Post on 14-Jul-2015
1
2
3
4
5
6
Lampiran A-1 : Tabel Propertis Gas Ideal
7
PERANCANGAN MIKRO GAS TURBIN BERBAHAN BAKAR BIOGAS
Selly Riansyah, Sudarman, Heni Hendaryati
Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Muhammadiyah Malang
Jl. Raya Tlogomas No. 246 Telp. (0341) 464318-128 Fax. (0341) 460782 Malang 65144
ABSTRAK
Pembangkit energi skala mikro banyak dibutuhkan untuk lingkungan pedesaan, lingkungan
kantor skala kecil dan perumahan. Pembangkit energi skala kecil dan perumahan.pembangkit
energi skala mikro, diantaranya Turbin Mikro Hidro, Turbin Uap Mikro dan Turbin Gas Mikro
(MGT). Pembangkit energi skala mikro memiliki keunggulan, diantaranya biaya pemeliharaan dan
operasi yang rendah, pengoperasian yang mudah, dan bersifat mobile (Mursyid, 2012).
Micro gas turbine pada perancangan ini menggunakan bahan bakar biogas yang dihasilkan
dari fermentasi kotoran hewan (Sapi) dimana turbin dan kompresor yang digunakan adalah unit
turbocharge engine diesel.Turbocharger yang digunakan dirakit dengan beberapa komponen
pendukung yaitu ruang bakar dan sistem pengapian. Menggunakan ruang bakar tipe tubular dan
dihitung berdasarkan kapasitas turbocharge yang digunakan, sehingga diharapkan menghasilkan
siklus kerja turbin yang optimal dan dapat digunakan untuk memutar generator listrik.
Pembangkit listrik Micro Gas Turbine (MGT) berbahan bakar biogas pada perancangan ini
bertujuan untuk menghasilkan daya 20 kW.. Konsentrasi gas metan dalam biogas sebesar 62,5%,
dengan panjang ruang bakar 240 mm,, diameter 98,7 mm dan diameter liner 86 mm. Dari hasil
perhitungan didapat laju aliran bahan bakar 0,0166 kg bb/s dan efisensi siklus sebesar 73,82%.
Katakunci : Micro Gas Turbine, Biogas.
I. PENDAHULUAN Pembangkit energi skala mikro banyak
dibutuhkan untuk lingkungan pedesaan, lingkungan
kantor skala kecil dan perumahan. Pembangkit energi
skala kecil dan perumahan.pembangkit energi skala
mikro, diantaranya Turbin Mikro Hidro, Turbin Uap
Mikro dan Turbin Gas Mikro (MGT). Pembangkit
energi skala mikro memiliki keunggulan, diantaranya
biaya pemeliharaan dan operasi yang rendah,
pengoperasian yang mudah, dan bersifat mobile
(Mursyid, 2012).
Turbin gas mikro didefinisikan sebagai
pembangkit energi yang menghasilkan daya dibawah
200 kiloWatt (Jong Joon Lee, 2007). Dalam satu
dekade terakhir, MGT telah diproyeksikan sebagai
salah satu sistem pembangkit daya maupun termal
yang prospektif, baik secara teknis, dimensi, biaya,
maupun aspek lingkungan (W.P.J Visser, 2011).
Tubin Gas Mikro adalah prototype dari Turbine
Gas skala mikro yang berbahan bakar biogas dan dapat
menghasilkan daya sekitar 20 kiloWatt (kW). Dalam
perancangan sebuah turbin gas diperlukan perhitungan
dan penelitian terkait dengan turbin, kompresor, dan
ruang bakar serta komponen pendukung lainnya.
Proses kerja dari MGT adalah sama dengan
proses kerja turbin gas pada umumnya seperti yang
terlihat pada gambar II.8. dimulai dari udara yang
dihisap ke dalam inlet house kompresor. Udara yang
telah termampatkan dan bertekanan tinggi tersebut
dialirkan ke dalam ruang bakar (combustion chamber).
Ruang bakar pada MGT berbeda pada turbin gas pada
umumnya dimana ruang bakar tidak sejajar pada poros
turbin dan kompresor seperti terlihat pada gambar II.9.
Ruang bakar MGT dibuat terpisah dari kesatuan unit
turbocharge atau tidak sejajar sumbu poros. Didalam
ruang bakar tersebut fluida kerja dicampur dengan
bahan bakar yang berupa biogas dengan asumsi
komposisi 62,5% CH4 dan 37,5% CO2. Adapun
komponen utamanya adalah sebagai berikut :
1. Kompresor 2. Ruang Bakar
3. Turbin
8
Gambar 1 : Skema siklus turbin gas
II. Metode Perancangan
Gambar 2 : Flow chart perancangan
III. ANALISA TERMODINAMIKA
Berdasarkan data-data survey yang diperoleh,
diketahui:
1. Suhu udara (suhu masuk kompressor) 27 °C
2. Tekanan atmosfer 1,01325 bar
3. Temperatur masuk turbin 970°C (merujuk
pada ketahanan material menahan
temperature, tegangan dan umur pakai
turbocharge yang digunakan)
Gambar 3 :Diagram T-S siklus Brayton ideal
dan actual
Harga perbandingan tekanan (rp) dihitung
dengan rp optimum. Hal ini dimaksudkan untuk
mendapatkan kerja maksimum.
rp optimum dapat dicari dengan rumus:
(rp) optimum = (𝑇3
𝑇1)
𝑘
2(𝑘−1)
Jadi:
T1 = 27 °C = 300 K
T3 = 970 °C = 1.243 K
k = 1,4
Maka:
(rp) optimum = (1243
300)
1,4
2(1,4−1)
= 12
1. Kerja kompresor ideal
Keja kompresor ideal dapat dicari dengan
rumus:
kidealw= (h2 –h1) kJ/kg
Dengan menggunakan tabel udara untuk T1
= 300 K pada tabel udara T1 = 300 K pada lampiran 1,
maka diperoleh:
T1 = 300 K
h1 = 300,19 kJ/kg
Pr1 = 1,3860
Pr2 = 𝑃2
𝑃1𝑃𝑟1
= 12 . 1,3860
= 16,632
Temperatur output kompresor mikro turbin
adalah 45 °C (lit 3 hal 44 UI). h2 dan T2 dapat dicari
dengan cara interpolasi dari tabel pada lampiran 1,
sehingga diperoleh:
h2 = 318,28
T2 = 318
9
Maka:
kidealw = (h2 –h1) kJ/kg
= (318,28 – 300,19) kJ/kg
= 18,09 kJ/kg.°K
2. Panas ideal yang dibutuhkan
Panas ideal yang disuplay oleh ruang bakar
dapat dicari dengan rumus:
Qin ideal = (h3 – h2) kJ/kg
Dimana:
T3 = 970 °C = 1243 K, h3 dan Pr3 dapat diketahui
dengan menggunakan rumus interpolasi:
h3 = 1324,7 kJ/kg
Pr3 = 275,075
Qin ideal = (h3 – h2) kJ/kg
= (1324,7 – 318,28) kJ/kg
= 1006,42 kJ/kg.
3. Kerja Turbin ideal
Keja ideal yang dihasilkan oleh turbin dapat
dicari dengan rumus:
WT ideal = (h3 – h4) kJ/kg
Dimana:
PR4 = (𝑃4
𝑃2) 𝑃𝑟3
= (1
12) 275,075
= 22,92
h4 dapat dicari dengan cara
interpolasi h4 = 684,91 kJ/kg
Jadi:
WT ideal = (h3 – h4) kJ/kg
= (1324,7 – 684,91) kJ/kg
= 639,79 kJ/kg
4. Panas yang keluar
Qout = (h4 – h1) kJ/kg
= (684,91– 300,19) kJ/kg
= 384,47kJ/kg
5. Efisiensi termal ideal siklus
Hth siklus = 𝑊𝑇𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙−𝑊𝑘𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙
𝑞𝑖𝑛𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙
= 639,79−18,09
1006,42
= 0,6177
= 61,77%
6. Back work ratio (bwr)
Bwr = 𝑊𝑘𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙
𝑊𝑇𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙
= 18,09
639,79
= 0,028 = 2,8 %
Ini berarti 2,8 % kerja ideal keluaran turbin
digunakan hanya untuk memutar kompresor.
Siklus Brayton Aktual
Kondisi udara masuk kompresor:
1. Untuk kondisi masuk kompresor keadaan
static diperoleh:
T1 = 300 K
P1 = 1,01325 bar
Untuk kondisi masuk kompresor pada keadaan
stagnasi berdasarkan gambar 3.2:
𝑇01 = 𝑇1 +𝐶𝑢
2
2. 𝐶𝑝
Dimana:
Cu = Kecepatan aliran fluida (m/s)
Cu = 152.4 m/dtk……..[lit 2 hal 376]
Cp = Panas jenis udara masuk
kompresor
= 950 + 0,21.T1 (J/kg.K)
= 950 + 0,21 (300)
= 1,013 kJ/kg.K
Sehingga:
T01 = 300 + 152,42
2.1013
= 311,463 K
Dengan mempergunakan tabel pada lampiran
1, diperoleh:
h01 = 311,71 kJ/kg
3.1. Kondisi udara keluar kompresor
1. Untuk kondisi keluar kompresor
keadaan statik diperoleh:
T2 = 318 K
P2 = (rp)optimum . P1
= 12 . 1,01325 bar
= 12,159 bar
2. Untuk kondisi keluar kompresor pada
keadaan stagnasi berdasarkan pada
gambar 3.2.
T02 = T2 + 𝐶𝑎
2
2.𝐶𝑝
Dimana:
Ca = Kecepatan aliran aksial fluida
= 152,4 m/s
Cp = 950 + 0,21 T2
Cp = 950 + 0,21 (318) = 1,016 kJ/kg.°K
Sehingga:
T02 = 318 + 152,42
2.1016,76
= 329,42 K
Dengan menggunakan tabel pada lampiran 1,
diperoleh:
h02 = 318,282
jadi : P02 = P1.(𝑇02
𝑇1)
𝑘
1,4−1
jadi : P02 = 1,01325.(329,42
300)
1,4
1,4−1
= 1,405 bar
Kondisi gas melalui turbin
1. Kondisi gas masuk turbin
10
T3 = 970 °C = 1243 K (merujuk pada ketahanan
material temperature, tegangan dan umur pakai dari
turbocharge)
2. Kondisi gas keluar turbin
𝑇4 = 𝑇3. (1
𝑟𝑝
)
𝑘−2
𝑘
= 1243. (1
12)
1,33−1
1,33
= 670,97 K
Perbandingan tekanan keluar turbin dengan
tekanan udara atmosfir pada instalasi turbin gas siklus
terbuka adalah 1,1 + 1,2 …[lit 7 hal 37]
P4 = 1,1 . P1
= 1,1 . 1,01325 = 1,1145
bar
3.2. Efisiensi kompresor dan turbin
Perbandingan tekanan kompresi sebesar 1,38:1
dengan kenaikan temperature udara yang melewati
kompresor, T02 – T01 = 329,42 - 311,46 = 17,96 K.
Berdasarkan data kompresor garret GT4294 tekanan
maksimum kompresor sebesar 1,8409 bar. maka
didapat efisiensi isentropic kompresor (ηk) sebesar
95%.
Sedangkan untuk efisiensi turbin (ηT) dapat
dicari dengan menggunakan rumus:
𝜂𝑇 =
𝑙𝑛 [1 − 𝜂𝑘 + 𝜂𝑘 (𝑃2
𝑃1)
𝑘−1
𝑘]
(𝑘−1
𝑘) 𝑙𝑛 (
𝑃1
𝑃2)
Maka diperoleh:
𝜂𝑇 =
𝑙𝑛 [1 − 0,95 + 0,95 (12
1,01325)
1,4−1
1,4]
(1,4−1
1,4) 𝑙𝑛 (
12
1,01325)
= 0,68
0,70
= 0.971
= 97,1%
Kerja aktual kompresor:
𝑊𝑎𝑘𝑡𝑢𝑎𝑙 =𝑊𝑘
𝜂𝑘
=ℎ02 − ℎ01
𝜂𝑘
=318,282 − 311,71
0,95
= 6,91 kJ/kg
Maka nilai aktual pada keluaran kompresor
berdasarkan gambar 3.2 adalah:
ℎ02 = (ℎ01 + 𝑊𝑘 𝑎𝑘𝑡𝑢𝑎𝑙)𝑘𝐽/𝑘𝑔
= 311,71 + 6,91
= 318,62 kJ/kg
Kerja aktual turbin :
𝑊𝑇 𝑎𝑘𝑡𝑢𝑎𝑙 = 𝜂𝑇 . 𝑊𝑇 𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙 = 0,95.(h3-h4)kJ/kg
= 0,95.( 1328,47 – 684,91)kJ/kg
= 864,388 kJ/kg
Maka temperatur keluar ruang bakar aktual:
𝑇3𝑎 =𝑊𝑇𝑎
𝐶𝑝𝑔
+ 𝑇4
Dimana:
𝐶𝑃𝑔 = 950 + 0,21. 𝑇3
= 950+0,21.1243
= 1211,03 J/kg.K
= 1,211 kJ/kg.K
𝑇3𝑎 =864,388
1,211+ 670,97 K
= 1384,75 K
Dengan mempergunakan tabel udara pada
lampiran 1, maka diperoleh:
h3a = 1497,135 kJ/kg
Tekanan aktual di ruang bakar:
P3a = P02 (1-∆Prb)
Dimana:
∆Prb = kerugian tekanan pada ruang bakar (0,01
± 0,02)…[lit 16 hal 55]
P3a = P02 (1-∆Prb)
= 1,405 . (1-0,02) = 1,37 bar
Temperatur aktual keluar turbin
h4a = h3 – WTa = 1328,47 - 864,388
=464,082 kJ/kg, dengan interpolasi pada lampiran 1,
diperoleh temperatur aktual keluar turbin T4a =
462,017 K
Gambar 4: Proses pembakaran dan rugi tekanan
3.3. Panas aktual yang masuk:
Maka berdasarkan gambar 3.5. diperoleh:
𝑞𝑖𝑛 = (ℎ3𝑎 − ℎ02𝑎)𝑘𝐽/𝑘𝑔
= (1497,135 - 318,62)
= 1178,51 kJ/kg
3.4. Kerja bersih:
Wnet = WT aktual – Wk aktual (kJ/kg)
= 864,388 - 6,91 = 857,47 kJ/kg
3.5. Rasio kerja balik:
Bwr = 𝑊𝑘𝑎𝑘𝑡𝑢𝑎𝑙
𝑊𝑇𝑎𝑘𝑡𝑢𝑎𝑙
= 6,91
864,388
= 0,00799 = 0,799%
11
Ini berarti 0,799% kerja aktual keluaran
turbin digunakan untuk memutar kompresor.
3.6. Effisien thermal aktual siklus:
𝜂𝑡ℎ = 𝑊𝑛𝑒𝑡
𝑞𝑖𝑛
= 857,47
1178,51
= 0,7275
= 72,75 %
VI. PERANCANGAN
Ruang bakar merupakan tempat dimana
diharapkan terjadi pembakaran sempurna, yaitu reaksi
eksotermik antara bahan bakar dan oksidator untuk
menghasilkan gas pembakaran pada temperature dan
tekanan tertentu.
Pada ruang bakar turbin gas dapat terdiri dari
beberapa komponen yang dapat mendukung terjadinya
proses pembakaran. Beberapa kriteria ruang bakar
seperti yang telah dijelaskan pada sub bab 2.5 bagian
ruang bakar, dapat dipakai sebagai perbandingan
dalam merencanakan sebuah instalasi ruang bakar.
Adapun tipe ruang bakar yang dipilih dalam
perencanaan ini adalah tipe single can (TUBULAR).
4.1. Selubung (Casing) Ruang Bakar
Selubung adalah lapisan terluar dari ruang
bakar, sehingga berhubungan langsung dengan udara
sekitar. Dimana diantara selubung dan liner terdapat
aliran udara yang berfungsi mendinginkan liner.
mu adalah laju aliran massa total udara total
dikurangi dengan laju aliran massa udara untuk
pendinginan, yaitu 15% dari total laju aliran massa
udara dari hasil kompresi- [lit. 12 hal. 161]
Laju aliran massa udara untuk proses
pendinginan:
mudara pendinginan = 15% . mu
= 15% . 0.257 kg/s
= 0,0385 kg/s
Sehingga diperoleh:
mu RB = (mu - mudara pendinginan) kg/s
= (0.257 – 0,0385) kg/s
= 0,2185 kg/s
Berdasarkan kondisi yang telah dicari pada
perhitungan termodinamika diatas diperoleh:
h02a = 320,47 kJ/kg
dengan cara interpolasi dari lampiran 1
diperoleh : T02a = 320,18 K
P02a = 1,405 bar ∆𝑃𝑂2𝑎−3𝑎
𝑞𝑟𝑒𝑓= 37 (lihat lampiran 2)
∆𝑃𝑂2𝑎−2𝑎
𝑃𝑂2𝑎=0,07 (untuk jenis tubular)
Maka diperoleh:
𝐴𝑟𝑒𝑓
=𝑅
2(
𝑚𝑢𝑅𝐵. 𝑇𝑂2𝑎0,5
𝑃𝑜2𝑎)
2∆𝑃𝑂2𝑎−3𝑎
𝑞𝑟𝑒𝑓
(∆𝑃𝑂2𝑎 − 𝑇3𝑎
𝑃𝑂2𝑎
)−1
]0,5(𝑚2)
𝐴𝑟𝑒𝑓
= [287
2(
0,2185 . 320,180,5
1,405 . 10 5)
2
. 37(0,07)−1]
0,5
= 0.00766 m2
1.1.1. Diameter Selubung Ruang Bakar (Dref)
Besarnya diameter selubung ruang bakar Dref
seperti yang terlihat pada gambar 4.2. dapat dicari
dengan persamaan:
𝐴𝑟𝑒𝑓 = 𝜋
4 𝐷𝑟𝑒𝑓
2
𝐷𝑟𝑒𝑓 = (4𝐴𝑟𝑒𝑓
𝜋)
0,5
= (40.00766
𝜋)
0,5
= 0,0987 m
4.2. Tabung Api Ruang Bakar (Liner)
4.2.1. Luas Penampang Tabung Api
Luas penampang tabung api ruang bakar
seperti yang ditunjukan pada gambar 4.3. dapat dicari
dengan menggunakan rumus:
AL = kopt . Aref ………….[lit.9 hal 112]
Dimana:
AL = Luas penampang tabung api
(Liner) [m2]
Aref = Luas penampang selubung
(Casing) ruang bakar [m2]
kopt = Rasio antara luas penampang
tabung api (liner) dengan luas penampang selubung
(Casing)
nilai kopt dapat dicari dengan dicari dengan cara:
𝑘𝑜𝑝𝑡 = 1 − [[(1 − 𝑚𝑠𝑛)2 − 𝜆
∆𝑃𝑂2𝑎−3𝑎
𝑞𝑟𝑒𝑓− 𝑟2𝜆
]
1
3
Dimana:
msn = Rasio antara laju aliran udara
memasuki moncong dengan total laju aliran udara di
ruang bakar
𝜆 = Koefisien tekanan yang hilang
r = radius, rasio antara luas selubung dengan
luas aliran masuk ruang bakar ∆𝑃𝑂2𝑎−2𝑎
𝑞𝑟𝑒𝑓 = Referensi tekanan dinamik (lihat
lampiran 2 untuk jenis tubular)
Untuk parameter diatas ditentukan, msn = 0,12,
𝜆 = 0,5, r = 6, (lit. 9 hal 112) dan ∆𝑃𝑂2𝑎−2𝑎
𝑞𝑟𝑒𝑓= 37 (lihat
lampiran 2)
Maka diperoleh:
12
𝑘𝑜𝑝𝑡 = 1 − [(1−0,12)2−0,5
37− 62 . 0,5]
1
3
= 1 - [0,274
19]
1
3
= 1 – 0,24
= 0,756
Jadi luas penampang tabung api (Liner) adalah:
𝐴𝐿 = 𝑘𝑜𝑝𝑡 . 𝐴𝑟𝑒𝑓
= 0,756 . 0.000766 m2
= 0,00579 m2
4.2.2. Diameter Tabung Api
Diameter tabung api adalah:
DL = (4𝐴𝐿
𝜋)
0,5
= (40,000579
𝜋)
0,5
= 0,086 m
4.2.3. Panjang Tabung Api Ruang Bakar (LL)
𝐿𝐿 = 𝐷𝐿 (𝐴𝑂∆𝑃𝐿
𝑞𝑟𝑒𝑓𝑙𝑛
1
1−𝑃𝐹)
−1
…[lit 9 hal 148]
Dimana:
DL = Diameter tabung api (Liner) [m]
LL = Panjang tabung api (Liner) [m]
AO = 0,07 untuk jenis tubular…[lit 9 hal
148] ∆𝑃𝐿
𝑞𝑟𝑒𝑓= 37 untuk jenis tubular (lihat lampiran 2)
PF = Pattern Factor
Untuk PF dapat dicari dengan jalan:
𝑃𝐹 = 𝑇𝑚𝑎𝑥−𝑇3𝑚𝑒𝑎𝑛
𝑇3𝑚𝑒𝑎𝑛−𝑇2𝑚𝑒𝑎𝑛………[lit 7 hal 103]
Dimana:
Untuk temperature maksimum yang terjadi
pada ruang bakar berdasarkan [lit 16 hal 229] adalah
berkisar 110% dari temperatur gas hasil pembakaran,
sehingga diperoleh Tmax = T3a . 110% = 1384,135 K .
110% = 1522,135 K.
Maka:
T3mean =𝑇𝑚𝑎𝑥−𝑇3
2
= 1522,135 + 1243
2
= 1382,56 K
T2mean =𝑇𝑂2𝑎−𝑇𝑂1
2
= 329,42+ 311,463
2
= 320,441
Maka:
PF = (1522,135−1385,463
1385,463−320,28)
= 0,128
Sehingga diperoleh panjang tabung api (Liner)
LL = 0,086 (0,07.37. 𝑙𝑛1
1−0,128)
−1
= 0,086 (0,354)-`1
= 0,24 m
4.2.4. Tebal Dinding Tabung Liner (Liner)
Untuk menentukan tebal dari tabung api perlu
ditentukan terlebih dahulu gaya yang bekerja pada
transition piece, yaitu bagian yang mengarahkan gas
keluaran hasil pembakaran menuju seksi turbin yang
juga bertindak sebagai nozzle turbin.
Gaya yang bekerja pada transition piece (Fe)
dapat dicari dengan persamaan:
𝐹𝑒
𝐴𝐿𝑃4𝑎= 2 [(
2
𝑘+1)
1
(𝑘−1)]
𝑃3𝑎
𝑃1− 1 .[lit 7 hal 208]
𝐹𝑒
0,00579 . 1,1145. 105
= 2. [(2
1,33 + 1 )
1
(1,33−1)
]1,37. 105
1,01325.105− 1
Fe = 286 N
Dengan diketahui gaya yang bekerja, maka
ketebalan dinding dari ruang bakar dapat dicari dengan
persamaan:
𝑃 =𝐹
𝐴𝑁/𝑚2
Dimana:
P adalah tekanan/tegangan (N/m2)
F adalah gaya yang bekerja dari gas hasil
pembakaran yang diperoleh dari data diatas sebesar
286 N
A adalah luas dari liner luar dikurangi luas liner
dalam (m2)
Material yang dipakai pada tabung api (liner)
adalah Stainless steels Tipe AISI 310, sama dengan
material yang digunakan untuk bagian yang
mengarahkan gas hasil pembakaran (transition piece).
Berdasarkan data yang diperoleh pada lampiran 7,
diperoleh tegangan regangan yang diizinkan untuk
material diatas adalah 655 MPa.
Maka:
655.106 N/m2 = 286 N
𝐴
A = 4,36 . 10-7 m2
A = 𝜋/4 (DLo – DL)2
4,36 . 10-7 = 𝜋/4 (DLo – 0,086)2
0,000743 = DL,o – 0,086
DLo = 0,0867 m
Maka tebal dari tabung api (liner) adalah (DL,0
– DL)/2 = (0,0867-0,086)/2
= 0,00035 m
= 0,35 mm
4.3. Analisa Aliran Fluida Zona Daerah
Pembakaran
4.3.1. Primary Zone
Pada daerah ini sekitar 28% dari total udara
hasil kompresi disuplaikan ke sekeliling aliran bahan
13
bakar untuk proses pembakaran [lit 2 hal 34].laju
aliran massa udara pada daerah primary zone (muPz)
dapat dihitung dengan cara:
muPz = %Pz . mu
= 28% . 0.257 kg/s
= 0,0719 kg/s
Laju aliran massa bahan bakar:
mfRB = 𝑚𝑓
𝑗𝑢𝑚𝑙𝑎ℎ𝑅𝐵
= 0,0166 kg/s
1
= 0,0166 kg/s
Perbandingan udara – bahan bakar (AFR)Pz
(AFR)Pz = 𝑚𝑢𝑃𝑧
𝑚𝑓𝑅𝐵
= 0,0719
0,0166
= 4,33 udara/kg bb
4.3.2. Secondary Zone
Merupakan zona dimana sekitar 22% udara
untuk membantu pembakaran, dengan tujuan supaya
proses pembakaran bisa berlangsung dengan
sempurna.
Laju aliran massa udara daerah secondary
zone (muSz) dapat dihitung dengan cara:
muSz = (%Pz + %Sz) . mu
= (28% + 22%) . 0.257 kg/s
= 0,1285 kg/s
Laju aliran massa bahan bakar:
mfRB = 𝑚𝑓
𝑗𝑢𝑚𝑙𝑎ℎ𝑅𝐵
= 0,0166 kg/s
1
= 0,0166 kg/s
Perbandingan udara – bahan bakar (AFZ)Sz
(AFR)Pz = 𝑚𝑢𝑆𝑧
𝑚𝑓𝑅𝐵
= 0,1285
0,0166
= 7,74 udara/kg bb
4.3.3. Dilution Zone
Dilution zone adalah dimana udara sebesar 28%
dari total udara primary yang masuk ke liner ditambah
22% total udara secondary zone yang kemudian
ditambahkan dengan %Dz sebesar 40% [lit 9 hal 12]
yang berfungsi untuk mendinginkan gas panas yang
dihasilkan dari secondary zone.
Gambar 5 : Aliran pada lubang dilusi
4.3.3.1. Jumlah Laju Aliran Gas yang Akan
Didinginkan
Laju aliran melalui sebuah lubang pada liner
tidak hanya tergantung pada ukuran lubang (hole) dan
tekanan yang hilang, tetapi juga bergantung pada
ukuran saluran dan kondisi aliran di sekitar lubang,
sehingga nantinya diharapkan dapat mempengaruhi
keefektifitasan luas laju aliran. Pada gambar 4.5 akan
ditunjukan bentuk aliran melalui liner.
Laju aliran massa udara pada dilution zone:
muDZ = (maPzmaSz + maDZ) . mu
= (50% + 40%) . mu
= 90% . 0,257 kg/s
= 0,2313 kg/s
mfRB = 𝑚𝑓
𝑗𝑢𝑚𝑙𝑎ℎ𝑅𝐵
= 0,0166 kg/s
1
= 0,0166 kg/s
Jumlah laju aliran gas yang akan didinginkan
adalah:
mg = muDZ + mf
dimana:
muDZ = laju aliran udara pada zona
pendinginan (dilution zone) (kg/s)
mf = Laju aliran bahan bakar pada
ruang bakar (kg/s)
sehingga diperoleh:
mg = 0,2313 + 0,0166
= 0,2479 kg/s
4.3.3.2. Diameter Efektif Lubang (Hole)
Pendinginan (df)
Diameter efektif lubang dapat dihitung dengan
mempertimbangkan:
Laju aliran massa udara melewati saluran (mf)
mf = 0,5 . mu ………..[lit 9 hal 137]
= 0,5 . 0,257 kg/s
= 0,1285 kg/s
Sehingga didapat laju aliran massa udara
pendingin: 𝑚𝑓
𝑚𝑔=
0,1285 kg/s
0,2479 kg/s = 0,51
Perbandingan temperatur gas terhadap kondisi
titik 2a: 𝑇𝑔𝑎𝑠
𝑇𝑂2𝑎
=1383,57
320,18
= 4,321
Maka berdasarkan grafik perbandingan nilai
optimal DL/ndj vs mJ/mg seperti yang tampak pada
gambar 4.6. didapat nilai optimal dari mJ/ndj =1,2.
14
Gambar 6 : Grafik desain zona pendinginan
untuk ruang bakar tubular
Maka:
𝐷𝐿
𝑛.𝑑𝑗= 1,2
Dimana:
DL = Diameter Liner (m)
n = Jumlah lubang (hole) = (6 untuk tubular)
dj = Diameter efektif lubang (m)
sehingga diperoleh:
dj = 0,0086
6 .1,2
= 0,00119 m
4.3.3.3. Diameter Aktual Lubang (dh)
Diameter aktual dari lubang dapat dihitung
dengan rumus:
𝑑ℎ =𝑑𝑗
𝐶𝐷0,5…………………….[lit 9 hal 138]
Keterangan: bentuk aliran udara pendinginan
yang direncanakan adalah lubang bulat (round hole)
Harga CD dapat diperoleh dengan
menggunakan grafik seperti yang ditunjukan pada
gambar 4.6.
Untuk harga koefisien tekanan jauh lubang
(K) dapat dicari dengan rumus:
𝐾 = 1 +∆𝑃𝐿
𝑞𝑎𝑛 ……………….[lit 9 hal 115]
Dimana: ∆𝑃𝐿
𝑞𝑖𝑛= 37 (lihat lampiran 2 untuk jenis tubular)
Jadi diperoleh:
K = 1 + 37
= 38
Maka berdasarkan grafik pada gambar 4.7.
diperoleh CD = 0,65
𝑑ℎ =0,0119
0,650,5
= 0,00147 m
4.3.3.4. Sudut Jet
Untuk menghitung sudut jet seperti tampak
pada gambar IV.1, dapat menggunakan grafik pada
gambar 4.11.
Jadi untuk K = 38 dengan bentuk lubang bulat
(round holes), diperoleh sudut jet (ϴ) = 78°.
Gambar 7 : Variasi sudut jet dengan tegangan
jatuh liner untuk berbagai bentuk lubang
4.4. Penginjeksian Bahan Bahan Bakar Gas (Gas
Injection)
Pada kebanyakan turbin gas, bahan bakar gas
langsung di supply ke ruang bakar melalui nozzle.
Satu buah nozzle bahan bakar normal digunakan pada
ruang bakar tubular. Proses penyemprotan bahan
bakar dilakukan pada zona utama (primary zone) yang
kemudian disesuaikan dengan pola laju aliran udara
untuk menciptakan pembakaran.
Asalkan kepadatan energi bahan bakar gas yang
digunakan cukup tinggi (misalnya tidak kurang dari 6
MJ/m3), bahan bakar gas tidak memiliki masalah
khusus. Pembentukan jelaga dan nitrat oksida
merupakan satu masalah dari penggunaan bahan bakar
gas. Masalah utama adalah bahwa untuk mencapai
tingkat optimal dari pencampuran di zona
pembakaran. Tingkat pencampuran yang terlalu tinggi
menghasilkan batas stabilitas yang sempit, tetapi
tingkat pencampuran yang terlalu rendah dapat
membuat sistem rentan terhadap osilasi tekanan
pembakaran yang diinduksi (Arthur H.Lefebvre,
2010).
4.4.1. Perhitungan Saluran Udara Masuk zona
Primer Ruang Bakar
Perhitungan saluran masuk ruang bakar
diperlukan untuk memastikan kondisi stoikiometri
pada zona primer. Jumlah udara yang disuplai oleh
kompresor tidak semuanya digunakan untuk
pembakaran. Dimana 28% udara dialirkan ke zona
primer untuk proses pembakaran. AFR aktual pada
zona primer adalah 4,33 udara/kg bb. Kebutuhan udara
pada zona sekunder dan zona dilusi selanjutnya
disuplai oleh lubang-lubang dilusi. Untuk itu
diperlukan perhitungan luasan masuk udara pada liner.
15
Gambar 8 : Tipikal aliran dalam zona primer
(Arthur H.Lefebvre, 2010)
Diasumsikan bahwa tidak ada udara yng
mengalir ke zona primer melalui lubang dilusi, maka:
DPz = DMan x 28%
= 68 mm x 28%
= 19.04 mm
Dimana:
DPz = Diameter masuk liner (mm)
DMan = Diameter penampang sebelum
liner (mm)
4.5. Efisiensi Pembakaran
Efisiensi ruang bakar dapat dicari dengan
melihat grafik kurva untuk desain ruang bakar
konvensional seperti yang tampak pada gambar 4.10.
Dimana ϴ dapat dicari dengan rumah:
ϴ = P02a1,75 . Aref. Dref
0,75 .
exp(T02a/300)/mu………………….[lit 9 hal 161]
= (1,405 . 105)1,75 . (0,00159) . (0,0449)0,75
. exp(320,18/300)/0,0514
= 1,64 . 107
Maka berdasarkan gambar dibawah ini untuk
ruang bakar jenis tubular diperoleh efisensi
pembakaran adalah 76%.
Gambar 9 : Grafik desain untuk ruang bakar
konvensional (Arthur H.Lefebvre, 2010)
Kesimpulan dan Saran
a) Kesimpulan
Dari hasil perhitungan perencanaan mikro gas
turbin ini, maka dapat dibuat kesimpulan sebagai
berikut:
1. Ruang bakar
- Tipe ruang bakar: Single can tubular
- Jumlah ruang bakar: 1 buah
- Laju aliran udara total: 0.257 kg/s
- Laju aliran bahan bakar: 0,0166 kg bb/s
- LHV bahan bakar: 18.167,6 kJ/kg
- Diameter selubung (Casing): 0,0987 m
- Diameter tabung api (Liner): 0,086 m
- Panjang tabung api: 0,24 m
- Tebal liner: 0.35 mm
- Tebal selubung (Casing): 22,2 mm
- Diameter efektif lubang (hole)
pendinginan liner: 0,00119 m
- Diameter aktual lubang (hole)
pendinginan liner: 0,00147 m
- Sudu jet laju aliran udara ke dalam liner:
78°
- Efisiensi ruang bakar: 76 %
- Material tabung api (Liner): Austenite
stainless steel tipe AISI 310
- Material selubung (Casing):
Martensintic stainless steel tipe 410
- Material transition pieces: Austenite
stainless steel tipe AISI 310
2. Nozel Bahan Bakar
Diameter orifis/jet (do): 2,8 mm
3. Perpindahan Panas
- Laju perpindahan panas pada zona utama
(Primary Zone) ke annulus = 620,52 W
- Laju perpindahan panas pada zona kedua
(Secondary Zone) ke annulus = 139,71
W
- Laju perpindahan panas pada zona dilusi
(Dilution Zone) = 592,62 W
4. Sistem Pelumas
- Diameter masuk pelumas ke
turbocharge: 12,6 mm
- Diameter keluar pelumas dari
turbocharge: 20 mm
- Volume pelumas: 701.660 mm3 = 0,7
Liter
- Putaran motor pompa: 1800 Rpm
5. Sistem Starter
- Putaran efektif sistem starter: 18392,38
Rpm
- Putaran aktual maksimum motor starter:
20.000 Rpm
- Jenis Motor Starter: Motor DC 12 Volt
6. Sistem Penyala
- Tipe Pembangkit: Sistem DC
Mekanisme Trembler/Platina
- Tegangan input: 12 Volt
- Daya output busi: 0.027 Joule
- Frequensi penyala: 3 kali per detik
- Rasio reduksi: 1:10
16
- Jumlah gigi gear reduksi 1 (Driver):10
buah
- Jumlah gigi gear reduksi 2 (idle): 50
buah
- Jumlah gigi gear reduksi 3 (Driven): 100
buah
7. Daya Output Generator : 20 KW
b) Saran
1. Posisi penyala (spark plug) sangat
berpengaruh dalam pembakaran, sebaiknya
dilakukan pengujian pada beberapa posisi
penyala. Letak penyala secara akurat didapat
dari pengujian karena banyak faktor yang
mempengaruhi posisi terbaik penyala.
2. Pada proses produksi liner, mengingat jika
disesuaikan dengan perhitungan. Tebal liner
hanya 0,35. Jika kemampuan produksi
terbatas dapat dilakukan perhitungan ulang
yang disesuaikan dengan luasan ruang bakar.
3. Diperlukan analisa Computational Fluid
Design (CFD) untuk menganalisa lebih lanjut
sebelum hasil perancangan ini dibuat guna
mengevaluasi tiap titik aliran terutama pada
zona ruang bakar.
4. Untuk mengurangi tebal selubung dapat
menggunakan Thermal Insulator sebagai
pengambat panas keluar dari ruang bakar ke
lingkungan dan pengurangan penggunaan
material selubung.
5. Diperlukan perancangan lebih lanjut untuk
sistem pembangkit pengapian yang dapat
disesuaikan putaran turbin yang berpengaruh
pada flame speed.
6. Diperlukan pengujian kualitas dari
turbocharge yang digunakan. Karena
turbocharge sangat berpengaruh dalam
efisiensi siklus MGT. Terutama pada
kemungkinan gaya gesek poros.
Daftar Pustaka
Arismunandar, W. (2002). Turbin Gas dan
Motor Propulsi. Bandung: ITB.
Arthur H.Lefebvre, D. R. (2010). Gas Turbine
Combustion. London: CRC Perss.
Boyce, M. P. (1990). Gas Turbine Engineering
Handbook, Second Edition. United Kingdom: Gulf
Professional Publishing.
Catterpilar. (2012). Lubrication Unit 3406.
California: Catterpilar.
Cheremisinoff, P. a. (1981). Biogas production
& utilization. US: Ann Arbor Science.
Faiz. (2009, 11 6). Racing Empire. Retrieved
from Wordpress: http://469racing.wordpress.com/
Frank P. Incopera, D. P. (1981). Heat Transfer.
Canada: Jhon Willey and sons, Inc.
H. Cohen, G. R. (1987). Gas Turbine Theory.
Third Edition. New York: Jhon Willey & Sons.
Harman, R. T. (1981). Gas Turbine
Engineering Application. London: The Macmillan
Press Ltd.
Jong Joon Lee, J. E. (2007). Peformance Test
and Component Characteristic Evaluation of Micro
Gas Turbine. Journal of Mechanical Science and
Technology, 141-152.
Krishnan, R. (2001). Electric Motor Drivers.
Virginia: Prentice Hall.
Martin, D. O. (2009). Rancangan Ruang Bakar
Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan
Daya 21 MW. Skripsi, 1-111.
Muhamad Abduh, B. W. (2007). Sistem
Informasi Kinerja Industri Konstruksi Indonesia:
Kebutuhan Akan Benchmarking dan Integrasi
Informasi. Konferensi Nasional Teknik Sipil, 1.
Mursyid, A. (2012). Analisis Unjuk Kerja
Kompresor Sentrifugal Pada Turbin Gas Mikro Proto
X-2. Skripsi, 1.
Nugraha, T. A. (2012). Modifikasi Engine
Berbahan Bakar Premium Menjadi Berbahan Bakar
Biogas Sebagai pembangkit Listrik. Skripsi, 5-20.
Stallcup, J. G. (1990). Motors and Transformer.
Quincy: American Technical Publisher.
Sularso, I. M. (1983). Pompa dan Kompresor.
Tokyo: PT. Pradnya Paramita.
W.P.J Visser, S. A. (2011). Development of a 3
kW Microturbine for CHP Applications. Journal of
Engineering for Gas Turbines and Power, 133.
Gambar Desain :
Gambar 10 : Hasil Perancangan
17
18
19
20
21
22
23
24
25
PERSONAL PARTICULAR
Name : Selly Riansyah
Gender : Male
Date of birth : Ponorogo, August 26th 1992
Nationality : Indonesian
Religion : Islam
Marital status : Single
Address : Perum. Bumi Asri Sengkaling Blok J9, Malang, Jawa Timur Indonesia
Email : sellyriansyah@gmail.com
Mobile : +6281333178424
OBJECTIVE
Seeking a position as an engineer / project engineer where extensive experience will be
further developed and utilize.
WORK EXPERIENCE
DESA KEMASAN TANI MOJOKERTO February 2012 -
June 2012
Freelance Biogas Project
Drafting model and reactor construction
Project supervising
Engine modification. Gasoline to biogas.
Ensure the reactor can producing gas
Make a guide book for owner
26
DESA SIDOWAYAH MAGETAN
January 2012
Freelance Biogas Project
Drafting model and reactor construction
Project supervising
Ensure the reactor can producing gas
Make a guide book for owner
CV. DINOYO ENGINEERING October 2012 –
December 2012
Freelance Drafter
Develop detailed mechanical design with standard
Detail drawings
Convert IDW files to DWG files. Updating the resulting DWG files to match the
original IDW files
Manage electronic information in an effective and clear manner to allow all
project personnel to access and understand the relevance of the information
DESA SUKOMULYO MALANG
February 2013
Freelance Biogas Project
Drafting model and reactor construction
Project supervising
Ensure the reactor can producing gas
Make a guide book for owner
DESA KELATAKAN SITUBONDO
February 2014
Freelance Biogas Project
Drafting model and reactor construction
Project supervising
Ensure the reactor can producing gas
27
Make a guide book for owner
QUALIFICATIONS
Work well independently and good as team work
Trustworthy and hard worker
Good Responsibility as well as project manager
Competent with most of Microsoft OfficeTM tools (WordTM, ExcelTM,
PowerPointTM, and ProjectTM)
Experience with engineering programs (AutocadTM, InventorTM, CatiaTM, and
SolidworksTM)
Good organizational and interpersonal skill
Fluent in English (oral and written)
EDUCATIONAL BACKGROUND
Mechanical Engineering September 2010 – February
2014
University of Muhammadiyah Malang
Bachelor of Engineering, Mechanical Engineering
Obtained the bachelor degree with Cumlaude GPA 3,73 (Scale 4,0)
SOCIAL SKILLS
Good ability to adapt on multicultural environment, gained through my experience
since my studying and also in my work experience, where people come from different areas
and have different cultures to each other.
ORGANIZATIONAL
Public Relation of Asrama Mahasiswa Pemerintah Kalimantan Timur (2011-
2012)
Public Relation of International Language Forum Malang (2011-2012)
Member of Robotic Team (2012-2013)
Biogas Research Coordinator of Central Energy and Environment Development
UMM (2012-2013)
Chairman LSO Automotive UMM (2013-2014)
Chairman Assistant of Autodesk Laboratory MATC (2012-2013)
COURSE & TRAINING
28
Autocad 2011 (2D&3D Modeling) Course Training (2011)
Inventor 2011 (3D&Structural Analysis) Course Training (2011)
English for Specific Purposes/Toefl (2012)
Robotic Course (2012)
Rigging Plan Course (2013)
BBG Installation Training on Program Diversifiksi BBM ke BBG Kementrian
ESDM at Surabaya (2013)
Rigging Engineer Training at PT. Jurong Engineering Lestari on PLTP Patuha
Project (2013)
ADDITIONAL
I have AutoCAD professional drafter certification from Badan Nasional
Sertifikasi Profesi Republik Indonesia. Certificate Number 28126 7212 0020173
2013.
I have awaiting of two patents registration related biogas engine to the Indonesian
director general of intellectual property rights
INTEREST
Traveling, futsal, Drifting, Race and Work Challenge.
Additional Information and reference will be provide upon request.
Sincerely,
Selly Riansyah
29
30
31
32