54f68d470cf21d8b8a5cc6d7

PENENTUAN GEOMETRI ROTOR DAN ANALISISPARAMETER KINERJA TURBO-EKSPANDER RADIAL

UNTUK SISTEM SIKLUS RANKINE ORGANIK

TESISKarya tulis sebagai salah satu syarat

untuk memperoleh gelar Magister dari

Institut Teknologi Bandung

Oleh:

MAULANA ARIFINNIM: 23111032

Program Studi Magister Teknik Mesin

INSTITUT TEKNOLOGI BANDUNG2014

PENENTUAN GEOMETRI ROTOR DAN ANALISISPARAMETER KINERJA TURBO-EKSPANDER RADIAL

UNTUK SISTEM SIKLUS RANKINE ORGANIK

TESIS

Oleh:


Program Studi Teknik Mesin

Institut Teknologi Bandung

MenyetujuiTim Pembimbing

Tanggal 23 September 2014

Pembimbing I

Prof. Dr. Ir. Ari Darmawan PasekNIP. 19590507 198702 1001

Pembimbing II

Dr. Budi PrawaraNIP. 19720530 199703 1001

iABSTRAKPENENTUAN GEOMETRI ROTOR DAN ANALISIS

PARAMETER KINERJA TURBO-EKSPANDER RADIALUNTUK SISTEM SIKLUS RANKINE ORGANIK

Oleh:


Program Studi Teknik Mesin

Dalam beberapa tahun terakhir, karena kelayakan dan kehandalannya, SiklusRankine Organik (ORC) telah menjadi perhatian yang luas dan menjadi subjekpenelitian. Pada sistem ORC, komponen ekspansi atau ekspander merupakankomponen yang sangat berpengaruh pada tinggi rendahnya performa yangdihasilkan. Tesis ini membahas desain turbo-ekspander radial untuk sistem ORC.Tahapan desain terdiri dari desain awal dan desain detail dengan metodeparametrik pada beberapa fluida kerja (R134a, R143a, R245fa, n-Pentane, danR123) untuk menentukan geometri dan estimasi awal performa dari rotor turbo-ekspander radial. Setelah itu, dilakukan juga studi numerik pada daerah aliranfluida dalam rotor turbo-ekspander radial dengan R134a dan R123 sebagai fluidakerja. Analisis dilakukan dengan menggunakan Computational Fluid Dynamics(CFD) ANSYS Multiphysics pada dua model gas real, k-epsilon dan SST (shearstress transport). Dari hasil analisis ini diperoleh perbandingan bilangan Mach,distribusi tekanan, kecepatan dan temperatur sepanjang bilah rotor turbo-ekspander radial serta estimasi performa pada berbagai kondisi operasi.Pada analisis dengan menggunakan metode parametrik, pada laju aliran massa 0,4kg/s, temperatur inlet 373 K, tekanan inlet 5 bar, putaran rotasional 15000 rpm,koefisien beban () 0,90 dan koefisien aliran () 0,30 dihasilkan diameter rotor(r4) untuk fluida kerja R134a, R123, R145fa, R143a, dan nPentane secaraberurutan yaitu 100 mm, 93 mm, 91 mm, 101 mm, dan 104 mm. Sedangkanperforma yang dihasilkan masing-masing yaitu sebesar 10 kW, 7,7 kW, 7,4 kW,

ii

9,2 kW, dan 9,6 kW, dengan efisiensi total-to-static (ts) masing-masing sebesar0,71, 0,66, 0,66, 0,70 dan 0,71.Pada analisis CFD dengan jumlah grid 250000 (fine grid), model gas real SSTpada keadaan steady, laju aliran massa 0,4 kg/s, putaran rotasional 15000 rpm,tekanan inlet rotor sebesar 5 bar, dan temperatur inlet 373 K, fluida kerja R134amenghasilkan daya sebesar 6,7 kW, dan fluida kerja R123 menghasilkan dayasebesar 5,5 kW. Setelah didapatkan geometri dan performa rotor turbo-ekspanderradial, proses selanjutnya yaitu pembuatan prototipe rotor menggunakan mesin 3Drapid prototyping SLM (Selective Laser Melting). Hasilnya menunjukan rotordengan material Alumunium Silicon Powder (AlSi) dapat dibuat dengan baiksesuai geometri perancangan dalam waktu 4 jam dengan total biaya 12 juta rupiah.Perbandingan antara hasil analisis parametrik dan CFD menunjukan performayang berbeda. Perbedaan disebabkan karena pada analisis CFD sudah melibatkanmodel gas real SST sehingga aliran turbulensi dapat diprediksi pada rotor turbo-ekspander radial. Sedangkan pada analisis parametrik, perhitungan aliranturbulensi yang terjadi diabaikan.

Kata kunci : Organic Rankine Cycle, Turbin radial, Geometri rotor,Computational Fluid Dynamic, Selective Laser Melting

iii

ABSTRACTDETERMINATION ROTOR GEOMETRY AND ANALYSISPERFORMANCE PARAMETERS OF TURBO-EKSPANDER

RADIAL FOR ORGANIC RANKINE CYCLE SYSTEMBy:


Study Program: Mechanical Engineering

In recent years, due to the feasibility and reliability, Organic Rankine cycle (ORC)has become widespread attentions and researches. In the ORC systems,component expanders is highly influential component in resulting high and lowperformance. This thesis discusses the design of radial turbo-expanders for ORCsystems. Design phase consists of preliminary design and detailed design withparametric methods on several working fluid (R134a, R143a, R245fa, n-Pentane,and R123) to determine geometry and initial estimate of the performance turbo-expander rotor radial. After that, a numerical study is carried out in area of fluidflow turbo-expander rotor radial with R134a and R123 as the working fluid.Analysis were performed using Computational Fluid Dynamics (CFD) ANSYSMultiphisycs on two real gas model, the k-epsilon and SST (shear stresstransport). The results analysis shows comparative of Mach number, thedistribution of pressure, velocity and temperature along the rotor blade radialturbo-expanders and estimate performance on a variety of operating conditions.Analysis using parametric methods with mass flow rate 0,4 kg/s, inlet temperature373 K, inlet pressure 5 bar, 15000 rpm, load coefficient () 0,90 and flowcoefficient () 0,30 resulting rotor diameter (r4) for the working fluid R134a,

R123, R145fa, R143a, and n-Pentane are 100 mm, 93 mm, 91 mm, 101 mm, and104 mm. While, the resulting performance of each are 10 kW, 7,7 kW, 7,4 kW,

9,2 kW and 9,6 kW, with total efficiency-to-static (ts) 0,71, 0,66, 0,66, 0.70 and0,71.

iv

CFD analysis with grid 250000 (fine grid), real gas model SST at steady state,mass flow rate 0.4 kg/s, 15000 rpm, inlet pressure 5 bar, and inlet temperature373K, working fluid R134a produces power of 6,7 kW, and R123 produces powerof 5,5 kW. After geometry and performance obtained, the next process ismanufacture of rotor prototype using a 3D prototyping machine SLM (SelectiveLaser Melting). The results shows rotor with material Aluminum Silicon Powder(AlSi) can be made with either the appropriate geometry design within 8 hours.Comparison between results of parametric analysis and CFD analysis showsdifferent performance. The differences of CFD analysis has involved the real gasmodel SST turbulence, so that the flow can be predicted on the rotor radial turbo-expanders. While in parametric analysis, the calculation of flow turbulence thatoccurs ignored.

Keywords: Organic Rankine Cycle, Radial turbine, Geometri rotor,Computational Fluid Dynamic, Selective Laser Melting

vPEDOMAN PENGGUNAAN TESIS

Tesis S2 yang tidak dipublikasikan terdaftar dan tersedia di Perpustakaan InstitutTeknologi Bandung, dan terbuka untuk umum dengan ketentuan bahwa hak ciptaada pada pengarang dengan mengikuti aturan HaKI yang berlaku di InstitutTeknologi Bandung. Referensi kepustakaan diperkenankan dicatat, tetapipengutipan atau peringkasan hanya dapat dilakukan seizin pengarang dan harusdisertai dengan kebiasaan ilmiah untuk menyebutkan sumbernya.

Memperbanyak atau menerbitkan sebagian atau seluruh tesis haruslah seizinDirektur Program Pascasarjana, Institut Teknologi Bandung.

vKATA PENGANTAR

Syukur Alhamdullilah, penulis dapat menyelesaikan tesis di Program StudiTeknik Mesin Fakultas Teknik Mesin dan Dirgantara ITB. Tesis yang berjudulPenentuan Geometri Rotor dan Analisis Parameter Kinerja Turbo-Ekspander Radial Untuk Sistem Siklus Rankine Organik ini disusun dalamrangka memenuhi salah satu mata kuliah di Program Studi Magister Teknik Mesinyakni Tesis (MS 6090). Penyusunan tesis ini bertujuan untuk mengembangkandan juga menerapkan ilmu pengetahuan yang penulis peroleh di bangku kuliah.

Dalam menyusun tesis ini, Penulis banyak mendapat bantuan danbimbingan dari berbagai pihak. Dalam kesempatan ini penulis sampaikan terimakasih kepada:

1. Istri, Anak, Keluarga, dan Orang Tua atas doa dan dukungan penuhnyauntuk menyelesaikan tesis ini.

2. Prof. Dr. Ir. Ari Darmawan Pasek, dan Dr.Budi Prawara sebagaipembimbing penulis dalam menyelesaikan tesis ini.

3. Dr. Ir. Leonardo Gunawan, sebagai Ketua Program Magister dan DoktorFTMD ITB

4. Prof. Dr. Ir. Yatna Yuwana Martawirya, sebagai Dekan Fakultas TeknikMesin dan Dirgantara ITB

5. Dosen-dosen di Program Studi Magister Teknik Mesin atas bimbingannya.6. Teman-teman dan pegawai di Laboratorium Termodinamika Pusat

Rekayasa Industri ITB, Puslit Tenaga Listrik dan Mekatronik LIPI ataskerjasama, dukungan dan diskusi-diskusinyaPenulis menyadari bahwa tesis ini masih jauh dari sempurna. Karenanya,

penulis mengharapkan kritik dan saran yang bersifat membangun dari semuapihak demi kesempurnaan tesis ini. Penulis berharap tesis ini bermanfaat bagipenulis sendiri maupun bagi setiap pembaca. Akhir kata penulis mengucapkanterima kasih.

Wassalam,

Bandung, September 2014Penulis,

vi

DAFTAR ISI

KATA PENGANTAR ............................................................................................ v

DAFTAR ISI.......................................................................................................... vi

DAFTAR GAMBAR ........................................................................................... viii

DAFTAR TABEL................................................................................................. xii

NOMENKLATUR............................................................................................... xiii

Bab I Pendahuluan ............................................................................................... 1

I.1. Latar Belakang .......................................................................................... 1

I.2. Ruang Lingkup Pembahasan..................................................................... 2

I.3. Tujuan Penelitian ...................................................................................... 3I.4. Metodologi Penelitian............................................................................... 4

I.5. Sistematika Penulisan ............................................................................... 6

Bab II Dasar Teori................................................................................................. 7

II.1. Organic Rankine Cycle ............................................................................. 7

II.2. Pemilihan Fluida Kerja ..................................................................................11II.3. Turbo-Ekspander.............................................................................................17II.4. CFD (Computational Fluid Dynamic) .........................................................23Bab III Perancangan Radial Turbo-Ekspander ................................................... 30

III.1. Perancangan Awal .................................................................................. 30

III.2. Perancangan Detail ................................................................................. 44

Bab IV Proses Simulasi CFD Rotor Radial Turbo-Ekspander ........................... 53

IV.1. Data Awal ............................................................................................... 53

IV.2. Prosedur Simulasi ................................................................................... 55

vii

Bab V Hasil dan Analisis CFD Rotor Turbo-Ekspander ................................... 62

V.1. Analisis Pengaruh Jumlah Elemen Grid ................................................. 62

V.2. Simulasi dan Analisis Pengaruh Model Turbulensi................................ 66

V.3. Studi Fisik Aliran.................................................................................... 68

V.4. Proses pembuatan Rotor Radial Turbo-ekspander.................................. 80

Bab VI Kesimpulan dan Saran............................................................................ 83

VI.1. Kesimpulan ............................................................................................. 83

VI.2. Saran ....................................................................................................... 84

DAFTAR PUSTAKALAMPIRAN

viii

DAFTAR GAMBARGambar II.1 Skema siklus Rankine sederhana dengan aliran prosesnya ............... 6

Gambar II.2 Diagram P-h untuk siklus Rankine sederhana dengan superheat ...... 6

Gambar II.3 Perkembangan teknologi ORC dan aplikasinya ................................. 7

Gambar II.4 Diagram P-h untuk ORC dengan fluida kerja R245fa........................ 8Gambar II.5 Perbandingan diagram P-h antara siklus Rankine sederhana dan

Organic Rankine Cycle ............................................................................. 9

Gambar II.6 Diagram T-s untuk fluida wet, isentropic, dan dry........................... 11

Gambar II.7 Pemilihan fluida kerja berdasarkan tingkat temperatur sumberpanasnya.................................................................................................. 13

Gambar II.8 Klasifikasi fluida kerja pada sistem ORC berdasarkan leveltemperatur sumber panasnya................................................................... 13

Gambar II.9 Perbandingan kurva T-s untuk fluida kerja sistem ORC.................. 15Gambar II.10 Grafik perbandingan nilai ODP dan GWP fluida kerja .................. 16Gambar II.11 Komponen radial turbo-ekspander ................................................. 17

Gambar II.12 Diagram entalpi-entropi untuk radial turbo-ekspander .................. 18

Gambar II.13 Segitiga kecepatan pada rotor inlet dan outlet................................ 19

Gambar II.14 Grafik hubungan koefisien beban () dan koefisien aliran () ...... 20Gambar II.15 Kecepatan spesifik vs diameter spesifik......................................... 22

Gambar II.16 Proses desain rotor radial turbo-ekspander..................................... 28

Gambar III.1 Diagram alir perancangan awal turbo-ekspander............................ 29

Gambar III.2 Parameter geometri radial turbo-ekspander pada meridional-plane 31

Gambar III.3 Contoh hasil perhitungan kecepatan spesifik vs diameter .............. 32

Gambar III.4 Grafik laju aliran massa vs daya untuk masing-masing fluida kerja38Gambar III.5 Grafik kecepatan putaran rotasional vs diameter rotor untuk masing-

masing fluida kerja.................................................................................. 39

ix

Gambar III.6 Grafik koefisien beban vs efisiensi total-to-statik untuk masing-masing fluida kerja.................................................................................. 40

Gambar III.7 Grafik koefisien beban vs mach number untuk masing-masing fluidakerja......................................................................................................... 40

Gambar III.8 Grafik koefisien aliran vs efisiensi total-to-statik untuk masing-masing fluida kerja.................................................................................. 41

Gambar III.9 Grafik koefisien beban vs mach number inlet untuk masing-masingfluida kerja .............................................................................................. 42

Gambar III.10 Diagram alir perancangan detail turbo-ekspander ........................ 43

Gambar III.11 Input parameter untuk perancangan detail turbo-ekspader .......... 44

Gambar III.12 Properti fluida kerja R134a dengan model real gas Redlich-Kwonguntuk perancangan detail ........................................................................ 45

Gambar III.13 Grafik kecepatan spesifik vs diameter spesifik pada diagramcordier ..................................................................................................... 46

Gambar III.14 Kontur meridional rotor radial turbo-ekspander ........................... 47

Gambar III.15 Nilai segitiga kecepatan hasil perhitungan oleh perangkat lunakperancangan detail pada rotor radial turbo-ekspander ............................ 48

Gambar III.16 Hasil akhir rancangan detail rotor turbo-ekspander ...................... 49

Gambar IV.1 Rotor radial turbo-ekspander hasil perancangan............................. 50

Gambar IV.2 CFD setup untuk rotor radial turbo-ekspander ............................... 53

Gambar IV.3 Domain komputasi dari ANSYS TurboGrid untuk rotor radial turbo-ekspander ................................................................................................ 54

Gambar IV.4 Hasil meshing dari ANSYS TurboGrid untuk radial turbo-ekspander................................................................................................................. 55

Gambar IV.5 Hasil meshing blade untuk domain komputasi dari ANSYSTurboGrid untuk rotor turbo-ekspander.................................................. 55

Gambar IV.6 Hasil meshing elemen blade pada 50% span untuk domainkomputasi dari ANSYS TurboGrid untuk rotor radial turbo-ekspander 56

xGambar IV.7 Domain komputasi dari ANSYS CFX untuk rotor radia turbo-ekspander ................................................................................................ 58

Gambar V.1 Hasil jumlah masing-masing grid untuk model rotor radial turbo-ekspander ................................................................................................ 59

Gambar V.2 Pola aliran untuk model rotor radial turbo-ekspander dengan jumlahgrid yang berbeda (fluida kerja R123a pada putaran 20000 rpm) .......... 60

Gambar V.3 Grafik untuk model rotor turbo-ekspander dengan jumlah grid yangberbeda pada Fluida Kerja R123 (a) dan R134a (b) pada putaran 15000,20000, dan 30000 rpm ............................................................................ 61

Gambar V.4 Sejarah konvergensi komputasi dari ANSYS CFX untuk rotor radialturbo-ekspander dengan model FineGrid (250000)................................ 63

Gambar V.5 Kontur kecepatan untuk model turbulensi k-epsilon dan SST......... 64

Gambar V.6 Kontur kecepatan untuk aliran steady dengan variasi putaran rotor15000, 20000, dan 30000 rpm untuk fluida kerja R123 ......................... 66

Gambar V.7 Kontur tekanan untuk aliran steady dengan variasi putaran rotor15000, 20000, dan 30000 rpm untuk fluida kerja R123 ......................... 64

Gambar V.8 Kontur bilangan mach untuk aliran steady dengan variasi putaranrotor 15000, 20000, dan 30000 rpm untuk fluida kerja R123 ................ 68

Gambar V.9 Kontur kecepatan untuk aliran steady dengan variasi putaran rotor15000, 20000, dan 30000 rpm untuk fluida kerja R134a ....................... 69

Gambar V.10 Kontur tekanan untuk aliran steady dengan variasi putaran rotor15000, 20000, dan 30000 rpm untuk fluida kerja R134a ....................... 70

Gambar V.11 Kontur bilangan mach untuk aliran steady dengan variasi putaranrotor 15000, 20000, dan 30000 rpm untuk fluida kerja R134a............... 71

Gambar V.12 Kontur bilangan mach untuk aliran steady pada bilah leading edge(LE) dan trailing edge (TE) dengan variasi putaran rotor 15000 rpmuntuk fluida kerja R123 .......................................................................... 73

xi

Gambar V.13 Kontur bilangan mach untuk aliran steady pada bilah leading edge(LE) dan trailing edge (TE) dengan variasi putaran rotor 15000 rpmuntuk fluida kerja R134a......................................................................... 73

Gambar V.14 Kontur kecepatan untuk aliran steady pada bilah leading edge (LE)dan trailing edge (TE) dengan variasi putaran rotor 15000 rpm untukfluida kerja R123 dan R134a .................................................................. 73

Gambar V.15 Grafik distribusi tekanan untuk aliran steady pada rotor radial turbo-ekspander untuk fluida kerja R123 ......................................................... 74

Gambar V.16 Grafik distribusi tekanan untuk aliran steady pada rotor radial turbo-ekspander untuk fluida kerja R134a ....................................................... 74

Gambar V.17 Kontur bilangan mach untuk aliran steady pada rotor radial turbo-ekspander untuk fluida kerja R123 ......................................................... 75

Gambar V.18 Kontur bilangan mach untuk aliran steady pada rotor radial turbo-ekspander untuk fluida kerja R134a ....................................................... 75

Gambar V.19 Kontur kecepatan untuk aliran steady pada rotor full radial turbo-ekspander untuk fluida kerja R123 untuk 0, 15000, 20000,dan 30000 rpm................................................................................................................. 76

Gambar V.20 Kontur kecepatan untuk aliran steady pada rotor full radial turbo-ekspander untuk fluida kerja R134a untuk 0, 15000, 20000,dan 30000rpm .......................................................................................................... 76

Gambar V.21 Perbandingan daya yang dihasilkan rotor turbo-ekspander denganfluida kerja R123 dan R134a dengan ANSYS CFX............................... 77

Gambar V.22 Diagram alir proses pembuatan rotor radial turbo-ekspander untuksystem ORC ............................................................................................ 78

Gambar V.23 Mesin 3D Prototyping SLM (Selective Laser Melting) di PusatPenelitian Tenaga Listrik dan Mekatronik - LIPI ................................... 79

Gambar V.24 Rotor radial turbo-ekspander hasil perancangan dan pembuatan... 79

xii

DAFTAR TABEL

Tabel II.1 Daftar fluida kerja yang telah dipakai di industri penelitian (Cirincione2011) ......................................................................................................... 9

Tabel II.2 Rekomendasi fluida kerja untuk aplikasi sistem ORC (Bao & Zao2013) ....................................................................................................... 12

Tabel II.3 Perbandingan sifat fluida kerja untuk sistem ORC .............................. 14Tabel III.1 Data parameter input dan hasil perhitungan pada rotor inlet .............. 35

Tabel III.2 Data hasil perhitungan untuk rotor outlet dan performa rotor radialturbo-ekspander....................................................................................... 36

Tabel III.3 Data hasil perhitungan untuk performa rotor radial turbo-ekspander. 37

Tabel III.4 Data hasil perhitungan dimensi rotor untuk masing-masing fluida kerjapada ANSYS BladeGen.......................................................................... 48

Tabel IV.1 Data operasional untuk analisis CFD ................................................. 50

Tabel IV.1 Data properti fluida kerja untuk rotor radial turbo-ekspander............ 55Tabel V.1 Jumlah masing-masing grid untuk analisis CFD model rotor radial

turbo-ekspander....................................................................................... 57

Tabel V.2 Daya dan efisiensi yang dihasilkan untuk model rotor radial turbo-ekspander dengan jumlah grid yang berbeda (R123 dan R134a) ........... 58

Tabel V.3 Waktu komputasi dan jumlah iterasi pada model turbulensi untuk rotorradial turbo-ekspander ORC dengan fluida kerja R123 untuk putaranrotasional 20000 rpm .............................................................................. 60

xiii

NOMENKLATUR

Simbol KeteranganA Luas permukaanB Blockage, Tinggi Diffuser throatb Tinggi bilah (blade)C Kecepatan Absolutc ChordCD Koefisien DischargeCf Koefisien GesekCp Koefisien perpindahan panas pada tekanan konstanCv Koefisien perpindahan panas pada volume konstanCs Isentropic spouting velocityD Diameterd DiamaterDs Diameter spesifikE Modulus young elastisitaser Rasio ekspansih EntalpiK Konstan, total pressure loss coefficientk Specific heat ratioL Loss of kincetic energyl panjangM Bilangan mach (mach number)m massa Laju aliran massaN Kecepatan putarNs Kecepatan spesifikNu Nusselt NumberP Dayap TekananQ Kalor, laju aliran volumeR Gas konstanr Radius, rasio tekananRe Reynolds numbers EntropiT Temperaturt TebalU Kecepatan bladeV KecepatanW Kecepatan relatifWs Kerja spesifikZ Jumlah bladez Panjang aksial Sudut alir absolut Sudut alir relatif Sudut defiasi

xiv

Tip clearance Efisiensi Sudut arc blade Viskositas kinematikv Viskositas dinamik Densitas Stress Torsi Rasio kecepatan Koefisien aliran Kinetic energy loss coefficient Koefisien beban Kecepatan angularSubskrip0 Properti stagnasia Aksialb BladeC Kompresorc ClearanceD Diamaterh Hubi Inletm Meridional komponenmax Maksimummin MinimumN Noseln Komponen normalo Outeropt Optimump PassageR Rotorr Radial komponenrel Relatifref Nilai referensis isentropikT Total,turbint TipTE Trailing edgeth Termodinamikats Total-to-statiktt Total-to-totalx Aksial komponen Tengensial komponen

1Bab I Pendahuluan

I.1. Latar Belakang

Ketertarikan akan pemanfaatan low grade heat recovery semakinmeningkat secara dramatis pada sepuluh tahun terakhir ini seiring denganmeningkatnya masalah lingkungan seperti polusi udara, global warming,penipisan lapisan ozone, dan hujan asam yang disebabkan oleh percepatankonsumsi bahan bakar fosil. Sejumlah solusi baru telah diusulkan untukmenghasilkan pembangkit daya yang bersumber panas pada temperatur dantekanan rendah, serta telah terbukti dapat diaplikasikan diberbagai bidang sepertisolar thermal power, biological waste heat, engine exhaust gases, domesticboilers, dan lain sebagainya. Diantara solusi yang ditawarkan, untuk saat sekarangini sistem Organic Rankine Cycle (ORC) merupakan yang paling banyak diteliti.ORC setidaknya memiliki dua keuntungan, yaitu sebagai sebuah sistempembangkit daya, ORC memiliki komponen sederhana dan ketersediaankomponen yang cukup banyak di pasaran. Selanjutnya ORC juga menggunakanfluida kerja organik yang memiliki kinerja lebih baik dibandingkan air sebagaifluida kerja pada temperatur dan tekanan rendah.

Berbagai macam aplikasi ORC telah dikaji pada penelitian-penelitiansebelumnya. Seperti pada pemanfaatan waste heat recovery [1][2][3], solarenergy [4], kombinasi antara heat dan power (CHP) [5], geothermal [6], danpemanfaatan panas dari gas buang dari engine [7]. Dari hasil studi eksperimentaltersebut terlihat bahwa pada unit skala kecil ORC menunjukan performa yangmenjanjikan untuk pembangkit listrik skala kecil terutama pada remote area,karena ORC memiliki kehandalan, jangkauan daya output yang luas, ketersediaansuku cadang komponen yang luas, serta berkurangnya jumlah komponen yangberputar sehingga kontruksi ORC dapat lebih kompak dan lebih kecildibandingkan pada pembangkit listrik konvensional.

Kane et al. Telah melakukan penelitian pada ORC dengan mini-hybridsolar power plant yang terintegrasi antara solar concentrators, dan bio-dieselengine [8]. Pengaruh penggunaan fluida kerja HCFC-123 dan scroll expander

2menunjukan bahwa pada sumber panas dengan temperatur maksimum 1650C danefisiensinya mencapai 12%.

Pengaruh termodinamik properti fluida kerja pada performa sistem ORCtelah dikaji oleh Wang et al [9]. Pada penelitian tersebut performa beberapa darifluida kerja organik telah dianalisis dengan menggunakan model termodinamikapada perangkat lunak Matlab bersama dengan REFPROP. Hasilnya bahwa untukfluida kerja organik R11, R141b, R113 dan R123 menunjukan performatermodinamik sedikit lebih tinggi dibanding yang lain. Akan tetapi, R245fa danR245ca merupakan fluida kerja organik yang paling ramah lingkungan padaaplikasi engine waste heat-recovery.

Banyak peneliti yang telah fokus pada studi termodinamika dari siklusORC, dan pemilihan fluida kerja, dengan perhatian khusus pada efisiensipembangkit daya. Di sisi lain, relatif sedikit tulisan yang diterbitkan padaperancangan dan optimasi peralatan turbomachinery. Pada dasarnya, dalamrentang daya yang relevan (5-5000 kW) dua pilihan dapat diusulkan: yaitu, turbinaksial atau turbin radial (sering disebut turbo-ekspander). Opsi terakhir inidianggap lebih menarik, karena memungkinkan kinerja yang lebih baik pada skalalebih rendah. Oleh karena itu pengetahuan mengenai turbo-ekspander pada sistemORC memerlukan kajian lebih lanjut.

I.2. Ruang Lingkup PembahasanMasalah yang akan dibahas pada tesis ini meliputi perancangan awal yang

terdiri dari analisis segitiga kecepatan dan performa rotor radial turbo-ekspanderdengan kondisi operasi yaitu temperatur inlet rotor 800C-2000C, dan tekanan inlet1.5 10 bar dengan mengunakan beberapa fluida kerja (R134a, R143a, R245fa,N-Pentane, dan R123) sehingga menghasilkan prediksi geometri rotor yangmenghasilkan daya maksimal dengan kisaran 5-10 kW. Selanjutnya tahapperancangan detail terdiri dari rancangan geometri dari rotor radial turbo-ekspander sehingga menghasilkan model 3D yang dapat disimulasi CFD dandibuat prototipenya.

Perancangan detail menggunakan paket program ANSYS untukmendapatkan dimensi detail aerodinamik 3D rotor radial turbo-ekspander, dandisempurnakan oleh perangkat lunak CAD Solidworks. Selanjutnya dilakukan

3simulasi CFD menggunakan perangkat lunak Ansys-CFX untuk mendapatkanestimasi performa radial turbo-ekspander untuk aplikasi sistem ORC. Penentuandimensi rotor radial turbo-ekspander ditentukan melalui hasil analisis energidengan mempertimbangkan jumlah bilang mach dan analisis beban yang terjadipada rotor. Simulasi yang dilakukan pada tesis ini adalah menyelesaikanpersamaan-persamaan karakteristik dari komponen utama dari radial turbo-ekspander, yaitu rotor radial turbo-ekspander yang telah dirangkai membentuksistem ekspansi pada sistem ORC yang dapat menghasilkan daya sebesar 5-10kW.

I.3. Tujuan PenelitianTujuan umum dari penelitian ini adalah memperoleh geometri dimensi dan

estimasi performa turbo-ekspander radial untuk aplikasi sistem ORC yang ramahlingkungan dengan daya sebesar 5-10 kW. Sedangkan tujuan khusus daripenelitian yang dilakukan adalah:1. Memperoleh geometri dimensi radius rotor di bawah 250 mm dengan

perkiraan performa turbo-ekspander radial untuk aplikasi sistem ORC dengandaya sebesar 5-10 kW, dengan parameter performa yaitu laju aliran massa0,1-1,0 kg/s, kecepatan rotasional 5000-30000 rpm, temperatur inlet 800-2000C, dan tekanan inlet 1,5-10 bar.

2. Memperoleh performa turbo-ekspander radial uktuk aplikasi sistem ORCyang menggunakan fluida kerja R134a, R143a, R245fa, N-Pentane, danR123, dengan berbagai:

Tekanan inlet dan outlet turbo-ekspander radial.

Temperatur inlet dan otlet turbo-ekspander radial.

Nilai segitiga kecepatan dan bilangan Mach fluida kerja pada Turbo-ekspander radial.

3. Memperoleh perbandingan performa antara hasil analisis parametrik dananalisis CFD.

4I.4. Metodologi PenelitianDiagram alir metode penelitian yang dilakukan dapat dilihat pada Gambar

1.1. Langkah awal dalam penelitian ini adalah melakukan kajian fluida kerja sertapenentuan fluida kerja yang akan digunakan pada sistem ORC. Berbagaiperbandingan sifat termodinamika dan sifat ramah lingkungan menjadipertimbangan penting dalam menentukan jenis fluida kerja yang dipakai dalampenelitian.

Langkah selanjutnya adalah melakukan perancangan awal danperancangan detail untuk menentukan geometri dan perkiraan performa rotorturbo-ekspander radial menggunakan metode parametrik dan paket programpreliminary design ANSYS untuk radial turbin. Parameter performa yaitu lajualiran massa 0,1-1,0 kg/s, kecepatan rotasional 5000-30000 rpm, temperatur inlet800-2000C, dan tekanan inlet 1,5-10 bar, koefisien beban dan koefisien aliran 0,1-1,0. Hasil dari perancangan awal dan perancangan detail ditampilkan dalambentuk grafik yang menggambarkan hubungan berbagai variabel terhadapperubahan laju aliran massa, kecepatan rotasional, koefisien beban dan koefisienaliran.

Analisis aliran fluida pada rotor turbo-ekspander radial menggunakanprogram CFD ANSYS CFX. Analisis dibagi menjadi beberapa bagian yaituanalisis menggunakan berbagai jumlah elemen grid, analisis dengan model realgas k-epsilon dan SST, analisis dalam keadaan steady dengan berbagai putaranrotor yang berbeda. Hasil analisis menunjukan perkiraan performa dari rotorturbo-ekspander radial. Hasil analisis CFD kemudian dibandingkan dengan hasilperancangan awal dan perancangan detail dan ditampilkan dalam bentuk grafik.

Tahap selanjutnya adalah proses pembuatan prototipe rotor turbo-ekspander radial menggunakan mesin 3D prototyping SLM (Selective LaserMelting) menggunakan material Alumunium Silicon Powder (AlSi).

Sistematika kerja dalam penyelesaikan penelitian ini, penulis melakukanstudi pustaka dan analisis numerik untuk simulasi perancangan awal, perancangandetail, serta simulasi CFD rotor turbo-ekspander radial. Pada studi pustaka penulisberusaha mengumpulkan dan memahami data-data teoritis dari berbagai sumber,

5seperti: buku, paper, artikel, standar, dan penelusuran dari internet yangmenunjang dan relevan dengan topik yang dibahas.

Gambar 1.1 Diagram alir metode penelitian

Studi Pustaka

Kajian dan pemilihanfluida kerja

Perancangan awal dan perancangan detailuntuk menentukan geometri dan perkiraan

performa rotor turbo-ekspander radial

Analisis aliran fluida menggunakan ANSYSCFX untuk mendapatkan perkiraan performa

rotor turbo-ekspander radial

Pembuatan rotor turbo-ekspander radialmenggunakan mesin 3D prototyping SLM

(Selective Laser Melting)

Kesimpulan Penelitian

Mulai

Selesai

6I.5. Sistematika PenulisanPenulisan laporan tesis ini terbagi ke dalam enam bab. Bab I merupakan

pendahuluan yang berisi mengenai latar belakang, ruang lingkup pembahasan,tujuan penelitian, metodologi penelitian, sistematika penulisan.

Bab II berisi dasar-dasar teori dari sistem ORC dengan menggunakan fluidaorganik. Dasar teori ini mencakup pendahuluan pemilihan fluida kerja, siklusORC beserta aplikasinya, dan komponen-komponen pendukung siklus ORC.Selain itu akan dibahas mengenai perangkat lunak yang digunakan dalampenyelesaian tesis ini yaitu Microsoft Excel, Ansys-BladeGen, Ansys CFX, danSolidworks.

Penentuan dimensi stator dan rotor turbo-ekspander akan dibahas padaBab III. Bab ini membahas perancangan awal dan perancangan detail dengankondisi operasi yang digunakan untuk penentuan dimensi rotor radial turbo-ekspander. Hasil penentuan dimensi berupa gambar desain rotor radial turbo-ekspander akan ditunjukan pada bab ini. Selain itu, analisis kondisi aliran padarotor akan menjadi bahasan pada bab ini.

Bab IV berisi mengenai tahapan dan prosedur proses simulasi CFD padarotor radial turbo-ekspander

Bab V berisi mengenai hasil simulasi CFD pada rotor radial turbo-ekspander menggunakan fluida kerja R134a dan R123 yang terdiri dariperbandingan jumlah elemen grid, perbandingan dua model turbulensi k epsilondan SST, serta studi fisik aliran yang dihasilkan oleh rotor radial-turbo-ekspander.

Bab terakhir yakni Bab VI berisi mengenai kesimpulan disertai dengansaran-saran mengenai tesis ini. Kesimpulan pada bab terakhir ini akan berisimengenai hasil akhir yang didapat dari tesis ini. Selain itu, saran-saran selamamelaksanakan tesis akan ditulis pada bab ini.

7Bab II Dasar Teori

II.1.Organic Rankine CyclePengembangan sistem siklus rankine dengan memanfaatkan bahan bakar

fosil merupakan metode yang masih dominan untuk saat ini. Seperti yang telahdiketahui, percepatan konsumsi bahan bakar fosil telah menyebabkan banyakmasalah yang serius pada lingkungan seperti polusi udara, global warming,penipisan lapisan ozone, dan hujan asam [10]. Cara efektif untuk memanfaatkanenergi pada temperatur rendah dan menengah yang pada saat ini belumberkembang dengan baik merupakan salahsatu solusi untuk mengurangikekurangan energi dan masalah pencemaran lingkungan.

Secara umum Siklus Rankine sederhana mempunyai 4 proses seperti yangterlihat pada Gambar 2.1 dan diagram P-h (pressure-entalphy) pada Gambar 2.2.Proses 1-2 merupakan proses kompresi pada pompa. Proses 2-3 proses vaporasipada boiler. Proses 3-4 proses ekspansi pada turbin. Proses 4-1 proses kondensasipada kondensor.

Gambar 2.1 Skema Siklus Rankine sederhana dengan aliran prosesnya.

Gambar 2.2 Diagram P-h untuk Siklus Rankine sederhana dengan superheat.

Evaporator/Penukar Kalor

(Heat Exchanger)Turbo-ekspander

cairuap

2 3

KondensorPenukar Kalor

(Heat Exchanger)

Aliran Panas

Aliran Dingin

Pompa

Generator1 4

Teka

nan

(M

pa)

Entalpi (kJ/Kg)

8Organic Rankine Cycle (ORC) telah dipelajari baik secara teori [11]maupun ekperimental [12] sejak tahun 1970-an, dengan hasil efisiensinya dibawah 10 % untuk sistem skala kecil. Studi eksperimental umumnyamenggunakan vane ekspander [13] dan fluida kerja dengan nilai ODP (OzoneDepleting Potential) yang masih tinggi, seperti refrigerant R11 dan R13. AplikasiORC yang sudah komersial pertamakali muncul di akhir tahun 1970-an dan tahun1980-an dengan pembangkit tenaga listrik skala menengah yang dikembangkanuntuk geothermal (panas bumi) dan energi surya. Gambar 2.3 menunjukkanperkembangan ORC dari tahun ke tahun dan aplikasi sistem ORC pada Biomassa,Solar Energy, Geothermal, dan Wast Heat.

Gambar 2.3 Perkembangan teknologi ORC (a) dan aplikasinya (b) [14]

Saat ini lebih dari 200 pembangkit telah teridentifikasi, dengan lebih dari1800 MW yang telah terpasang, dan jumlah ini terus bertambah dengan kecepatanyang lebih cepat dari tahun-tahun sebelumnya. Sebagain besar pembangkit yangterpasang untuk aplikasi CHP (Combined Heat and Power) biomassa, diikutikemudian oleh geothermal dan aplikasi WHR (Waste Heat Recovery). Namunperlu dicatat bahwa aplikasi sistem pembangkit daya pertama yang terpasangadalah aplikasi pada sistem geothermal. [15]. Tata letak sistem ORC lebihsederhana dibandingkan dengan sistem siklus Rankine, dimana tidak ada drumuap air yang terhubung dengan boiler dan ORC menggunakan penukar panastunggal yang dapat digunakan untuk melakukan tiga fase proses evaporasi :

Dayaterpasang

Proyekteridentifikasi

Day

a te

rpas

ang

(MW

)

Jum

lah

projec

t ter

iden

tifik

asi

Solar

Biomassa

Waste Heat

Geothermal

9preheating, penguapan, dan superheating. Variasi pada siklus ORC juga terbatas,seperti reheating dan turbine bleeding secara umum tidak cocok. Akan tetapi,recuperator dapat dipasang sebagai liquid preheater diantara keluaran pompa dankeluaran ekspander, seperti terlihat diagram P-h (Pressure-entalphy) untuk sistemORC yang menggunakan fluida kerja R245fa pada Gambar 2.4.

Gambar 2.4 Diagram P-h (pressure-entalphi) untuk Organic Rankine Cycledengan fluida kerja menggunakan R245fa [14].

Secara umum siklus ORC sangat mirip dengan siklus uap tradisional.Fluida organik secara berturut-turut dipompa, menguap, kemudian diekspansi, dandikondensasi. Siklus ORC dengan recuperator mengambil keuntungan dari sisapanas setelah proses ekspansi untuk memanaskan fluida kerja setelah dipompa.Proses ini memungkinkan mengurangi jumlah panas yang dibutuhkan untukmenguapkan fluida kerja di dalam evaporator. Gambar 2.5 menunjukkanperbandingan diagram P-h antara Siklus Rankine sederhana dengan ORC, terlihatbahwa siklus ORC memiliki kondisi operasi temperatur dan tekanan yang rendahsehingga cocok untuk diaplikasikan di daerah terpencil atau remote area.

Teka

nan

(M

pa)

Entalpi (kJ/Kg)

10

Gambar 2.5 Perbandingan diagram P-h antara Siklus Rankine sederhana danOrganic Rankine Cycle [14]

Saat ini telah banyak penelitian dilakukan mengenai pengaruh pemilihanfluida kerja untuk aplikasi Siklus Rankine. Fluida kerja yang dikaji diantaranyaammonia, chlorofluorocarbons, hydrofluorocarbons, carbon dioxide dan lain-lainnya. Banyak fluida yang memiliki sifat thermo fisik yang baik, akan tetapitidak dipakai dikarenakan oleh sifatnya yang mudah terbakar, beracun,ketersediaan yang terbatas, harga yang terlalu tinggi, atau mempunyai dampakyang buruk terhadap lingkungan. Tabel 2.1 merupakan contoh fluida kerja yangpada saat ini sudah digunakan di industri atau masih dalam penelitian.

Tabel 2.1 Daftar fluida kerja yang telah dipakaidi industri dan bidang penelitian [16]

Perusahaan / Penelitian Fluida Kerja Daya keluaranOrmat Isobutane 11,3 MWTurboden Solkatherm 1-7 MWCryostar R245fa, R134a 500 kW-12 MWPratt and Whitney R245fa 280 kWGeneral Electric R245fa 125 kWFree Power, UK n-Hexane 120 kWTri-O-Gen Toluene 60-165 kWNelson, Cummins nPentane 60 kWTeng, AVL Ethanol 11,6 kWElectratherm R245fa 65 kWEner-g-rotors R143a 40-60 kWInfinity Turbine R245fa 10-30 kWOomori dan Ogino, Toyota R123 400 W

Teka

nan

(M

pa)

Entalpi (kJ/Kg)

ORC: fluida kerjaR245fa

Fluida Kerja : Air

11

II.2 Pemilihan Fluida KerjaPemilihan fluida kerja adalah kunci penting dalam organic rankine cycle.

Karena memiliki temperatur rendah, inefisiensi perpindahan panas sangat tinggi.Fluida harus memiliki termodinamik properti yang optimum pada temperatur dantekanan yang rendah dan juga harus memenuhi beberapa kriteria sepertiekonomis, tidak beracun, tidak mudah terbakar, dan ramah lingkungan. Berbedadengan karakteristik siklus termodinamika lainnya, seperti Siklus KompresiRefrigerasi (kondisi kerja diketahui), dan Siklus Kalina (komposisi fluida kerjatelah ditentukan meskipun fraksi massa berbeda), pemilihan fluida kerja padasistem ORC lebih rumit karena alasan berikut :

1. Kondisi kerja dan jenis sumber panas dari ORC sangat luas, darisumber panas bertemperatur rendah sekitar 800C (geothermal, solarcollector) sampai sumber panas bertemperatur tinggi 5000C(biomassa).

2. Kecuali untuk beberapa zat yang mempunyai temperatur kritis terlalutinggi atau terlalu rendah, ratusan zat dapat digunakan sebagaikandidat fluida kerja sistem ORC, termasuk hydrocarbons, ethers,perfluorocarbons, CFCs, alcohols, siloxane, dan inorganics.

Fluida kerja dapat dikatogerikan berdasarkan kurva uap jenuhnya, yangmerupakan karakteristik penting pada fluida kerja di sistem ORC. Karakteristikini berpengaruh pada penerapan fluida kerja, efisiensi siklus, dan pengaturanperalatan dari pembangkit daya. Seperti terlihat pada Gambar 2.6 secara umumterdapat tiga tipe kurva uap jenuh pada diagram T-s (Temperature-entropy). Dryfluid dengan kemiringan positif, wet fluid dengan kemiringan negatif, danisentropik fluid.

Entropi, s

2T1

T21

Cairan jenuh Uap jenuh

a

Tem

pera

tur,

T

P1

P2

Uap Superheated

Uap jenuhCairan jenuh

CairanSubcooled

Cairan + Uap

CairanSubcooled Cairan + Uap

Uap Superheated

Uap jenuhCairan jenuh

13

Tabel 2.2 Rekomendasi fluida kerja pada aplikasi sistem ORC [17]Aplikasi Temperatur

SumberPanas(0C)

TemperaturEvaporasi

(0C)

TemperaturKondensasi

(0C)

Rekomendasi FluidaKerja

WHR - 67-287 20 Benzene

WHR 327 - 20-60 p-Xylene

WHR - 80-110 35-60 R123,R124

WHR - 100-210 25 R113

WHR 145 80-140 20 R236ea

WHR 140 - 27 R123

WHR 470 96-221 35 Benzene

WHR 100-250 80-230 30 Benzene,n-pentane,touluene,n-octane

WHR 250-500 - 85 Toluene, n-dodecane,for 5000C

WHR 85 55-80 25 Butane,R145fa,R141b,R143a

WHR 150 - 20 R114,R245fa,R610a,R60,R113,R123

WHR 327 - 27-87 R245fa, R245ca

Geothermal 80-115 65-100 25 Propene

Geothermal 70-90 - - Ammonia

Geothermal 120 100 30 RE134, R601,RE245,R600,

Geothermal 91,1 - 28 R610a, R610

Biomassa - 250-350 90 Butylbenzene

Biomassa - 170 50 Ethanol

Solar Energi - 60-150 35 R134a,

Solar Energi - 120-150 15 R245fa

Solar Energi 60-160 55-155 30 Hexane, R227ea

14

Berdasarkan Wang et al. [9], optimal pemilihan fluida kerja berdasarkantingkat temperatur sumber panasnya ditunjukan pada Gambar 2.7. sedangkanVelez et al. [14] membagi fluida kerja untuk sistem ORC menjadi tiga kelas yaitufluida kerja refrigerant, hydrocarbons, dan siloxanes, seperti ditunjukkan padaGambar 2.8.

Gambar 2.7 Optimal pemilihan fluida kerja berdasarkan tingkat temperatursumber panasnya. [9]

Gambar 2.8. Klasifikasi fluida kerja pada sistem ORC berdasarkan leveltemperatur sumber panasnya. [14]

Adapun persyaratan refrigeran sebagai fluida kerja ORC yaitu :1. Tekanan penguapan harus tinggi. Sebaiknya refrigeran memiliki

temperatur penguapan dan tekanan penguapan yang lebih tinggi, sehinggadapat dihindari kemungkinan terjadinya vakum pada evaporator.

Kenaikan Temperatur

Refrigeran Hidrokarbon Siloksane

Tem

pera

tur

[0 C]

15

2. Tekanan pengembunan tidak terlampau tinggi. Apabila tekananpengembunannya rendah, maka tekanan kerjanya lebih rendah sehinggabekerja lebih aman karena kemungkinan terjadinya kebocoran, ledakan,kerusakan lebih kecil.

3. Kalor laten penguapan harus tinggi. Refrigeran yang memiliki kalor latenpenguapan yang tinggi lebih menguntungkan karena untuk kapasitasrefrigeran yang sama, jumlah refrigeran yang bersirkulasi menjadi lebihkecil.

4. Konduktivitas termal tinggi sangat penting untuk menentukan karakteristikperpindahan kalor.

5. Viskositas yang rendah dalam fasa cair maupun fasa gas. Dengan turunnyatahanan aliran refrigeran dalam pipa, kerugian tekanan akan berkurang.

6. Refrigeran tidak boleh beracun, dan berbau.7. Refrigeran tidak boleh mudah terbakar dan meledak.8. Refrigeran harus mudah dideteksi jika terjadi kebocoran.9. Harganya tidak mahal dan mudah diperoleh.

Tabel 2.3 Perbandingan sifat fluida kerja untuk sistem ORC

Fluida Kerja R134a R143a R245fa n-Pentane R123Formula CH2FCF3 CF3CH3 CF3CH2CHF2 C5H12 CHCl2CF3Berat molekul 102 84 134 72 153Boiling T, 0C -26,3 -47,09 15,3 36,0 27,8T kritis, 0C 101,5 72,86 157,5 196,5 183,7P kritis, MPa 4,06 3,76 3,64 3,36 3,66Panas Laten 155,4 kj/kg 177,1 kj/kg 349 kj/kg 168,4 kj/kgODP 0 0 0 0 0,02-0,06GWP 1300 4300 1030 20 120Flammable,AIT NF770 SF NF412 Tinggi 260 NF730Toxicity A1 A2 B1 A3 BThermalstability

Stabil Stabil Stabil Stabil Stabil

16

Gambar 2.9. Perbandingan kurva T-s untuk fluida kerja sistem ORC [10]

Gambar 2.10 Grafik perbandingan nilai ODP dan GWP refrigeran (LPPM-ITB;Kementrian Lingkungan Hidup; UNDP, 2004-2005)

0500

100015002000250030003500400045005000

R134a R123 R245fa R143a nPentane

ODPGWP

17

Ramah lingkungan merupakan salah satu parameter yang ditinjau dalammemilih refrigeran. Saat ini penggunaan refrigeran masih didominasi olehrefrigeran yang mengandung CFC dan HCFC. Refrigeran buatan tersebutmemiliki potensi pengikisan ozon (ODP (Ozone Depletion Potential)) dan jugapotensi pemanasan global (GWP (Global Warming Potential)) yang dapatmerusak lingkungan sekitar. Berlubangnya lapisan ozon dapat menimbulkanbeberapa penyakit bagi manusia seperti kanker kulit, katarak, dan menurunnyaimun tubuh yang diakibatkan oleh radiasi sinar ultra ungu. Sinar ultra ungu inidapat masuk ke permukaan bumi dengan intensitas lebih tinggi akibat darimenipisnya lapisan ozon. Selain penipisan lapisan ozon, adanya gas rumah kacadapat menyebabkan terjadinya pemanasan global. Berikut Gambar 2.10 adalahperbandingan nilai ODP dan GWP beberapa refrigeran. Dari Gambar tersebutdapat dilihat, R123 dan R134a tidak memiliki nilai ODP dan nilai GWP yangrendah dibandingkan dengan refrigeran halokarbon.

II.3 Turbo-EkspanderSecara umum, turbo-ekspander diklasifikasikan sebagai peralatan

turbomachinery di mana energi yang ditransfer dari fluida yang terus mengalirdengan aksi dinamis dari satu atau lebih yang bergerak pada sejumlah blade. Kataturbo atau turbinis berasal dari bahasa Latin yang berarti berputar [18]. Denganterbatasnya efisiensi dari sistem ORC, ekspander merupakan komponen yangsangat penting dalam menentukan efisiensi dan biaya pada sistem ORC.Ekspander secara umum dapat dibagi menjadi 2 tipe yaitu tipe berdasarkankecepatannya seperti axial atau radial turbin, dan tipe berdasarkan volumenyaseperti screw ekspander, scroll ekspander, dan reciprocal piston ekspander [19].Untuk perancangan awal pada rotor turbo-ekspander digunakan prosedur dariBaines untuk merancang rotor radial turbo-ekspander. Sedangkan untukperancangan detail digunakan prosedur dari Aungier yang terdapat pada paketprogram ANSYS-BladeGen.

Analisis dasar untuk perhitungan stasiun (stage) pada rotor radial turbo-ekspander diambil dari prinsip fundamental untuk turbomachinery yang dibuatoleh Japikse dan Baines (1994). Secara prinsip, komponen dan stasiun pada rotor

18

radial turbo-ekspander dapat dilihat pada Gambar 2.11. Gambar 2.12 adalahentalpi-entropi diagram untuk radial turbo-ekspander secara keseluruhan. Masing-masing stasiun (stage) yaitu volute (0-1), nozzle (1-3), rotor (4-6), dan exhaustdiffuser (6-7).

Gambar 2.11 Komponen turbo-ekspander radial

Fluida kerja diekspansi melalui volute, nozzle, dan rotor, dan di bawahkondisi operasi normal pada tekanan jatuh secara kontinu. Jika exhaust diffusersesuai, sejumlah recovery tekanan statik akan terjadi, yang ditunjukan padaGambar 2.12 berupa kurva 6-7 terjadi kenaikan entalpi. Jika turbin bekerja padaideal dengan tanpa rugi-rugi, garis kerja merupakan garis konstan entropi yangditunjukan oleh garis vertikal 1-6s. Pada prateknya aliran fluida tidak ideal danterjadi rugi-rugi. Secara termodinamika, rugi-rugi ini merupakan kenaikan jumlahentropi, karena garis kerja naik kearah kanan pada garis isentropik pada diagramtersebut. Kenaikan jumlah entropi dapat diukur dengan penurunan pada tekanantotal.

Sebagai contoh pada volute, efek rugi-rugi mengurangi outlet tekanan totalp01 dibawah inlet tekanan total p00. Jika volute dianggap ideal, tidak terjadi rugi-rugi dan p01=p00. Jatuhnya pada tekanan total merupakan perhitungan untuk rugi-rugi dan performa dari komponen seperti volute atau nozzle. Pada rotor terjadijuga tekanan jatuh sebagai hasil energi yang diekstrak dari fluida kerja untuk

19

menghasilkan daya poros. Rugi-rugi rotor perlu juga untuk dihitung dandimodelkan.

Gambar 2.12 Diagram entalpi-entropi untuk turbo-ekspander radial

Pertama, analisis rotor akan disajikan, yang merupakan komponen utamadalam menentukan performa dari turbin radial secara keseluruhan. Untukmenyederhanakan persamaannya, asumsi fluida kerja menggunakan persamaangas ideal. Persamaan real gas mengikuti prinsip dasar yang sama. Akan tetapi,termodinamika properti fluida untuk tiap-tiap stasiun hasrus dievaluasimenggunakan model yang sesuai. Gambar 2.13 menunjukkan segitiga kecepatandengan kecepatan absolut dan relative pada inlet dan outlet rotor.

20

Gambar 2.13 Segitiga kecepatan pada inlet dan outlet rotor

Pada saat fluida kerja mencapai rotor pada kecepatan C4 dan sudut 4. Persamaan

2-1 merupakan persamaan Euleur turbomachinery dan segitiga kecepatan.= (2-1)Stasiun 4 merupakan rotor inlet dan 6 rotor outlet. Geometri segitiga kecepatanmemberikan hubungan sebagai berikut := + 2 (2-2)Kemudian dikombinasikan persamaan (2-1) dan (2-2) := [( ) ( ) + ( )] (2-3)Untuk analisis geometrid dan segitiga kecepatan pada rotor menggunakan duaparameter non-dimensional laju aliran volumetrik dan total entalpi jatuh padarotor stage yaitu koefisien aliran dan koefisien beban . Dengan menggunakan

asumsi gas ideal untuk menentukan dimensi utama pada rotor yaitu menggunakanpersamaan 2-4 dan 2-5.= = (2-4)= = (2-5)

21

Pada Gambar 2.14 menunjukan hubungan koefisien beban dan koefisienaliran (flow) untuk radial turbin. Prosedur perancangan dimulai dengan pemilihannilai dari koefisien beban dan koefisien aliran yang cocok untuk menghasilkantebakan awal efisiensi dari komponen radial turbo-ekspander [22].

Gambar 2.14 hubungan koefisien beban () dan koefisien aliran () (Baines,2003)

Kemudian berdasarkan pada tekanan dan temperatur statik p4 dan T4.Karena asumsi tidak ada transfer kerja pada stator, dan dapat diasumsikanperpindahan panas dapat diabaikan (T04=T00). Untuk ideal stator, tekanan totaljuga tidak berubah (p04=p00). Selanjutnya, persamaan berikutnya menggunakanpersamaan dinamik gas standar seperti pada persamaan 2-6 sampai 2-9.= / (2-6)= / (2-7)= 1 + (2-8)= 1 + /( ) (2-9)Sedangkan untuk persamaan pada rotor inlet yaitu persamaan 2-10 sampai 2-15.= / (2-10)= + ( ) (2-11), = / (2-12)= / (2-13)

22

= 1 + (2-14)= 1 + ( )/ (2-15)Selanjutnya untuk analisis rotor radial turbo-ekspander menggunakan

performa korelasi pada turbin secara keseluruhan dengan non-dimensionalparameter. Efisiensi turbin berkorelasi dengan kecepatan spesifik seperti yangditunjukan pada Gambar 2.13. Kecepatan spesifik didefinisikan pada persamaan2-16.= / (2-16)

Kecepatan spesifik merupakan hanya fungsi dari kondisi operasi dan tidaktermasuk parameter yang berhubungan langsung dengan geometri turbin. Hal inihanya dapat digunakan untuk menggambarkan bentuk atau shape secara umumdari performa turbin yang dibutuhkan dengan nilai kecepatan spesifik tertentu.

Gambar 2.15 Kecepatan spesifik vs Diamater spesifik [3]

Kecepatan spesifik tidak bergantung pada ukuran geometri dari turbin.Oleh karena itu, desain dari spesifik turbin secara teoritikal dapat dinaikan atauditurunkan ukuran skalanya tanpa merubah efisiensinya. Parameter yang

23

berhubungan dengan kecepatan spesifik, akan tetapi termasuk pada ukurangeometri turbin yaitu diameter spesifik. Adapun persamaannya sebagai berikut :

= / (2-17)Dimana D merupakan diameter, secara konvensional sebagai inlet

diameter. Diameter spesifik berhubungan dengan kecepatan spesifik, seperti yangditunjukan pada Gambar 2.15 dimana dapat diplot untuk kisaran operasi radialturbo-ekspander dengan poin efisiensi yang terbaik. Hubungan ini karenahubungan antara kecepatan spesifik, diameter spesifik, dan rasio kecepatan=U4/Cs, dimana Cs merupakan kecepatan yang akan dicapai jika fluida kerjaterekspansi pada ideal nozzle sama dengan rasio ekspansi p01/pexit seperti padaturbin. Pada persamaan gas ideal dapat ditulis :

= 2 1 ( )/ (2-18)Persamaan untuk rasio kecepatan yang berhubungan dengan Ns dan Ds yaitu :

= ( / ) / = (2-19)Setelah didapat dimensi pada turbo-ekspander radial, kemudian digunakan paketsoftware Ansys untuk membentuk geometri dan model tiga dimensinya. Menudimensi utama pada software Ansys BladeGen untuk menentukan dimensi darirotor. Aliran gas real pada rotor turbin merupakan turbulen dan tiga dimensional.Secondary flows, separasi pada lapisan batas, dan resirkulasi pada area rotor dapatterjadi. Namun demikian hal tersebut sangat berguna dan sudah umum praktisdigunakan pada teori perancangan turbin rotor. Untuk menyederhanakan aliranreal digunakan pendekatan streamline.

24

Gambar 2.16 Kontur meridional pada radial turbin

Teori 1D-streamline terdiri dari cross section pada daerah leading edge (0) dantrailing edge (3). Parameter ds menunjukkan suction diameter, d1 rotor diameter,dan b1 tinggi inlet.

II.4 CFD (Computational Fluid Dynamics)Computational Fluid Dynamics (CFD) merupakan perangkat lunak untuk

mensimulasikan perilaku suatu sistem yang melibatkan aliran fluida, perpindahanpanas, dan proses fisik lainnya. CFD membuat solusi untuk persamaan-persamaanaliran fluida (dalam bentuk tertentu) meliputi suatu daerah yang diinginkan,dengan kondisi pada batas-batas daerah tersebut adalah spesifik dan diketahui.

CFD telah digunakan secara ekstensif selama bertahun-tahun untukmenganalisis aliran pada rotating turbomachinery. Meskipun CFD bukanlah ilmupasti, karena hasil dari aplikasi CFD tersebut dapat terjadi kesalahan yangdisebabkan oleh modeling dan penghitungan numeriknya terjadi error, tidaktepatnya kondisi batas, detai geometri yang tidak akurat, dan asumsi yang tidaktepat pada aliran fluida.

25

II.4.1 Matematika CFDPersamaan yang menggambarkan proses momentum, transfer massa, dan

transfer panas dikenal dengan persamaan Navier Stokes. Persamaan ini berupapersamaan parsial differensial dan dirturunkan pada awal abad ke 19. Solusianalitik umum dari persamaan ini dapat didiskritkan dan dipecahkan secaranumeric.

Persamaan-persamaan yang menggambarkan proses seperti pembakaran,dapat dipecahkan dengan persamaan Navier Stokes. Model perkiraan seringdigunakan untuk menurunkan persamaan tambahan ini, salah satunya modelturbulensi.

Ada beberapa jumlah metode solusi yang digunakan untuk kode CFD.Metode solusi yang paling banyak digunakan menggunakan perangkat lunakANSYS Multiphysics yang menggunakan teknik volume hingga (finite volume).Dalam teknik ini daerah analisis dibagi dalam beberapa bagian daerah yangdisebut volume atur (control volume). Persamaan volume atur lalu didiskritkandan dipecahkan secara iterasi untuk setiap volume atur. Hasilnya adalah perkiraandari nilai setiap variabel pada titik tertentu dalam daerah domain. Dengan cara inididapatkan gambaran penuh perilaku aliran fluida yang diinginkan.

Dengan berkembangnya teknologi, CFD saat ini dipakai luas oleh industrimaupun di bidang penelitian, seperti :

1. Energi dan pembangkit daya : optimasi proses pembakaran, peningkatanefisiensi turbin

2. Automotif : aerodinamika bodi kendaraan, proses pembakaran pada engine3. Penerbangan : perancangan sayap. engine turbin pesawat4. Lingkungan : disperse polutan di udara dan air5. Medis : aliran pembuluh darah6. Elektronika : perpindahan panas dalam sistem elektronika, heatsink7. Perminyakan : aliran dalam pipa atau luar pipa

Kode-kode CFD disusun dalam struktur suatu algoritma numerik yangdapat menangani masalah fluida. Ada tiga tahap utama dalam melakukan simulasiCFD yaitu pre processor, solver, dan post processor. Pada tahapan pre processor

26

dilakukan pendefinisian geometri daerah yang akan dianalisis dan merupakandomain dari komputasi. Pembagian domain ke domain yang lebih kecil yaitu gridatau mesh dari elemen-elemen kecil (cells). Pemilihan fenomena fisik dan kimiadari masalah yang dimodelkan. Pendefinisian properti fluida. Spesifikasi kondisibatas (boundary condition) yang sesuai pada cell yang bersinggungan denganbatas domain. Solusi dari masalah fluida didefinisikan pada titik di dalam tiapcell. Akurasi dari solusi CFD diatur oleh banyaknya jumlah cell dalam grid.Secara umum semakin besar jumlah cell maka akurasi dari solusi yang dihasilkanmenjadi lebih baik. Semakin banyak jumlah grid maka biaya komputasi jugasemakin besar. Oleh karena itu, grid yang optimal memiliki mesh yang tidakseragam, dengan mesh yang lebih rapat di area yang menjadi titik kritis.Kemampuan yang juga dikembangkan adalah self adaptive meshing yaitukemampuan memperhalus grid di daerah dengan variasi property tinggi. Secaraumum terdapat dua bagian yang dominan di tahap pre processor, yaitu definisigeometri dari domain dan grid generation.

Pada tahapan solver terdapat beberapa teknik dalam mencari solusinumerik yaitu finite difference, finite element, dan spectral method. Secara garisbesar metode numeric yang menjadi dasar dari tahapan solver yaitu melakukanaproksimasi atau perkiraan dari variabel aliran yang tidak diketahui denganmemakai fungsi-fungsi sederhana. Diskritisasi dengan melakukan substitusi kepersamaan-persamaan atur aliran dan dilanjutkan dengan manipulasi matematis.Kemudian tahapan solver ini memberikan solusi pada persamaan tiap aljabar.

Metode finite volume merupakan pengembangan dari metode finitedifference yang memiliki formulasi khusus diantaranya integrasi dari persamaan-persamaan atur dari fluida sepanjang volume atur dari domainnya. Diskritisasiyang melibatkan substitusi dari berbagai perkiraan finite diffenrence ke persamaanyang diintegrasikan sehingga persamaan integral dirubah menjadi persamaanaljabar.Perangkat lunak CFD yang digunakan yaitu ANSYS Multiphysic. Terdapat satupersamaan yang dipecahkan yaitu persamaan Navier Stokes dalam bentukkonsevasi.

27

Persamaan kontinuitas+ . ( ) = 0 (2-27)Persamaan momentum+ . ( . ) = . + ( + ( ) ) + (2-28)Persamaan energi + . ( ) = . ( ) + (2-29)Htot didefinisikan sebagai specific total entalphy. Untuk kasus umum dari propertivariabel dan aliran kompresibel dapat dinyatakan dalam specific static entalphy h: = + (2-30)Dimana = ( , ) (2-31)Bila kerja viscous tidak dapat diabaikan maka persamaan ditambahkan di sisikanan persamaan energi di atas sehingga memperhitungkan efek dari viscousshear. Persamaan energi menjadi : + . ( ) = . ( ) + . + . +

(2-32)Dari persamaan di atas dapat diketahui bahwa ada 7 variabel yang tidak diketahuiyaitu u,v,w,P,T,,h. Namun, satu set persamaan di atas dapat dilengkapi dengan 2persamaan aljabar termodinamika yaitu equation of state yang menghubungkanmassa jenis dengan tekanan dan temperatur. Persamaan lain adalah constitutiveequation yang menghubungkan entalpi dengan temperatur dan tekanan. Apabilakontribusi energi terhadap energi total dapat diabaikan, maka persamaan energidapat disederhanakan menjadi thermal energy equation :+ . ( ) = . ( ) + (2-33)Solver ANSYS Multiphysic menghitung tekanan dan entalpi statik. Untukmencari massa jenis harus memilih thermal equation of state dan untuk mencaritemperatur kita harus memilih hunbungan konstitutif. Pemilihan kedua hubunganini tidak harus independen. Thermal equation state digambarkan sebagai fungsitemperatur dan tekanan

28

= ( , ) (2-34)Specific heat capacity cpp dinyatakan sebagai fungsi temperatur dan tekanan= ( , ) (2-35)Selain itu ada beberapa persamaan untuk variabel tambahan seperti persamaantransport. Bentuk umum persamaan transport untuk variabel tambahan (nonreacting scalar) dengan adanya turbulensi adalah : + . ( ) = . + . + (2-36)Dimana :

adalah massa jenis adalah kuantitas per unit volume (konsentrasi)adalah kuantitas per unit massa

adalah jumlah volumetrik yaitu kuantitas per unit volume per unit waktu adalah kinematic diffusivityadalah viskositas turbulensi dengan Sct adalah bilangan turbulensi Schmidt

Pada tahapan post processor kemampuan grafis yang dibutuhkan untukmenampilkan hasil termasuk kemampuan visual yang lain seperti animasi. Hal

lain juga termasuk display grid dan domain geometri, plot vector, plot kontur, plotpermukaan 2D atau 3D, particle tracking, dan animasi dari aliran fluida.

II.4.2 Pendekatan NumerikGrid generation merupakan aspek penting dalam semua metode numerik

yang menggunakan finite difference, finite volume, dan finite elements dalamrangka untuk mendapatkan suatu solusi dari persamaan differensial parsial.Beberapa metode grid generation yaitu metode aljabar, metode elliptik, metodehiperbola, dan metode tak terstruktur. Untuk beberapa masalah dengan kesulitankhusus, para peneliti telah mengembangkan metode hibrid yaang mencakup zonatak terstruktur dan zona terstruktur. Skema hibrid mengambil keuntungan darikedua metode terstruktur dan tak terstruktur dengan menempel koordinat bodi dangrid tak terstruktur dibatas luarnya. Akan tetapi, tidak ada metode yang cocokdigunakan disemua masalah, sebagaian besar masih bergantung pada kualitas

29

solusi CFD yang ingin dicapai. Adapun pada tesis ini untuk melakukan meshingdigunakan turbogrid yang terdapat di dalam paket ANSYS Multiphysics.

II.4.3 Model TurbulensiSemua aliran yang terjadi dalam dunia engineering baik aliran sederhana

seperti aliran 2D, aliran pipa maupun aliran 3D yang lebih rumit akan menjaditidak stabil bila bilangan Reynolds diatas nilai tertentu. Dalam eksperimen padasistem fluida diketahui bahwa dibawah suatu nilai bilangan Reynolds kritis (Recrit)aliran akan smooth. Lapisan-lapisan fluida yang berdekatan akan saling bergeraksatu sama lain dalam gerakan yang teratur. Bila diterapkan kondisi batas yangtidak berubah terhadap waktu, maka aliran tersebut dinamakan steady atau tunak.Sedangkan daerah tersebut dinamakan daerah laminar. Jika nilai diatas bilanganReynolds kritis makan akan terjadi fenomen kompleks yang berujung padaperubahan radikal dari karakteristik aliran. Aliran menjadi tidak tunak, walaupunditerapkan kondisi batas yang tetap. Kecepatan dan property lainnya bervariasisecara acak dan dalam bentuk yang tidak teratur. Aliran ini dinamakan aliranturbulen.

Model turbulensi adalah prosedur komputasional untuk mendekatkansistem persamaan mean flow sehingga masalah aliran yang bervariasi dapatdihitung. Secara garis besar, model turbulensi digunakan untuk memodifikasipersamaan Navier Stokes unsteady dengan memperkenalkan kuantitas rata-ratadan besar fluktuasi untuk menghasilkan persamaan RANS (Reynolds AveragedNavier Stokes). Untuk sebagian besar tujuan engineering tidak diharuskan untukmemecahkan secara detail fluktuasi turbulen. Hanya efek dari turbulensi padamean flow yang akan diperhitungkan. Di dalam ANSYS Multiphysics disediakan4 model turbulensi yaitu k-epsilon, shear stress Transport (SST), BSL ReynoldsStress, dan SSG Reynolds Stress.

Pada tesis ini digunakan model turbulensi SST yang didesain untukmemberikan akurasi yang tinggi terhadap letak awal dan jumlah aliran dalamseparasi di dalam adverse pressure gradient dengan memasukkan efek transportke dalam formulasi eddy viscosity. Model ini disarankan untuk simulasi lapisan

30

batas yang akurat. Oleh karena itu, dibutuhkan resolusi yang tinggi pada lapisanbatas.Adapun kelebihan model turbulensi SST dibanding dengan model yang lainnyayaitu model turbulensi SST dapat memprediksi separasi aliran dengan lebih akuratdi dalam adverse pressure gradient, sangat cocok untuk mendapatkan akurasi dilapisan batas, akurasi dalam menangani komputasi near wall treatment padabilangan Reynolds rendah. Namun, kekurangannya dibutuhkan grid yang bagusdan rapat di sekitar wall yang berarti dibutuhkan usaha lebih besar pada saat gridgeneration.

Adapun secara umum, pada perancangan rotor radial turbo-ekspander iniseperti pada Gambar 2.16 di bawah ini :

Gambar 2.16 Proses desain rotor radial turbo-ekspander

31

Bab III Perancangan Radial Turbo-Ekspander

III.1 Perancangan AwalPerancangan awal untuk rotor turbin pada turbo-ekspander menggunakan

prosedur yang diusulkan oleh Baines. Adapun diagram alirnya sebagai berikut :

Gambar 3.1 Diagram alir perancangan awal turbo-ekspander

Perhitungan SegitigaKecepatan

32

Untuk melakukan prosedur sesuai dengan diagram alir di atas, makapersamaan-persamaan yang dapat dipakai oleh Baines (Baines, 2003) danMattingly [19] :Koefisien beban dapat dihitungan berdasarkan besarnya U4 dan dapat ditulismenggunakan persamaan 3-1 yang dikenal dengan Euleur turbomachinery.= = (3-1)Dimana =r6/r4 merupakan rasio radius rotor. Besaran putaran fluida yang keluar(exit swirl) sangat kecil, oleh karena itu koefisien beban dapat aproksimasi : / (3-2)Karena pada rotor inlet merupakan segitiga kecepatan (stage 4), persamaannyadapat dihitung (Gambar 2.11):= (3-3)= + / (3-4)= ( / ) (3-5)= [( )/ ] (3-6)Temperatur dan tekanan statik pada inlet rotor dapat dihitung dengan := /2 (3-7)= ( ) /( ) (3-8)Dimana T04=T01 dan p04=p01-p0. Disini p0 merupakan rugi-rugi tekanan totalpada stator. Kemudian luas area pada inlet rotor (stage 4) dapat dihitung := / (3-9)

(3-10)(3-11)(3-12)

Kemudian besaran mach number pada inlet rotor dapat dihitung :(3-13)

Pada outlet rotor (stage 6), temperatur total dan statik dapat dihitung := / (3-14)= /2 (3-15)

= /= /= /[2 ]= /

33

Dimana untuk aksial atau mendekati aliran aksial pada rotor outlet,C6Cm6=U4. Efisiensi turbo-ekspander dapat diprediksi dari kecepatan spesifik,hubungan beban koefisien dan aliran koefisien, kemudian dapat digunakan untukmenghitung tekanan outlet p6 := 1 1 /( ) (3-16)Pada daerah outlet dapat dihitung := / (3-17)Selanjutnya radius tip rotor dan radius hub rotor pada outlet (r6t dan r6h) dantinggi blade pada outlet yaitu :

(3-18)

(3-19)(3-20)

Gambar 3.2 menunjukan geometri meridional-plane pada radial turbo-ekspander. Pada model ini kontur rotor shroud diasumsikan sebagai lingkaran,sementara untuk kontur hub rotor digambarkan sebagai elips yang merupakanasumsi geometri yang dilakukan oleh Glassman (1976).

Gambar 3.2 Parameter geometri turbo-ekspander radial pada meridional-plane [3]

= 0,3/ 0,7=

34

Dari Gambar 3.2 di atas, kemudian dapat dihitung :(3-21)

(3-22)Untuk kecepatan blade pada outlet dapat dihitung dengan :

(3-23)(3-24)

(3-25)

Selanjutnya besaran mach number pada outlet dapat dihitung dengan persamaanyaitu :

(3-26)(3-27)

Selanjutnya Lms (length mean surface) dan chord didapat dengan persamaan :(3-28)

(3-29)

Dengan menggunakan persamaan (2-16) dan (2-17), kecepatan spesifik(Ns) dan Diameter spesifik dapat dihitung. Untuk lebih jelasnya dapat dilihat padaGambar 3.3.

= 12 += ( ) +== + ( )= ( )/, = /= /= 2 + 2 + 22= 2. 2.

Gambar 3.3 Contoh hasil perhitungan kecepatan spesifik vs diameterspesifik [3]

35

Untuk menghitung estimasi kinerja dari radial turbo-ekspandermenggunakan iterasi berdasarkan model rugi-rugi untuk radial inflow turbin(Baines 1994). Model yang digunakan merupakan diambil dari Baines yang terdiridari incidence loss, passage loss, trailing edge loss, exit energy loss, tip clearanceloss, dan windage loss. Rugi-rugi ditulis dalam entalpi jatuh dengan menghitungefisiensi isentropik total-to-statik yaitu dengan persamaan sebagai berikut := (3-30)

Berikut persamaa rugi-rugi pada radial turbo-ekspander, untuk incidenceloss dihitung dengan persamaan : = (3-31)Untuk passage loss dapat dihitung dengan persamaan :

(3-32)

(3-33)

(3-34)

Dimana Lp merupakan passage loss, dan LH (passage hydraulic length)DH (passage hydraulic diameter).Untuk trailing edge loss contribution dapat dihitung berdasarkan rugi-rugitekanan relatif total. Pada prosedur yang dilakukan oleh Baines, rugi-rugi inidianggap 0. Sedangkan untuk menghitung exit energy loss dapat menggunakanpersamaan :

(3-35)

Untuk tip clearance loss dapat dihitung dengan persamaan :(3-36)

= + 0.68 1 ( / ) 12 += 4 2 + 2= 12 42 + + 2 ( ) +

= 2= 8 + +

36

Dimana, Kx, Kr, dan Kxr yaitu 0,4, 0,75, dan -0,3 sedangkan Cx (kecepatanabsolut pada komponen aksial) dan Cr (kecepatan absolut pada komponen radial)dapat dihitung dengan persamaan :

(3-37)

(3-38)

Sedangkan untuk windage loss dapat dihitung dengan persamaan :

= (3-39)= , ,( ) (3-39)Dimana untuk aksial clearance dan radial clearance ditentukan yaitu

a=0.0004m dan r=0,00023, rb=0,00033 backface clearance. Untuk cekfeasibilitas dari rotor radial turbo-ekspander hanya menggunakan besaran machnumber yang terjadi pada inlet dan outlet. Jika M>1 maka desain rotor tersebuttidak feasibel. Untuk struktur atau vibrasi dari rotor radial turbo-ekspander tidaktermasuk dalam penelitian ini.

Banyak model untuk menghitung model rugi-rugi pada radial turbin.Model yang banyak digunakan berdasarkan yang dilakukan oleh NASA. Untukmenghitung rugi-rugi incidence menggunakan persamaan 3-31 dan model rugi-rugi pada daerah passage turbin menggunkan persamaan 3-32. Selanjutnya dapatdiketahui bahwa untuk menghitung rugi-rugi pada radial turbin terdiri dari :

1. Menghitung rugi-rugi passage (passage loss)2. Menghitung rugi-rugi tip clearance yang terbagi dua untuk axial dan

radial.3. Menghitung rugi-rugi pada trailing edge.4. Menghitung rugi-rugi windage (windage loss)

= 1 ( )=

37

Hasil perancangan awal ditampilkan dalam bentuk tabel. Tabel 3.1 berisi datahasil perhitungan untuk perancangan rotor tubo-ekspander dengan fluida kerjaR134a, R123, R245fa, R143a, dan nPentane.

Tabel 3.1 Data parameter input dan hasil perhitungan untuk rotor inletParameter Input Unit R134a R123 R245fa R143a nPentane

Laju aliran massa () Kg/s 0,40 0,40 0,40 0,40 0,40Kecepatan rotasional (N) rpm 15000 15000 15000 15000 15000

Temperatur total inlet(Asumsi T01 = T04)

K 373 373 373 373 373

Tekanan total inlet(asumsi p0=0) p04=p01-p0

bar 5 5 5 5 5

Loading Coefficient () - 0,90 0,90 0,90 0,90 0,90Flow Coefficient () - 0,30 0,30 0,30 0,30 0,30Rasio kecepatanmeridional () Cm4/Cm6

- 1 1 1 1 1

Rasio radius rotor inlet(r6h/r4)

- 0,3 0,3 0,3 0,3 0,3

Parameter Output :Rotor Inlet

Unit R134a R123 R245fa R143a nPentane

Kecepatan absolutmeridional Cm6 (outlet)

m/s 50 44 43 48 49

Kecepatan absolutmeridional (Cm4)(inlet)

m/s 50 44 43 48 49

Kecepatan Blade (U4) m/s 167 146 143 160 163

Kecepatan absoluttangensial (C4)

m/s 150 132 129 144 147

Sudut aliran absolut(inlet) (4)

derajat 71,570 71,570 71,570 71,570 71,570

Sudut aliran relative(inlet) (4)

derajat -18,430 -18,430 -18,430 -18,430 -18,430

Kecepatan absolut (C4) m/s 158 139 136 151 155

Kecepatan relative inlet(W4)

m/s 52,7 46,38 45,33 50,60 51,6

Temperatur inlet (T4) K 360,47 361,15 364,37 362,60 367,37

Tekanan inlet (P4) bar 3,60 3,75 3,93 3,85 4,15

Area inlet (A4) m2 6,5x10-4 4,7x10-4 5,3x10-4 7,7x10-4 8,3x10-4

Radius rotor (r4) m 0,100 0,093 0,091 0,101 0,104

Tinggi blade inlet (b4) m 0,010 0,008 0,009 0,012 0,012

Massa jenis inlet (4) Kg/m3 12,238 19,121 17,384 10,737 9,813

Mach number inlet (M4) - 0,87 0,93 0,85 0,75 0,72

38

Data hasil perhitungan untuk perancangan rotor tubo-ekspander pada rotor exitdapat dilihat pada Tabel 3.2

Tabel 3.2 Data hasil perhitungan untuk rotor exit (outlet) dan performa rotorturbo-ekspander radial

Rotor exit Unit R134a R123 R245fa R143a nPentane

Temperatur total outlet(T06)

K 347,95 349,30 355,74 352,19 361,74

Temperatur outlet (T6) K 346,70 348,11 354,88 351,15 361,18

Tekanan total outlet (p06) bar 2,10 2,27 2,59 2,44 3,02

Tekanan outlet (p6) bar 1,94 2,20 2,52 2,37 2,96

Massa jenis inlet (6) Kg/m3 6,874 11,637 11,459 6,840 7,129Area outlet (A6) m2 0,0011 0,0010 0,0008 0,0012 0,0014

Radius rotor outlet hub(r6h)

m 0,0318 0,0280 0,027 0,030 0,031

Radius rotor outlet tip(r6t)

m 0,0743 0,0650 0,0630 0,0713 0,0728

Rasio radius rotor (r6t/r4) - 0,7 0,7 0,7 0,7 0,7

Tinggi blade outlet (b6) m 0,042 0,037 0,036 0,040 0,041

Kecepatan U6 (RMS) m/s 89,75 78,98 77,19 86,16 87,96

Sudut 6 (RMS) derajat -60,88 -60,88 -60,88 -60,88 -60,88Kecepatan relative outlet(W6)

m/s 102,74 90,41 88,36 98,63 100,69

Mach number outlet(M6)

0,28 0,30 0,28 0,24 0,23

Lms m 0,047 0,041 0,040 0,046 0,047

Chord (cr) m 0,042 0,037 0,036 0,041 0,042

Performa Rotor Unit R134a R123 R245fa R143a nPentane

Volume flow rate (Q4) m3/s 0,03 0,02 0,03 0,04 0,04Kecepatan spesifik (Ns) - 0,14 0,14 0,15 0,16 0,16

Diameter spesifik (Ds) - 14,76 15,23 14,03 13,00 12,82

Isentropik spoutingvelocity (Cs)

m/s 259 228 224 249 256

Rasio kecepatan ()maksimal 0.7

- 0,64 0,64 0,64 0,64 0,64

39


h incidence loss % 1,38 1,08 1,03 1,28 1,33

h passage loss % 60,92 66,02 69,42 66,63 66,02

h trailing edge loss % 0 0 0 0 0

h exit energy loss % 12,50 9,68 9,24 11,52 12,00

h tip clearance loss % 24,86 22,84 19,98 20,29 20,37

h windage loss % 0,34 0,38 0,33 0,28 0,28

Output kerja spesifik(h0)

J/kg 25000 19360 18490 23040 24010

Efisiensi total-to-statik(ts)

- 0,71 0,66 0,66 0,70 0,71

Daya (P) kW 10 7,7 7,4 9,2 9,6

Berdasarkan perhitungan untuk rotor radial turbo-ekspander di atas, maka didapatparameter dimensi untuk rotor seperti yang ditunjukan pada Tabel 3.3 dibawah ini

Tabel 3.3 Data hasil perhitungan performa rotor turbo-ekspander radial


Radius inlet (r4) m 0,100 0,093 0,091 0,101 0,104

Tinggi blade inlet (b4) m 0,010 0,008 0,009 0,012 0,012

Sudut aliran absolutpada inlet (4)

Derajat 71,57 71,57 71,57 71,57 71,57

Sudut aliran relatif padainlet (4)

Derajat -18,43 -18,43 -18,43 -18,43 -18,43

Aksial clearance (a) m 0,00040 0,00040 0,00040 0,00040 0,00040

Radial clearance (r) m 0,00023 0,00023 0,00023 0,00023 0,00023

Backface clearance (b) m 0,00033 0,00033 0,00033 0,00033 0,00033Jumlah blade rotor (ZR) - 12 12 12 12 12

Radius hub outlet (r6h) m 0,0318 0,0280 0,0274 0,0306 0,0312

Radius shroud outlet(r6t)

m 0,0743 0,0650 0,0639 0,0713 0,0728

Tinggi blade outlet (b6) m 0,042 0,037 0,036 0,040 0,041

Sudut aliran absolutpada outlet (6)

Derajat 0 0 0 0 0

Chord rotor m 0,042 0,037 0,036 0,041 0,042

40

Berdasarkan hasil perancangan awal, pada Gambar 3.4 menunjukan grafiklaju aliran massa vs daya pada rotor radial turbo-ekspander. Dari grafik tersebutdapat dilihat semakin besar laju aliran massa, maka semakin besar daya yangdihasilkan pada rotor turbo-ekspander. Dari perhitungan perancangan awaltersebut, turbo-ekspander yang menggunakan fluida kerja R134a memiliki dayayang paling besar. Pada laju aliran massa 0,4 kg/s, nilai daya (kW) pada fluidakerja R134a untuk turbo-ekspander sebesar 10 kW, diikuti kemudian secaraberurutan dengan fluida kerja n-Pentane dengan daya sebesar 9,6 kW, R143adengan daya sebesar 9,2 kW, R123 dengan daya sebesar 7,7 kW, dan yangterakhir R245fa dengan daya sebesar 7,4 kW.

Gambar 3.4 Grafik Laju aliran massa vs Daya untuk masing-masing fluida kerja

Pada Gambar 3.5 menunjukan grafik kecepatan putaran rotasional (rpm)vs radius rotor inlet (r4) pada rotor turbo-ekspander. Dari grafik tersebut dapatdilihat semakin kecil nilai radius rotor tubo-ekspander, maka semakin besarkecepatan putaran rotasional yang dihasilkan pada rotor turbo-ekspander. Dariperhitungan perancangan awal tersebut, turbo-ekspander yang menggunakanfluida kerja R134a pada kecepatan putaran rotasional yang sama, memiliki radiusrotor inlet (r4) yang paling besar. Pada putaran rotasional 15000 rpm pada fluidakerja R134a memiliki radius radial turbo-ekspander sebesar 0,106 m, diikuti

0,00

5,00

10,00

15,00

20,00

25,00

30,00

0,10 0,20 0,30 0,40 0,50 0,60 0,70 0,80 0,90 1,00

Daya

(kW)

Laju Aliran Massa(Kg/s)

R134aR143aR245fan-PentaneR123

41

kemudian secara berurutan dengan fluida kerja n-Pentane memiliki radius sebesar0,104 m, R143a memiliki radius sebesar 0,101 m, R123 memiliki radius sebesar0,093 m, dan yang terakhir R245fa memiliki radius sebesar 0,091 m.

Gambar 3.5 Grafik Kecepatan putaran rotasional vs Diameter rotor untuk masing-masing fluida kerja

Pada Gambar 3.6 menunjukan grafik koefisien beban () vs efisiensi total-to-statik (ts) pada rotor turbo-ekspander. Dari grafik tersebut dapat dilihatsemakin besar nilai koefisien beban, maka semakin besar efisiensi yang dihasilkanpada rotor turbo-ekspander. Dari perhitungan perancangan awal tersebut, turbo-ekspander yang menggunakan fluida kerja R134a memiliki efisiensi total-to-statikyang paling besar. Untuk koefisien beban 0,90 pada fluida kerja R134a, efisiensitotal-to-statik sebesar 0,71, diikuti kemudian secara berurutan dengan fluida kerjan-Pentane memiliki efisiensi sebesar 0,70, R143a memiliki efisiensi sebesar 0,69,R123 memiliki efisiensi sebesar 0,66, dan yang terakhir R245fa memiliki efisiensisebesar 0,65.

0,000

0,050

0,100

0,150

0,200

0,250

0,300

0,350

5000

1000

0

1500

0

2000

0

2500

0

3000

0

3500

0

4000

0

4500

0

5000

0

Radiu

sRoto

r r4 (m

)

N (Rpm)


42

Gambar 3.6 Grafik Koefisien beban () vs Efisiensi total-to-statik (ts) untukmasing-masing fluida kerja

Gambar 3.7 Grafik Koefisien beban () vs Mach number inlet (M4) untuk masing-masing fluida kerja

0,60

0,62

0,64

0,66

0,68

0,70

0,72

0,74

0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0,85 0,86 0,87 0,88 0,89 0,90

Efisie

nsi to

tal-to

-stati

k (ts

)

Koefisien Beban ()


0,50

0,55

0,60

0,65

0,70

0,75

0,80

0,85

0,90

0,95

0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0,85 0,86 0,87 0,88 0,89 0,90

Mach

Numb

er Inl

et (M

4)

Koefisien Beban ()


43

Pada Gambar 3.7 menunjukan grafik koefisien beban () vs jumlah mach numberpada inlet rotor turbo-ekspander. Dari grafik tersebut dapat dilihat semakin besarnilai koefisien beban rotor tubo-ekspander, maka semakin besar jumlah machnumber yang dihasilkan pada rotor turbo-ekspander di daerah inlet. Dariperhitungan perancangan awal tersebut, turbo-ekspander yang menggunakanfluida kerja R123 memiliki jumlah mach number yang paling besar. diikutikemudian secara berurutan dengan fluida kerja R134a, R245fa, R143a, dan yangterakhir n-Pentane.

Gambar 3.8 Grafik Koefisien aliran () vs Efisiensi total-to-statik (ts) untukmasing-masing fluida kerja

Pada Gambar 3.8 menunjukan koefisien aliran () vs efisiensi total-to-statik (ts)pada rotor turbo-ekspander. Dari grafik tersebut dapat dilihat pada koefisien aliransebesar 0,30 nilai efisiensi total-to-statik yang paling besar dimiliki oleh fluidakerja R134a, kemudian diikuti oleh n-Pentane, R143a, R123, dan R245fa. Darigrafik tersebut dapat disimpulkan bahwa semakin kecil nilai koefisien aliran,maka nilai efisiensi total-to-statik semakin besar. Akan tetapi perlu dilihat jugamengenai nilai bilang mach pada masing-masing fluida pada Grafik 3.9. Jika nilaibilangan mach melebihi 1, maka harus dihindari karena akan mengakibatkanchocking pada rotor.

0,60

0,65

0,70

0,75

0,80

0,85

0,90

0,20 0,21 0,22 0,23 0,24 0,25 0,26 0,27 0,28 0,29 0,30

Efisie

nsi to

tal-to

-stati

k (ts

)

Koefisien Aliran ()

R134a

R143a

R245fa

44

Pada Gambar 3.9 menunjukan grafik koefisien aliran () vs jumlah mach numberpada radial rotor turbo-ekspander. Dari grafik tersebut dapat dilihat semakin kecilnilai koefisien aliran radial rotor tubo-ekspander, maka semakin besar nilai machnumber yang dihasilkan pada rotor turbo-ekspander. Nilai mach number >1 perludihindari karena akan mengakibatkan choking pada rotor radial turbo-ekspander,Dari perhitungan perancangan awal tersebut, rotor radial turbo-ekspander yangmenggunakan fluida kerja R123 memiliki nilai mach number yang paling besar.Untuk nilai koefisien aliran 0,30 pada fluida kerja R123 untuk rotor turbo-ekspander nilai mach number sebesar 0,88, diikuti kemudian secara berurutandengan fluida kerja R134a memiliki nilai mach number sebesar 0,82, R245famemiliki nilai mach number sebesar 0,81, R143a memiliki nilai mach numbersebesar 0,71, dan yang terakhir n-Pentane memiliki nilai mach number sebesar0,68.

Gambar 3.9 Grafik Koefisien beban () vs Mach number inlet (M4) untuk masing-masing fluida kerja

0,00

0,20

0,40

0,60

0,80

1,00

1,20

1,40

0,20 0,21 0,22 0,23 0,24 0,25 0,26 0,27 0,28 0,29 0,30

Mach

Numb

er Inl

et (M

4)

Koefisien Aliran ()


45

III.2 Perancangan DetailIII.2.1 Diagram alir perancangan detail

Perancangan detail untuk rotor pada turbo-ekspander menggunakansoftware ANSYS BladeGen yang menggunakan prosedur perancangan turbinradial dari Baines, Aungier dan Dixon [20] [21] [18]. Adapun diagram alirnyasebagai berikut :

Mulai

Input: Kondisi OperasiFluida Kerja, , N, T inlet

A

Rotor tubo-ekspander

menghasilkandaya max?

CFD Setup denganANSYS BladeGen

Selesai

A

Gambar 3.10 Diagram alir perancangan detail turbo-ekspander

Input geometri rotorturbo-ekspander :1.Dimensi utama

2.Kontur meridional3.Properti Blade

4.Blade mean lines5.Profil Blade6.Blade edge

Analis geometri rotor turbo-ekspander dengan ANSYS

BladeGen

Spesifikasi rotor turbo-ekspander (3D model)

YA

TIDAK

46

III.2.2 Perancangan geometri rotor turbo-ekspander menggunakan ANSYSData hasil perancangan awal merupakan masukan data untuk dimensi

utama rotor Turbo-ekspander pada paket program ANSYS BladeGen. Cara kerjaANSYS BladeGen yaitu melakukan iterasi pada dimensi utama, sehingga untuktipe rotor dapat masuk ke area radial turbin pada diagram cordier. Oleh karena itu,jika tidak dilakukan perhitungan pada perancangan awal, maka untuk menebakdata awal untuk dimensi utama sulit dilakukan, karena bisa saja hasil spesifikasirotor turbo-ekspander tidak rasional.

Proses pertama memasukan global setup, yaitu dengan memasukankondisi operasi hasil dari perancangan awal yang terdiri dari laju aliran massa(flow rate) sebesar 0.4 kg/s, nilai daya yang akan dihasilkan (Actual PowerOutput) sebesar 10 kW, putaran rotasional sebesar 15000 rpm, jenis fluida kerja R134a dengan model gas dari Redlich-Kwong, dan inlet total temperatur sebesar1500C. Pada Gambar 3.11 menunjukan kondisi operasi yang dimasukan padaperangkat lunak untuk perancangan detail. Sedangkan Gambar 3.12 menunjukanproperti fluida R134a yang menggunakan model real gas Redlich-Kwong.

Gambar 3.11 Input parameter untuk perancangan detail turbo-ekspader

47

Gambar 3.12 Properti fluida kerja R134a dengan model real gas Redlich-Kwong

Proses selanjutnya memasukan dimensi geometri dari rotor radial turbo-ekspander. Gambar 3.13 menunjukan diagram cordier hasil perhitungan padapaket program ANSYS BladeGen. Terlihat bahwa hasil dari input dimensi utamamasih masuk di daerah Radial dan Mixed-flow. Adapun dimensi utama pada rotorturbo-ekspander yaitu radius hub (dN) 25 mm, radius suction (dS) 60 mm, radiusrotor (d1) 100 mm.

Gambar 3.13 Grafik kecepatan spesifik vs diameter spesifik pada diagram cordier(Aungier, 2006)

= / / / =0.59= / / / =1.78= 0.3 = 0.9

48

Setelah didapat dimensi utama pada rotor turbo-ekspander, prosesselanjutnya menghitung kontur aliran pada meridional rotor. Dalam tahapan inifungsi stream lines (garis aliran pada meridional ) akan dicari solusinya olehpaket program ANSYS BladeGen dengan menggunakan metode finite difference(FDM). Adapun persamaan untuk fluida kompresibel yaitu :

1 + 1 + = 0(3-23)

Dimana a merupakan kecepatan sonik yang didefinisikan :

= . . . (3-24)Sedangkan untuk kecepatan meridional didapat dengan persamaan :

= (3-25)= (3-26)= + (3-27)rR dan R merupakan radius dan density referensi (didapat dari REFPROP 8) untukmasing-masing fluida kerja.

Gambar 3.14 menunjukan garis aliran kecepatan pada meridional rotorturbo-ekspander yang menggunakan fluida kerja R134a. Terlihat kecepatanmeridional cm paling tinggi sebesar 65 m/s dan yang paling rendah sebesar 25m/s. Pada Gambar 3.15, 3.16, 3.17, 3.18 menunjukan model 3D plane meridionalcontour, nilai static moment, cross section area, dan curvature pada rotor turbo-ekspander dengan fluida kerja R134a dengan perhitungan paket program ANSYS.

49

Gambar 3.14 Kontur meridional rotor radial turbo-ekspander dengan fluida kerjaR134a

Gambar 3.15 Plane meridional contour pada model 3D rotor radial turbo-ekspander

50

Gambar 3.16 Nilai Static moment pada plane meridional contour

Gambar 3.17 Cross section area pada plane meridional contour

51

Gambar 3.18 Curvature pada plane meridional contourSetelah meridional contour dapat didefinisikan proses selanjutnya adalahmembuat blade meanlines, dan blade profiles seperti yang ditunjukan padaGambar 3.19, 3.20, dan 3.21 pada rotor turbo-ekspander dengan fluida kerjaR134a dengan perhitungan paket program ANSYS.

Gambar 3.19 Blade meanlines pada perancangan detail rotor radial turbo-ekspander

52

Gambar 3.20 Dimensi tebal blade (Blade profiles) pada perancangan detail rotorradial turbo-ekspander

Gambar 3.21 Pandangan atas (Blade profiles) pada perancangan detail rotor radialturbo-ekspander

54f68d470cf21d8b8a5cc6d7

Documents

Transcript of 54f68d470cf21d8b8a5cc6d7