaporator ................... 106
4.5.1. Pemilihan Pipa LP Evaporator ............................ 108
4.5.2. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa ( h i ) 110
4.5.3. Koefisien Perpindahan Panas di luar Pipa ( h o ) .. 112
4.5.4. Efisiensi dan Efektivitas Sirip ............................. 118
4.5.5. Tahanan Konduksi pada Pipa LP Evaporator ....... 120
4.5.6. Koefisien Perpindahan Panas Menyeluruh ( U ) .. 120
4.5.7. Luas Bidang Pindahan panas .............................. 121
4.6. Parameter Perhitungan Pipa Condensate Preheater ....... 122
4.6.1. Pemilihan Pipa Condensate Preheater ................. 124
4.6.2. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa ( h i ) 126
4.6.3. Koefisien Perpindahan Panas di luar Pipa ( h o ) .. 127
4.6.4. Efisiensi dan Efektivitas Sirip ............................. 134
4.6.5. Tahanan Konduksi pada Pipa Condensate Preheater 136
4.6.6. Koefisien Perpindahan Panas Menyeluruh ( U ) .. 136
4.6.7. Luas Bidang Pindahan panas .............................. 136
4.7. Perhitungan Luas Penampang HRSG .......................... 138
4.8. Cerobong Asap (chimney) HRSG ................................ 138
BAB V : KESIMPULAN
5.1. Kesimpulan ................................................................. 140
5.2. Saran ........................................................................... 145
DAFTAR PUSTAKA ........................................................................... 147
DAFTAR NOTASI
A 2 luas permukaan perpindahan panas m
c luas penampang bagian dalam m
f luas permukaan sirip m
A 2 p luas permukaan sirip primer m
h luas total permukaan yang menyerap panas m
a luas penampang aliran m Di
diameter dalam pipa m
D o diameter luar pipa m
D h diameter hidrolik pipa m DN
diameter nominal (inch)
h entalphi kJ/kg
i koefisien konveksi bagian dalam pipa W/m . C
o koefisien konveksi bagian luar pipa W/m . C k o konduktivitas thermal W/m. C
1 panjang sirip m L
panjang pipa m LMTD o beda suhu rata – rata logaritma C
m g laju aliran massa gas buang kg/s m u laju aliran massa uap
kg/s n
jumlah pipa dalam satu baris
N jumlah lintasan N u bilangan Nusselt N f jumlah sirip per batang pipa
p tekanan bar P
daya W P r bilangan Prandtl Q
laju perpindahan panas kJ/s Re
bilangan Reynold r e jari-jari luar pipa bersirip
m r i jari – jari dalam pipa
m r o jari-jari luar pipa
tegangan tarik ijin Psia SL
jarak longitudinal dua buah pipa m ST
jarak tranversal dua buah pipa mt
tebal pipa m T o temperatur C
C ∆T o
g temperatur gas buang
C ∆T o
min beda suhu minimum
max beda suhu maximum
2 U o koefisien perpindahan panas total W/m . C
V kecepatan m/s
V g kecepatan gas m/s
V g maks kecepatan gas maksimum rangkuman pipa m/s
V u kecepatan uap m/s
η f efisiensi sirip η O efektifitas sirip η HRSG efisiensi HRSG
% η T efisiensi turbin
viskositas dinamik fluida kg/m.s
ρ 3 massa jenis fluida kg/ m υ 3 Volume jenis fluida m / kg
W P kerja pompa kJ/kg γ
perbandingan kalor spesifik x
kualitas uap
DAFTAR GAMBAR
No. Gambar Nama Gambar Halaman
2.1. Instalasi PLTGU
2.2. Siklus Gas Terbuka
2.3. Siklus Brayton
2.4. Diagram P – V Turbin Gas
2.5. Diagram Alir Air dan Uap HRSG
2.6. Konstruksi Salah Satu Unit HRSG Buatan SIEMENS di PLTGU PT. PLN (Persero) Sektor Belawan
2.7. Penukar Kalor Pipa Ganda
2.8. Perbedaan Jenis Aliran dan Profil Hubungan Temperatur dalam Sebuah Pipa Ganda Alat Penukar Kalor
2.9. Distribusi Temperatur pada Proses Evaporasi
2.10. Diagram Instalasi Siklus Gabungan
3.1. Profil Diagram Temperatur Gas Buang dan Uap HRSG
3.2. Siklus Perencanaan HRSG
3.3. Diagram T – S yang Direncanakan
3.4. Diagram Analisa Kesetimbangan Energi pada Uap Tekanan Tinggi
3.5. Diagram Analisa Kesetimbangan Energi pada Uap Tekanan Rendah
3.6. Diagram Kesetimbangan Energi Uap dan Gas Buang
3.7. Diagram Alir Perancangan Instalasi Gabungan
4.1. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada HP Superheater
4.2. Sketsa Rancangan Pipa – pipa HP Superheater
4.3. Susunan Pipa Selang-Seling pada HP Superheater
4.4. Luas Penampang Pipa Bersirip pada HP Superheater
4.5. Grafik Efisiensi Sirip
4.6. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada HP Evaporator
4.7. Sketsa Rancangan Pipa – pipa HP Evaporator
4.8. Susunan Pipa Selang-Seling pada HP Evaporator
4.9. Luas Penampang Pipa Bersirip pada HP Evaporator
4.10. Grafik Efisiensi Sirip
4.11. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada HP Ekonomiser
4.12. Susunan Pipa Selang-Seling pada HP Ekonomiser
4.13. Grafik Efisiensi Sirip
4.14. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada LP Superheater
4.15. Susunan Pipa Selang-Seling pada LP Superheater
4.16. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada LP Evaporator 107
4.17. Susunan Pipa Selang-Seling pada LP Evaporator
4.18. Grafik Efisiensi Sirip 118
4.19. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada Condensate Preheater 122
4.20. Susunan Pipa Selang-Seling pada CPH 128
4.21. Grafik Efisiensi Sirip 134
BAB I PENDAHULUAN
1.1. Latar Belakang
Kebutuhan energi khususnya energi listrik terus meningkat seiring dengan meningkatnya kegiatan pembangunan ekonomi suatu negara. Salah satunya seperti di Indonesia yang merupakan negara ekonomi berkembang dan pertumbuhan penduduk yang semakin besar, merupakan negara dengan konsumsi energi yang semakin meningkat pula. Sumber energi yang paling banyak digunakan di sektor industri dan produksi tenaga listrik di Indonesia adalah minyak bumi dan gas. Minyak bumi dan gas merupakan jenis energi fosil yang tidak dapat diperbaharui yang ketersediaannya semakin berkurang karena penggunaan terus-menerus. Oleh karena itu, pemanfaatan energi harus seefisien mungkin agar menghasilkan manfaat ekonomi dan dapat diterima sebaik-baiknya bagi masyarakat dan lingkungan.
Salah satu bentuk efisiensi pemakaian energi di bidang produksi tenaga listrik adalah pada siklus kombinasi Pusat Listrik Tenaga Gas dan Uap (PLTGU). PLTGU adalah gabungan antara Pusat Listrik Tenaga Gas (PLTG) dengan Pusat Listrik Tenaga Uap (PLTU). Efisiensi termal PLTG di bawah 35 %, tetapi dengan adanya siklus gabungan PLTGU ini dapat diperoleh efisiensi termal yang cukup baik yaitu dapat mencapai di atas 50 % (P.K, Nag, hal. 112). Efisiensi termal pada HRSG adalah indikator seberapa baik kemampuan pemaanfaatan panas untuk menghasilkan uap pada suhu dan tekanan yang diminta. Adanya prinsip ekonomi Salah satu bentuk efisiensi pemakaian energi di bidang produksi tenaga listrik adalah pada siklus kombinasi Pusat Listrik Tenaga Gas dan Uap (PLTGU). PLTGU adalah gabungan antara Pusat Listrik Tenaga Gas (PLTG) dengan Pusat Listrik Tenaga Uap (PLTU). Efisiensi termal PLTG di bawah 35 %, tetapi dengan adanya siklus gabungan PLTGU ini dapat diperoleh efisiensi termal yang cukup baik yaitu dapat mencapai di atas 50 % (P.K, Nag, hal. 112). Efisiensi termal pada HRSG adalah indikator seberapa baik kemampuan pemaanfaatan panas untuk menghasilkan uap pada suhu dan tekanan yang diminta. Adanya prinsip ekonomi
C. Panas ini dapat dimanfaatkan untuk memproduksi uap yang digunakan sebagai fluida kerja di PLTU. Alat yang digunakan untuk menghasilkan uap tersebut adalah Heat Recovery Steam Generator (HRSG).
Panas gas buang dari PLTG biasanya di atas 500 o
Pada dasarnya prinsip kerjanya hampir sama dengan ketel uap (boiler) yaitu mengkonversi energi panas bahan bakar dengan memanaskan fluida kerja yaitu air menjadi uap panas bertekanan. Keuntungan penggunaan HRSG yang paling prinsip dibanding boiler umum yang menggunakan pembakar (burner) adalah peningkatan efisiensi karena HRSG memanfaatkan gas buang dari Turbin Gas sebagai sumber kalor sehingga tidak memerlukan bahan bakar dan udara sebagai pemanas.
1.2. Tujuan Penulisan
Secara umum tujuan penulisan pada skripsi ini adalah untuk merancang satu unit HRSG, di mana uap yang dihasilkan untuk menggerakkan turbin uap. Tujuan secara khusus pada penulisan ini adalah untuk mengetahui performansi HRSG secara teoritis serta menentukan parameter dan dimensi komponen – komponen utama HRSG dari suatu HRSG yang dirancang.
1.3. Batasan Masalah
Dalam tugas akhir ini dirancang satu unit HRSG yang memanfaatkan gas buang turbin gas dengan daya 130 MW, di mana uap yang diproduksi HRSG digunakan untuk menggerakkan turbin uap. Adapun pembahasannya meliputi :
1. Perhitungan termodinamika HRSG.
2. Perhitungan daya dan efisiensi yang dihasilkan HRSG.
3. Perhitungan ukuran – ukuran utama komponen HRSG yaitu ukuran pipa dan bahan pemanas awal kondensat (condensate preheater), LP (low pressure atau tekanan rendah) evaporator, LP superheater, HP (high pressure atau tekanan tinggi) ekonomiser, HP evaporator dan HP superheater.
4. Gambar penampang HRSG.
1.5. Metode Penulisan
Metodologi yang digunakan dalam penulisan tugas sarjana ini adalah sebagai berikut :
1. Survei lapangan, yaitu berupa peninjauan langsung ke lokasi tempat pembangkit berada, yaitu di PT. PLN (Persero) Pembangkitan Sumatera Bagian Utara Sektor Belawan, Medan.
2. Studi literatur, yaitu berupa studi kepustakaan, kajian dari buku manual pembangkit, atau artikel yang terkait dari internet.
3. Diskusi, yaitu berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, staf perusaahan pembangkit dan dosen pembanding yang akan ditunjuk oleh pihak Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera Utara mengenai kekurangan – kekurangan di dalam penulisan tugas akhir sarjana ini.
BAB II TINJAUAN PUSTAKA
2.1. Pengertian Siklus Kombinasi
Dewasa ini hasil penelitian telah banyak mendapatkan kemajuan dalam melakukan kombinasi pada siklus Brayton (turbin gas) dengan siklus Rankine (tenaga uap) sehingga menjadi siklus gabung atau kombinasi (combined cycle). Siklus gabung adalah suatu siklus yang memanfaatkan gas buang dari turbin gas untuk memanaskan air yang dalam hal ini digunakan ketel atau pembangkit uap (boiler). Pembangkit uap ini dikenal dengan Heat Recovery Steam Generator (HRSG).
Prinsip kerja HRSG hampir sama dengan ketel uap pada umumnya, hanya saja media yang digunakan untuk memanaskan air hingga menjadi uap panas lanjut adalah gas panas buangan turbin gas yang masih memiliki temperatur sangat tinggi. Gas buang yang keluar dari turbin gas umumnya adalah di atas 500
C. Gas buang ini masih mengandung banyak oksigen karena sistem turbin gas menggunakan campuran bahan bakar – udara yang miskin. Karena itu dapat digunakan untuk membakar bahan bakar di dalam ruang bakar HRSG.
Dengan adanya siklus gabungan tersebut maka diperoleh 2 (dua) keuntungan yaitu menambah daya listrik dan menghemat biaya bahan bakar. Penambahan daya listrik tanpa menambah bahan bakar berarti akan menaikkan efisiensi termal. Besarnya peningkatan efisiensi siklus gabung tergantung dari temperatur air pendingin yang digunakan pada PLTU dan besarnya temperatur gas buang PLTG dan HRSG. Makin dingin temperatur air pendingin dan makin tinggi Dengan adanya siklus gabungan tersebut maka diperoleh 2 (dua) keuntungan yaitu menambah daya listrik dan menghemat biaya bahan bakar. Penambahan daya listrik tanpa menambah bahan bakar berarti akan menaikkan efisiensi termal. Besarnya peningkatan efisiensi siklus gabung tergantung dari temperatur air pendingin yang digunakan pada PLTU dan besarnya temperatur gas buang PLTG dan HRSG. Makin dingin temperatur air pendingin dan makin tinggi
Alasan lain pemilihan PLTGU adalah waktu konstruksi yang cepat sehingga bila ada lonjakan permintaan tenaga listrik yang harus dipenuhi dalam waktu singkat maka dapat dibangun PLTGU secara bertahap. Tahap pertama dibangun PLTG untuk memenuhi lonjakan permintaan, sedangkan HRSG dan PLTU dibangun dan dioperasikan kemudian bila permintaan tenaga listrik sudah meningkat. PLTGU dapat dioperasikan sebagai pembangkit untuk beban puncak maupun beban dasar. Yang perlu dipertimbangkan pada beban puncak adalah waktu start – up (mulai operasi) dari PLTGU. PLTG mempunyai waktu start – up yang cepat sedangkan PLTU mempunyai waktu start – up yang lambat bila dalam kondisi cold start – up atau operasi yang dimulai dengan kondisi temperatur fluida yang masih rendah. Sehingga untuk melayani beban puncak perlu beroperasi secara warm start – up (pemanasan bertahap).
HRSG umumnya mempunyai 2 (dua) drum uap, yaitu 1 (satu) untuk tekanan rendah (low pressure atau LP) dan 1 (satu) lagi untuk tekanan tinggi (high pressure atau HP). HRSG dalam perkembangannya dapat terdiri dari 3 (tiga) drum uap dengan tekanan uap yang berbeda yaitu tekanan tinggi, tekanan menengah (intermediate pressure atau IP) dan tekanan rendah.
Peningkatan efisiensi HRSG juga dipengaruhi dengan jumlah tekanan uap yang digunakan. HRSG pada umumnya ada yang menggunakan 2 (dua) atau 3 (tiga) tingkat tekanan, tapi dengan semakin banyaknya jumlah tingkat tekanan, Peningkatan efisiensi HRSG juga dipengaruhi dengan jumlah tekanan uap yang digunakan. HRSG pada umumnya ada yang menggunakan 2 (dua) atau 3 (tiga) tingkat tekanan, tapi dengan semakin banyaknya jumlah tingkat tekanan,
Gambar 2.1. Instalasi PLTGU
Gambar 2.1. di atas menunjukkan sistem instalasi dari komponen – komponen PLTGU di mana HRSG yang digunakan dengan menggunakan tekanan uap 2 (dua) tingkat. Pembangkit daya seperti ini di samping menghasilkan efisiensi yang tinggi dan keluaran daya yang lebih besar, siklus gabung ini bersifat luwes dan dan mudah dioperasikan dengan beban tak penuh, cocok untuk operasi beban dasar dan turbin bersiklus dan mempunyai efisiensi yang tinggi dalam daerah beban yang luas. Kelemahannya berkaitan dengan keruwetannya karena pada dasarnya instalasi ini menggabungkan 2 (dua) teknologi di dalam satu kompleks pembangkit daya.
Untuk meningkatkan efisiensi siklus kombinasi, salah satunya adalah dengan meminimalkan panas yang terbuang melalui gas buang. Suhu gas buang pada cerobong atau bagian akhir HRSG harus serendah mungkin. Walau Untuk meningkatkan efisiensi siklus kombinasi, salah satunya adalah dengan meminimalkan panas yang terbuang melalui gas buang. Suhu gas buang pada cerobong atau bagian akhir HRSG harus serendah mungkin. Walau
ketika survei, diperoleh informasi kandungan SO 2 pada gas buang kecil sekali yaitu hanya sekitar < 0,049 %. Selain itu untuk meningkatkan efisiensi siklus adalah dengan menaikkan temperatur masuk udara ke turbin gas atau dengan mengurangi temperatur kondensasi pada turbin uap.
Dalam tugas sarjana berupa perancangan ini, dipilih siklus gabungan dengan regenerasi karena siklus ini lebih efisien digunakan jika dibandingkan dengan siklus gabungan lainnya dalam menghasilkan daya listrik dengan menggunakan masing – masing 1 (satu) unit turbin gas dan 2 (dua) turbin uap yaitu turbin uap tekanan tinggi dan tekanan rendah. Di samping itu, adanya pemanasan air umpan atau regenerasi akan lebih mengefektifkan kerja HRSG.
HRSG yang dirancang menghasilkan uap yang terdiri dari 2 (dua) tekanan yaitu tekanan tinggi (high pressure atau HP) dan tekanan rendah (low pressure atau LP). Adapun komponen utama HRSG adalah pemanas awal kondensat (condensate preheater atau CPH), LP evaporator, LP Drum, LP superheater, HP ekonomiser, HP evaporator, HP drum dan HP superheater.
2.2. Siklus Turbin Gas
Turbin gas merupakan alat yang mengonversi energi kimia bahan bakar menjadi energi energi mekanis melalui proses pembakaran, kemudian energi mekanis tersebut dikonversi oleh generator menjadi energi listrik. Turbin gas bekerja dengan siklus Brayton) dan fluida kerjanya adalah gas. Sistem turbin gas yang paling sederhana terdiri dari 3 (tiga) komponen utama yaitu : kompresor, ruang bakar dan turbin, dengan susunan seperti pada gambar 2.3.
Prinsip kerja sistem ini adalah udara atmosfer masuk ke dalam kompresor yang berfungsi menghisap dan menaikkan tekanan udara tersebut, sehingga temperaturnya akan naik. Kemudian udara bertekanan tinggi itu masuk ke dalam ruang bakar. Di dalam ruang bakar disemprotkan bahan bakar ke dalam arus udara tersebut, sehingga terjadi proses pembakaran. Proses pembakaran tersebut berlangsung pada tekanan konstan, sehingga bisa dikatakan bahwa ruang bakar hanyalah digunakan untuk menaikkan temperatur udara. Gas pembakaran yang bertemperatur tinggi itu kemudian masuk ke dalam turbin gas di mana energinya dipergunakan untuk memutar sudu turbin. Sebanyak ± 60 % dari daya yang dihasilkan turbin digunakan untuk memutar kompresornya sendiri, sisanya baru digunakan untuk memutar generator.
Siklus ideal ini terdiri dari 2 (dua) proses isobar yang terjadi di ruang bakar dan proses pembuangan gas bekas, serta 2 (dua) proses isentropik yang terjadi pada kompresor dan ekspansi gas pada turbin.
Bahan Bakar
Ruang
2 Bakar 3
G Kompresor
Turbin Gas
SIKLUS GAS
Udara Atmosfer
Gambar 2.2. Siklus Gas Terbuka
Gambar 2.3. Siklus Brayton
Gambar 2.4. Diagram P – V Turbin Gas
Jalannya proses dapat diterangkan sebagai berikut (Frietz Dietzell, 1992, hal 156):
1 – 2 : Merupakan proses kompresi isentropik dalam kompresor, kondisi 1 adalah udara atmosfer. Temperatur udara hasil kompresi T 2 dapat diketahui dari hubungan :
T 2 =T 1 . r p γ
dengan :
r p = rasio tekanan P 2 /P 1
γ = perbandingan panas spesifik pada tekanan konstan dan panas spesifik pada volume konstan, untuk udara γ = 1,4
2 – 3 : Proses penambahan panas pada tekanan konstan dalam ruang bakar. Panas yang ditambahkan pada ruang bakar adalah :
Q in =C p (T 3 –T 2 )
3 – 4 : Proses ekspansi isentropik dalam turbin. Temperatur gas keluar T 4 dihitung dengan hubungan :
T 4 =T 3
4 – 1 : Merupakan proses pelepasan kalor ke lingkungan pada tekanan konstan. Besarnya kalor yang dilepas dihitung dengan rumus :
Q out =C p (T 4 –T 1 )
Kerja netto turbin (W net ) merupakan kerja berguna yang dihasilkan turbin setelah kerja ekspansi dikurangi dengan kerja kompresi. Besar kerja netto turbin adalah :
W net =W T –W K
= (h 3 –h 4 ) – (h 2 –h 1 )
Daya netto turbin merupakan daya keluaran turbin (daya yang dibutuhkan generator) setelah memperhatikan kerugian-kerugian, maka daya netto turbin (P.K Nag, 2002) adalah :
P net = m g .W T – m g .W K
Efisiensi siklus merupakan perbandingan antara jumlah kalor yang efektif dengan kalor yang dimasukkan ke sistem (Yunus A. Cengel, 1979), yaitu : W η net
2.3. Heat Recovery Steam Generator (HRSG)
Heat Recovery Steam Generator (HRSG) pada umumnya terdiri dari beberapa seksi – seksi yaitu pemanas awal kondensat (kondensat preheater), ekonomiser, evaporator dan superheater.
2.3.1. Komponen-komponen Utama HRSG Adapun komponen utama dan fungsi bagian – bagian HRSG antara lain :
1. Pemanas awal kondensat (condensate preheater atau CPH) Pemanas awal kondensat berfungsi memanaskan air yang berasal dari kondensat keluaran turbin uap, kemudian air yang sudah dipanaskan ini dialirkan dan dikumpulkan ke tangki air umpan. Umumnya pemanas awal 1. Pemanas awal kondensat (condensate preheater atau CPH) Pemanas awal kondensat berfungsi memanaskan air yang berasal dari kondensat keluaran turbin uap, kemudian air yang sudah dipanaskan ini dialirkan dan dikumpulkan ke tangki air umpan. Umumnya pemanas awal
2. Ekonomiser Ekonomiser adalah elemen HRSG yang berfungsi untuk memanaskan air umpan sebelum memasuki drum ketel dan evaporator sehingga proses penguapan lebih ringan dengan memanfaatkan gas buang dari HRSG yang masih tinggi sehingga memperbesar efisiensi HRSG karena dapat memperkecil kerugian panas yang dialami HRSG. Air yang masuk pada evaporator sudah pada temperatur tinggi sehingga pipa-pipa evaporator tidak mudah rusak karena perbedaan temperatur yang tidak terlalu tinggi.
Keuntungan lain dari ekonomiser adalah air yang akan masuk ke dalam evaporator pada temperatur tinggi sehingga untuk menguapkannya hanya dibutuhkan panas yang sedikit untuk proses penguapan, sehingga luas bidang yang dipanaskan atau heating surface dari evaporator bisa lebih sedikit akibatnya ukuran dari HRSG bisa lebih kecil, oleh karena itu biaya produksi HRSG bisa lebih diperkecil. Maka kesimpulan dari keuntungan penggunaan ekonomiser adalah :
a) Biaya perawatan (maintenance cost) menjadi lebih murah.
b) Efisiensi termal dapat diperbesar.
c) Biaya operasi menjadi lebih hemat atau lebih ekonomis.
d) Harga investasi HRSG menjadi lebih murah.
3. Evaporator Evaporator merupakan elemen HRSG yang berfungsi untuk mengubah air hingga menjadi uap jenuh. Pada evaporator dengan adanya pipa penguap 3. Evaporator Evaporator merupakan elemen HRSG yang berfungsi untuk mengubah air hingga menjadi uap jenuh. Pada evaporator dengan adanya pipa penguap
4. Superheater Superheater atau pemanas lanjut uap ialah alat untuk memanaskan uap jenuh menjadi uap panas lanjut (superheat vapor). Uap panas lanjut bila digunakan untuk melakukan kerja dengan jalan ekspansi di dalam turbin atau mesin uap tidak akan mengembun, sehingga mengurangi kemungkinan timbulnya bahaya yang disebabkan terjadinya pukulan balik (back stroke) yang diakibatkan mengembunnya uap belum pada waktunya sehingga menimbulkan vakum di tempat yang tidak semestinya di daerah ekspansi.
Selain komponen – komponen utama HRSG di atas, HRSG juga dilengkapi peralatan bantu lainnya yang fungsinya sangat menunjang kinerja HRSG, antara lain drum uap dan cerobong asap. Drum sebagai wadah yang berfungsi memisahkan campuran air – uap dan keluarannya berupa uap jenuh kering (steam saturated steam) yang kemudian dialirkan ke superheater. Cerobong asap berfungsi sebagai laluan yang membantu tarikan gas buang ke atmosfer.
Gas Buang
Gambar 2.5. Diagram Alir Air dan Uap HRSG
Keterangan gambar 2.5 : CPH = condensate preheater eko = ekonomiser eva = evaporator sup = superheater
Gambar 2.6. Konstruksi Salah Satu Unit HRSG Buatan SIEMENS di PLTGU PT. PLN (Persero) Sektor Belawan
2.3.2. Efisiensi Termal HRSG Dalam suatu sistem, analisis berpusat pada daerah dimana materi dan energi mengalir melaluinya. Perhitungan efisiensi termal HRSG yang menggunakan 2 (dua) tekanan (tinggi dan rendah) dapat dilakukan dengan membandingkan laju aliran energi yang digunakan untuk menguapkan air menjadi
uap panas lanjut atau superheated ( Q h ) baik pada uap tekanan tinggi maupun uap uap panas lanjut atau superheated ( Q h ) baik pada uap tekanan tinggi maupun uap
Q h η= . x 100 %
Q eg
Besarnya energi panas yang terkandung dalam gas buang turbin gas yang
diberikan kepada HRSG ( Q eg ) dapat diketahui dengan persamaan berikut ini :
Q eg = m eg cp eg ( T i − T o )
dengan : T i
= temperatur gas buang dari turbin gas (K) T o = temperatur gas buang ke lingkungan (K)
m eg = laju aliran massa gas buang (kg/detik) cp eg = panas spesifik gas buang (kJ/kg.K)
Sedangkan laju aliran energi panas yang dibutuhkan air menjadi uap
( Q h ) dapat dicari dengan menggunakan persamaan Q eg tersebut. Pada persamaan di atas diasumsikan :
1. Sistem dalam kondisi tunak (steady state).
2. Perubahan laju aliran energi potensial dan laju aliran energi kinetik diabaikan.
3. Adanya kerja yang masuk ke sistem, maka persamaannya menjadi (lit.10) :
Q h = ∑ m LP . h LP + m HP . h HP − m FW . h FW
dengan :
m LP = laju aliran massa uap tekanan rendah (low pressure) (kg/detik) m LP = laju aliran massa uap tekanan rendah (low pressure) (kg/detik)
m HP = laju aliran massa uap tekanan tinggi (high pressure) (kg/detik)
h HP = entalphi uap tekanan tinggi (kJ/kg)
m FW = laju aliran massa air umpan (kg/detik)
h FW = entalphi air umpan (kJ/kg)
2.3.3. Proses Perpindahan Panas pada HRSG Perpindahan panas adalah perpindahan energi thermal dari temperatur tinggi ke temperatur yang lebih rendah. Perpindahan panas yang terjadi di dalam HRSG praktis hanya melalui proses kombinasi konveksi dan konduksi saja, tidak ada lagi proses radiasi karena HRSG tidak lagi berhadapan dengan lidah api. Perpindahan panas konduksi yang terjadi di dalam HRSG yaitu panas dirambatkan atau dihantarkan oleh molekul-molekul dinding pipa yang berbatasan dengan aliran gas buang turbin gas kemudian panas dirambatkan menuju dinding pipa air bagian dalam.
Perpindahan panas secara konveksi adalah perpindahan panas yang dilakukan oleh molekul-molekul suatu fluida (cair ataupun gas). Perpindahan panas secara konveksi dibedakan menjadi 2 (dua) jenis perpindahan panas yaitu konveksi bebas dan konveksi paksa. Konveksi bebas (free convection) terjadi bila molekul-molekul fluida yang bergerak disebabkan perbedaan kerapatan massa jenis (densiti) di dalam fluida itu sendiri, sedangkan pada konveksi paksa (force convection ), molekul-molekul fluida tersebut bergerak atau mengalir sebagai Perpindahan panas secara konveksi adalah perpindahan panas yang dilakukan oleh molekul-molekul suatu fluida (cair ataupun gas). Perpindahan panas secara konveksi dibedakan menjadi 2 (dua) jenis perpindahan panas yaitu konveksi bebas dan konveksi paksa. Konveksi bebas (free convection) terjadi bila molekul-molekul fluida yang bergerak disebabkan perbedaan kerapatan massa jenis (densiti) di dalam fluida itu sendiri, sedangkan pada konveksi paksa (force convection ), molekul-molekul fluida tersebut bergerak atau mengalir sebagai
2.4. Alat Penukar Kalor
Alat penukar kalor (heat exchanger) adalah suatu alat yang berfungsi sebagai tempat penukaran panas di antara dua fluida yang berbeda temperatur atau penukaran panas yang terjadi dari temperatur tinggi ke rendah atau sebaliknya tanpa ada pencampuran antara satu fluida dengan fluida lainnya. Penggunaan alat penukar kalor untuk industri pembangkit tenaga misalnya pada HRSG dan PLTU adalah seperti condensate preheater, ekonomiser, evaporator, superheater dan kondensor.
Gambar 2.7. Penukar Kalor Pipa Ganda
Pada gambar 2.7. di atas, salah satu fluida mengalir di dalam tabung yang lebih kecil, sedangkan fluida yang satu lagi mengalir di dalam ruang anulus di antara kedua tabung, fluidanya dapat mengalir dalam aliran arah sejajar (parallel flow ) maupun aliran lawan arah (counter flow), dan profil suhu untuk kedua kasus itu ditunjukkan pada gambar 2.8. di bawah ini. Perpindahan kalor dalam susunan pipa ganda ini yaitu :
. Q =UA ∆T m
dengan :
2 U o = koefisien perpindahan kalor menyeluruh (W/m . C)
A = luas permukaan perpindahan kalor yang sesuai dengan definisi U ∆T m = beda suhu rata-rata yang tepat untuk digunakan dalam penukar kalor
Perpindahan kalor yang sebenarnya (actual) dapat dihitung dari energi yang dilepaskan oleh fluida panas atau energi yang diterima oleh fluida dingin, (J.P. Holman, 1998, hal. 498) yaitu : Untuk aliran sejajar :
q = m h c h ( T h in − T h out ) = m c c c ( T c out − T c in )
Untuk aliran lawan arah :
q = m h c h ( T h in − T h out ) = m c c c ( T c in − T c out )
Perpindahan kalor maksimumnya dapat dinyatakan sebagai :
q maks = ( m c ) min ( T h in − T c in )
Fluida minimum boleh yang panas dan boleh pula yang dingin, bergantung dari laju aliran massa dan kalor spesifik.
Gambar 2.8. Perbedaan Jenis Aliran dan Profil Hubungan Temperatur
dalam Sebuah Pipa Ganda Alat Penukar Kalor
( T H out − T C in ) − ( T H in − T C out )
∆T m = …………… (J.P. Holman, 1998, hal. 491)
ln [ ( T H out − T C in ) / ( T H in − T C out ) ]
Persamaan ini dapat digunakan untuk aliran lawan arah. Maka dapat dikatakan LMTD adalah beda suhu pada satu ujung penukar kalor dikurangi beda suhu pada ujung yang satu lagi dibagi logaritma alamiah dari perbandingan kedua suhu tersebut.
Pada proses penguapan evaporasi dan pengembunan (kondensasi) satu fluida tidak mengalami perubahan suhu, walaupun perpindahan panas telah berlangsung di antara kedua fluida. Hal ini disebabkan kalor yang diterima dan yang dilepas oleh fluida (kalor laten) tidak digunakan untuk menaikkan Pada proses penguapan evaporasi dan pengembunan (kondensasi) satu fluida tidak mengalami perubahan suhu, walaupun perpindahan panas telah berlangsung di antara kedua fluida. Hal ini disebabkan kalor yang diterima dan yang dilepas oleh fluida (kalor laten) tidak digunakan untuk menaikkan
Gambar 2.9. Distribusi Temperatur pada Proses Evaporasi
a. Distribusi temperatur aliran sejajar
b. Distribusi temperatur aliran silang
Maka beda suhu rata – rata logaritmik ( ∆T m ) adalah :
( T H in − T C in ) − ( T H out − T C out )
∆T m = …………….. (J.P. Holman, 1998, hal 491)
ln [ ( T H in − T C in ) / ( T H out − T C out ) ]
2.5. Turbin Uap
Gas buangan dari gas masuk ke HRSG untuk mengubah air umpan menjadi uap kering yang akan digunakan untuk memutar sudu – sudu turbin uap hingga dapat memutar beban dalam hal ini generator listrik. Beberapa parameter rancangan yang penting berkaitan dengan turbin uap adalah tekanan uap masuk turbin. Mengambil tekanan uap masuk lebih tinggi akan menguntungkan, karena Gas buangan dari gas masuk ke HRSG untuk mengubah air umpan menjadi uap kering yang akan digunakan untuk memutar sudu – sudu turbin uap hingga dapat memutar beban dalam hal ini generator listrik. Beberapa parameter rancangan yang penting berkaitan dengan turbin uap adalah tekanan uap masuk turbin. Mengambil tekanan uap masuk lebih tinggi akan menguntungkan, karena
HRSG yang menggunakan tekanan uap 2 (dua) tingkat, turbin uap yang digunakan juga dapat dibuat bertingkat yaitu turbin uap tekanan tinggi dan turbin uap tekanan rendah. Uap yang keluar dari turbin uap tekanan tinggi, suhu dan tekanannya dirancang sama seperti uap yang baru dihasilkan dari superheater tekanan rendah sehingga uap keduanya bertemu dan memutar turbin tekanan rendah.
CPH
Tangki Air Umpan
SIKLUS UAP
HP HP eva
HP LP G Turbin Uap
Bahan
HP sup
Bakar kondensor
Ruang Pompa Air Bakar
Umpan
G Kompresor Turbin Gas SIKLUS GAS Udara Atmosfer
Gambar 2.10. Diagram Instalasi Siklus Gabungan
BAB III PERHITUNGAN TERMODINAMIKA HEAT RECOVERY STEAM GENERATOR
3.1. Spesifikasi Teknis Perancangan
Parameter rancangan mengenai Heat Recovery Steam Generator (HRSG) pada perencanan ini mengacu pada data hasil survei yang dilakukan di PT. PLN (Persero) Pembangkitan dan Penyaluran Sumatera Bagian Utara Sektor Belawan. Adapun spesifikasi data – data yang diperoleh dari hasil survei yang akan digunakan untuk perencanaan perancangan HRSG adalah :
a. Daya maksimum turbin gas
: 130 MW
b. Bahan Bakar
: gas alam
c. Temperatur lingkungan o : 30 C
d. Tekanan lingkungan
: 1,013 bar
e. Aliran massa gas buang
: 565,9 kg/detik
f. Temperatur gas buang (beban dasar) : 576,3 o C
g. Enthalpi gas buang
: 608,548 kJ/kg
h. Tekanan gas buang
: 1,1143 bar
3.2. Perhitungan Uap
Temperatur uap yang akan dihasilkan harus disesuaikan dengan temperatur gas buang. Perbedaan temperatur yang terkecil antara 2 (dua) aliran gas dengan uap, yang biasa disebut dengan titik penyempitan (pinch point) x – 1, Temperatur uap yang akan dihasilkan harus disesuaikan dengan temperatur gas buang. Perbedaan temperatur yang terkecil antara 2 (dua) aliran gas dengan uap, yang biasa disebut dengan titik penyempitan (pinch point) x – 1,
HP superheater
HP evaporator
T( C)
HP ekonomiser
LP
superheater LP
evaporator
CPH (condens. preheater)
Laju Pindahan Panas (MW)
Gambar 3.1. Profil Diagram Temperatur Gas Buang dan Uap HRSG
Temperatur gas buang yang masuk ke HP superheater diperkirakan akan mengalami penurunan sebesar 2 % karena adanya kerugian yang terjadi pada saluran dari saluran keluar gas buang turbin gas ke superheater (P.K. Nag, 2002). Maka temperatur gas buang masuk superheater dapat diperkirakan yaitu :
T masuk superheater = T gas buang turbin gas x 98 %
o = 576,3 C x 0,98 o = 565,7 C
Sesuai dengan di atas, temperatur uap yang akan dihasilkan HP superheater dengan pinch point 35 o C adalah :
o T uap HP superheater = 565,7 C – 35 C
o = 530,7 C
Dengan memperhitungkan adanya kehilangan panas sepanjang penyaluran uap dari HRSG hingga masuk ke turbin uap sebesar 2 – 3 % (P.K. Nag, 2002), maka temperatur uap masuk turbin HP adalah :
o T uap masuk turbin HP = 0,98 x 530,7 C
o = 520,08 C = 520 C (diambil) Temperatur uap yang dihasilkan oleh LP superheater yang direncanakan
adalah 200 o
C, maka penurunan temperatur uap yang akan masuk ke turbin uap LP adalah :
o T uap masuk turbin LP = 0,98 x 200 C = 196 C
CPH 3 Tangki Air
HRSG LP sup
Turbin Uap
HP sup
9 kondensor a 530,7 o C
Gas Buang P = 1,1143 bar
h = 596,36 kJ/kg
Gambar 3.2. Siklus Perencanaan HRSG
Turbin uap yang digunakan adalah turbin uap dengan kondensasi, di mana hasil ekspansi turbin uap akan dikondensasikan pada kondensor. Besarnya tekanan uap hasil ekspansi masuk kondensor menurut (Frietz Dietzell, 1992) adalah di bawah tekanan atmosfer, yaitu berkisar pada (0,04 – 0,1 bar). Dalam hal
ini, media pendingin yang akan digunakan adalah air dengan suhu sekitar 30 o C. Temperatur hasil uap hasil ekspansi turbin masuk kondensor direncanakan di atas
42 o C (dari tabel dengan tekanan 10 kPa, Tsat = 45,81 C). Parameter yang lain mengenai turbin uap, yaitu derajat kebasahan yang dapat diterima sehubungan
dengan terjadinya erosi pada sudu, adalah sekitar di atas 17 %, yang artinya kualitas uap masuk kondensor (keluar turbin) sebesar 83 % (P.K. Nag., 2002). Dengan mempertimbangkan keamanan sudu turbin, pada perencanaan ini kualitas uap masuk kondensor diambil 83 %. Dari data di atas :
o T masuk turbin HP = 520 C P masuk kondensor = 0,1 bar
X (kualitas uap)
Maka dari diagram Mollier diperoleh P maks (tekanan masuk turbin HP) sebesar 68 bar. Dengan mempertimbangkan adanya penurunan tekanan sepanjang penyaluran uap mulai dari HRSG hingga masuk turbin sekitar 5 % (P.K. Nag, 2002), maka dalam perencanaan ini tekanan uap HP superheater yaitu :
P uap kelua HP superheater = 100 / 95 x 68 bar = 71,57 bar
Tekanan uap masuk ke turbin uap LP dirancang 6,7 bar, dengan mempertimbangkan adanya penurunan tekanan sepanjang penyaluran uap mulai Tekanan uap masuk ke turbin uap LP dirancang 6,7 bar, dengan mempertimbangkan adanya penurunan tekanan sepanjang penyaluran uap mulai
P uap keluar LP superheater = 100 / 95 x 6,7 bar
= 7 bar
Sehingga dalam perancangan ini direncanakan :
1. Temperatur gas masuk HP superheater o = 565,7 C
2. Uap yang dihasilkan HP superheater
a. Temperatur o = 530,7 C
b. Tekanan = 71,57 bar
3. Kondisi uap HP superheater masuk turbin
a. Temperatur o = 520 C
b. Tekanan
= 68 bar
4. Uap yang dihasilkan LP superheater
a. Temperatur o = 200 C
b. Tekanan
= 7 bar
5. Kondisi uap LP superheater masuk turbin
a. Temperatur o = 196 C
b. Tekanan
= 6,7 bar
6. Kondisi uap hasil ekspansi turbin dan keluar kondensor
a. Temperatur o = 45,81 C
b. Tekanan
= 0,1 bar
S (kJ/kg.K)
Gambar 3.3. Diagram T – S yang Direncanakan
Di bawah ini adalah keadaan di setiap titik proses aliran air dan uap yang direncanakan di mana parameter temperatur dan enthalpi dapat diperoleh dari tabel uap atau dapat juga diperoleh dari kalkulator uap di website www.dofmaster.com . Keadaan titik 1 :
P 1 = 0,1 bar
h 1 = 191,83 kJ/kg
1 = 0,0010102 m /kg o T
1 = 45,81 C
Keadaan titik 2 :
W pompa =v 1 . (P 2 –P 1 )
3 = 0,0010102 m /kg . (700 – 10) kPa = 0,697 kJ/kg
h 2 =W p +h 1
= (191,83 + 0,878) kJ/kg = 192,527 kJ/kg
2 = 45,86 C Keadaan titik 3 : P 3 = 7 bar
h 3 =h f = 697,22 kJ/kg
3 = 0,001108 m /kg o T
3 = 164,9 C Keadaan titik 4 : P 4 = 7 bar
h 4 =h g = 2763,5 kJ/kg Keadaan titik 5 : P 5 = 7 bar
5 = 200 C
h 5 = 2844,224 kJ/kg Keadaan titik 5 ′ (kondisi masuk turbin LP) :
5 ′ = 196 C P 5 ′
= 6,7 bar
h 5 ′ = 2836,86 kJ/kg
Keadaan titik 6 :
W pompa =v 3 . (P 6 –P 3 )
3 = 0,001108 m /kg . (7157 – 700) kPa = 7,154 kJ/kg
h 6 =W p +h 3
= (7,154 + 697,22) kJ/kg = 704,374 kJ/kg
6 = 165,79 C Keadaan titik 7 : P 7 = 71,57 bar
h 7 =h f = 1274,79 kJ/kg T o
7 = 287,35 C Keadaan titik 8 : P 8 = 71,57 bar
h 8 =h g = 2769,88 kJ/kg Keadaan titik 9 :
9 = 530,7 C P 9 = 71,57 bar
h 9 = 3554,212 kJ/kg Keadaan titik 9 ′: P 9 ′
= 68 bar o T
9 ′ = 520 C
h 9 ′ = 3460,744 kJ/kg
Keadaan titik 10 (kondisi ideal) : P 10 = 0,1 bar
h f = 191,83 kJ/kg dan h fg = 2392,8 kJ/kg
X (kualitas uap) = 0,83 Maka :
h 10 =h f +x.h fg
= (191,83 + (0,83 x 2392,8) kJ/kg = 2177,854 kJ/kg
Keadaan titik 10 ′ (kondisi aktual) : P 10 ′ = 0,1 bar η T
= 2836,86 kJ/kg – [ 0,85 . (2836,86 – 2177,854) kJ/kg ] = 2276,7 kJ/kg
3.3. Kesetimbangan Energi
Laju aliran massa uap dapat diperoleh dari hukum kesetimbangan kalor, di mana : Q uap =Q gas
3.3.1. Kesetimbangan energi pada sistem uap tekanan tinggi (HP)
Q uap =Q gas
m u (h 9 –h 7 )= m g (h a –h c )
Gambar 3.4. Diagram Analisa Kesetimbangan Energi pada Uap Tekanan Tinggi Keterangan gambar 3.4. :
a = gas buang masuk HP superheater
c = gas buang melewati HP evaporator Titik 7 – 8 = Kondisi pada HP evaporator Titik 8 – 9 = Kondisi pada HP superheater Kondisi titik c (gas buang melewati HP evaporator) :
c = T 8 + 35 C o = 287,35 + 35 C
o = 322,35 C
h c = 323,86 kJ/kg
h (enthalpi) gas buang diambil dari tabel sifat – sifat udara atau dapat diperoleh pada kalkulator sifat gas buang di www.hrsgdesign.co m dengan memasukkan temperatur yang diperoleh dari hasil perencanaan dan massa kandungan gas buang (dalam %) dari hasil survei yaitu :
N 2 = 72,442
H 2 O = 5,833 O 2 = 15,175
AR = 1,211 CO 2 = 5,337
SO 2 =-
Kondisi titik a (gas buang masuk melewati superheater) : o T
a = 565,7 C
h a = 596,36 kJ/kg Maka laju aliran uap tekanan tinggi (HP) dapat diperoleh sebesar :
( h 9 − h 7 ) 565 , 9 kg / s ( 596 , 36 − 323 , 86 ) kJ / kg
( 3554 , 212 − 1274 , 79 ) kJ / kg
= 67,65 kg/s
a. HP superheater Uap panas lanjut yang dihasilkan HP superheater, yaitu pada tekanan
C. Maka kalor yang diserap pada HP superheater adalah :
71,57 bar dan temperatur 530,7 o
Q uap = m u (h 9 –h 8 )
= 67,65 kg/s . (3554,212 – 2769,88) kJ/kg = 53060,06 kJ/s = 53060,06 kW
Dengan demikian jumlah kalor yang harus disediakan gas buang (Q gas ) adalah sebesar 53060,06 kW.
Q gas = m g (h in –h out )
53060,06 kW = 565,9 kg/s . (596,36 kJ/kg – h out )
h out = 502,59 kJ/kg o T
out = 483,36 C o Maka temperatur gas buang keluar HP superheater adalah 483,36 C dan
gas buang akan masuk ke HP evaporator.
b. HP evaporator Pada tekanan 71,57 bar, dari tabel sifat uap jenuh diperoleh temperatur air
mendidih pada 287,32 o
C. Air akan mengalami penguapan pada HP evaporator. Besarnya kalor yang dibutuhkan untuk menguapkan air adalah :
Q uap = m u (h 8 –h 7 )
= 67,65 kg/s . (2769,88 – 1274,79) kJ/kg = 101142,83 kW
Dengan demikian jumlah kalor yang harus disediakan gas buang (Q gas ) adalah sebesar 101142,83 kW.
Q gas = m g (h in –h out )
101142,83 kW = 565,9 kg/s . (502,59 kJ/kg – h out )
h out = 323,86 kJ/kg o T
out = 322,34 C Maka temperatur gas buang keluar HP evaporator adalah 322,34 o C dan gas buang
akan masuk ke HP ekonomiser.
c. HP ekonomiser Air yang masuk ke HP ekonomiser adalah air yang telah dipanaskan dari pemanas awal kondensat (condensate preheater atau CPH) kemudian dipompakan hingga tekanan 71,57 bar kemudian dipanaskan di HP ekonomiser hingga suhu
287,35 o
C. Jumlah kalor yang dibutuhkan yaitu :
Q uap = m u (h 7 –h 6 )
= 67,65 kg/s . (1274,79 – 659,97) kJ/kg = 41592,573 kW
Dengan demikian jumlah kalor yang harus disediakan gas buang (Q gas ) adalah sebesar 41592,573 kW.
Q gas = m g (h in –h out )
41592,573 kW = 565,9 kg/s . (323,86 kJ/kg – h out )
h out = 250,35 kJ/kg o T
out = 254,47 C Maka temperatur gas buang keluar HP ekonomiser adalah 254,47 o C dan gas
buang akan masuk ke LP superheater.
3.3.2. Kesetimbangan energi pada sistem uap tekanan rendah (LP)
Gambar 3.5. Diagram Analisa Kesetimbangan Energi pada Uap Tekanan Rendah
Keterangan gambar 3.4. :
d = gas buang masuk melewati LP superheater
f = gas buang melewati LP evaporator Titik 3 – 4 = Kondisi pada LP evaporator Titik 4 – 5 = Kondisi pada LP superheater
Kondisi titik f (gas buang melewati LP evaporator) dengan pinch point yang diambil adalah 16,5 o C:
f = T 3 + 16,5 C o = 164,9 + 16,5 C
o = 181,4 C
h f = 172,42 kJ/kg Kondisi titik d (gas buang masuk LP superheater) :
d = 254,47 C
h d = 250,35 kJ/kg Maka laju aliran uap tekanan rendah (LP) dapat diperoleh sebesar :
565 , 9 kg / s ( 250 , 35 − 172 , 42 ) kJ / kg
( 2844 , 24 − 697 , 22 ) kJ / kg
= 20,54 kg/s
a. LP superheater Uap panas lanjut yang dihasilkan LP superheater, yaitu pada tekanan 7 bar
dan temperatur 200 o
C. Maka kalor yang diserap pada LP superheater adalah :
Q uap = m u (h 5 –h 4 )
= 20,54 kg/s . (2844,224 – 2763,5) kJ/kg = 1658,07 kW
Dengan demikian jumlah kalor yang harus disediakan gas buang (Q gas ) adalah sebesar 1658,07 kW.
Q gas = m g (h in –h out )
1658,07 kW = 565,9 kg/s . (250,35 kJ/kg – h out )
h out = 247,95 kJ/kg o T
out = 252,24 C Maka temperatur gas buang keluar LP superheater adalah 252,24 o C dan gas
buang akan masuk ke LP evaporator.
b. LP evaporator Pada tekanan 7 bar, dari tabel sifat uap jenuh diperoleh temperatur air
mendidih pada 164,9 o
C. Air akan mengalami penguapan pada LP evaporator. Besarnya kalor yang dibutuhkan untuk menguapkan air adalah :
Q uap = m u (h 4 –h 3 )
= 20,54 kg/s . (2763,5 – 697,22) kJ/kg = 42441,39 kW
Dengan demikian jumlah kalor yang harus disediakan gas buang (Q gas ) adalah sebesar 42441,39 kW.
Q gas = m g (h in –h out )
42441,39 kW = 565,9 kg/s . (247,95 kJ/kg – h out )
h out = 172,43 kJ/kg o T
out = 181,4 C Maka temperatur gas buang keluar LP evaporator adalah 181,4 o C dan gas buang
akan masuk ke pemanas awal kondensat (condensate preheater atau CPH).
c. Condensate Preheater (CPH) Air yang masuk ke Condensate Preheater (CPH) adalah uap air buangan turbin uap yang telah dikondensasikan di kondensor kemudian air tersebut dipompakan hingga tekanan 7 bar kemudian dipanaskan di CPH hingga suhu
164,9 o
C. Jumlah kalor yang dibutuhkan yaitu :
Q uap = m u (h 3 –h 2 ) = (67,65 + 20,54) kg/s x (697,22 – 192,527) kJ/kg = 44508,875 kW
Dengan demikian jumlah kalor yang harus disediakan gas buang (Q gas ) adalah sebesar 41077 kW.
Q gas = m g (h in –h out )
44508,875 kW = 565,9 kg/s . (172,43 kJ/kg – h out )
h out = 93,778 kJ/kg o T
out = 107 C Maka temperatur gas buang keluar CPH adalah 107 o C dan gas buang akan
dibuang melalui cerobong.
S (kJ/kg.K)
Gambar 3.6. Diagram Kesetimbangan Energi Uap dan Gas Buang
3.4. Spesifikasi HRSG yang Direncanakan
Dari perhitungan dan beberapa penentuan yang menjadi parameter pertimbangan dalam rancangan HRSG ini, maka spesifikasi rancangannya yaitu :
1. Sumber panas HRSG adalah gas buang dari 1 (satu) unit turbin gas, yaitu : - temperatur gas buang masuk HRSG o : 565,7 C
- laju aliran massa gas buang masuk HRSG : 565,9 kg/s
2. Jenis HRSG yang dirancang adalah HRSG dengan pipa air sirkulasi alami.
3. Uap yang dihasilkan HRSG dirancang dengan menggunakan tekanan uap
2 (dua) tingkat (HP dan LP), yaitu : Uap HP :
temperatur o : 530,7 C
tekanan
: 71,57 bar
laju aliran
: 67,65 kg/s
Uap LP :
temperatur o : 200 C
tekanan
: 7 bar
laju aliran
: 20,54 kg/s
4. Temperatur gas buang masuk ke tiap titik komponen HRSG :
HP superheater o : 565,7 C HP evaporator o : 483,36 C HP ekonomiser o : 322,24 C LP superheater o : 254,47 C LP evaporator o : 252,24 C
Condensate Preheater (CPH) o : 181,4 C
Cerobong o : 107 C
3.5. Daya yang Dibangkitkan Turbin Uap
Berdasarkan uap yang dihasilkan HRSG, maka daya yang dihasilkan turbin uap (aktual) adalah :
P T HP =η T . m u . (h 9 ′–h 5 ′)
= 0,85 x 67,65 kg/s x (3460,744 – 2836,86) kJ/kg = 35874,889 kW
P T LP =η T . m u . (h 5 ′–h 10 ′)
= 0,85 x (67,65 + 20,54) kg/s x (2836,86 – 2276,7) kJ/kg = 41990,433 kW
P T total =P T HP +P T LP = (35874,889 + 41990,433) kW = 77865 kW = 77 MW
Maka daya total yang dibangkitkan HRSG (HP + LP) adalah sebesar 77 MW.
3.6. Efisiensi HRSG
Effisiensi HRSG dihitung dengan persamaan : panas yang dim anfaatkan
η HRSG =
x 100 %
panas masuk
Panas yang dimanfaatkan = Q HP Superheater +Q HP Evaporator +Q HP Ekonomiser + Q LP Superheater +Q LP Evaporator +Q CPH
+ 42441,39 +44508,875) kW = 284403,798 kW
Panas masuk
= m g . h g = 565,9 kg/s x 608,548 kJ/kg
= 344377,313 kW
Sehingga diperoleh :
Maka efisiensi HRSG yang diperoleh adalah sebesar 82,58 %.
107 o C
CPH
Tangki Air Umpan
181,4 o C
LP
LP eva 252,24 o C
LP sup
T = 200 o C, P = 7 bar
254,47 o C
HP eko
T = 196 o C
P = 6,7 bar 322,34 C T = 520 o C
HP
P = 68 bar
HP eva
G 483,36 o C
HP LP
Turbin Uap
HP sup
T = 530,7 o C
kondensor
P = 71,57 bar
565,7 C
Gas Buang P = 1,1143 bar
h = 596,36 kJ/kg
Gambar 3.7. Diagram Alir Perancangan Instalasi Gabungan
BAB IV UKURAN – UKURAN KOMPONEN UTAMA HEAT RECOVERY STEAM GENERATOR
4.1. Parameter Perhitungan Pipa HP Superheater
HP superheater adalah pipa – pipa pemanas yang berfungsi untuk memanaskan uap yang berasal dari drum uap HP menjadi uap panas lanjut. HP superheater ini terletak pada bagian bawah sekali dari susunan komponen alat penukar kalor yang ada pada HRSG.