FISIKA ENERGI LANJUTANGAS POWER SYSTEM

OlehUtari Handayani140310110032Febi Luthfiani140310110040Ummu Imaroh140310110041

Dosen : Wahyu Alamsyah, M.S

JURUSAN FISIKAFAKULTAS MATEMATIKA DAN ILMU PENGETAHUAN ALAMUNIVERSITAS PADJADJARAN2014BAB IPENDAHULUAN

1. Latar BelakangPembangkit listrik tenaga gas uap (PLTGU) merupakan pembangkit listrik yang menggunakan gas uap sebagai fluidanya. Sama halnya dengan PLTGU, gas power system pun menggunakan fluida gas. Gas uap inilah yang akan mendorong turbin sehingga berputar. Di dalam gas power system, dikenal lima (5) siklus yang terjadi, yaitu : siklus-siklus udara standar; siklus otto standar; siklus diesel standar udara; siklus rangkap standar udara dan siklus brayton udara standar. Setiap siklus memiliki prinsip kerja yang berbeda dan rumusan yang berbeda. Sehingga rinsip kerja dari gas power system ini bisa dilihat dari kelima siklus tersebut.2. Rumusan Masalah1. Bagaimana prinsip kerja dari gas power system?2. Persamaan gas power system dengan PLTGU?3. Bagaimana penjelasan lima siklus gas power sytem?3. Tujuan 1. Memahami definisi gas power system.2. Mempelajari lima siklus tentang gas power system.3. Membandingkan lima siklus gas power system beserta rumus.

BAB IITINJAUAN PUSTAKA

PEMBANGKIT LISTRIK TENAGA GAS UDARA

PLTGU merupakan pembangkit listrik yang memanfaatkan tenaga gas dan uap. Jadi disini sudah jelas ada dua mode pembangkitan. yaitu pembangkitan dengan turbin gas dan pembangkitan dengan turbin uap. turbin gas lebih dikenal dengan istilah GTG (Gas Turbin Generator) sedangkan turbin uap dikenal dengan STG(Steam Turbin Generator), tidak hanya itu saja, terdapat juga bagian yang namanya HRSG (Heat Recovery Steam Generator).Prinsip kerja PLTG adalah sebagai berikut, mula-mula udara dimasukkan kedalam kompresor dengan melalui air filter / penyaring udara agar partikel debu tidak ikut masuk ke dalam kompresor tersebut. Pada kompresor tekanan udara dinaikkan lalu dialirkan ke ruang bakar untuk dibakar bersama bahan bakar. Disini, penggunaan bahan bakar menentukan apakah bisa langsung dibakar dengan udara atau tidak. Jika menggunakan BBG, gas bisa langsung dicampur dengan udara untuk dibakar. Tapi jika menggunakan BBM harus dilakukan proses pengabutan dahulu pada burner baru dicampur udara dan dibakar. Pembakaran bahan bakar dan udara ini akan menghasilkan gas bersuhu dan bertekanan tinggi yang berenergi (enthalpy). Gas ini lalu disemprotkan ke turbin, hingga enthalpy gas diubah oleh turbin menjadi energi gerak yang memutar generator untuk menghasilkan listrik.GAS POWER SYSTEMGas power system atau sistem tenaga gas merupakan sistem tenaga yang menggunakan fluida kerja berupa gas. Yang termasuk didalam kelompok ini adalah turbin gas dan motor pembakaran dalam baik dengan tipe pengapian-nyala dan kompresi-nyala.

Gambar 1. (a) Nomenklatur untuk mesin bertorak piston-silinder (b) Diagram tekanan-perpindahan dalam bertorak.Gambar diatas memperlihatkan mesin pembakaran dalam bertorak yang terdiri dari piston yang bergerak didalam silinder yang memiliki 2 katup. Bore dari silinder adalah diameter dalamnya. Langkah (stroke) adalah jarak piston bergerak ke satu arah. Piston dikatakan berada pada titik mati atas pada saat piston telah bergerak ke posisi dimana volume silinder minimum. Volume minimum ini disebut juga volume sisa. Pada saat piston berada pada posisi dimana volume silinder maksimum, maka piston dikatakan berada pada titik mati bawah. Total volume yang dikeluarkan pada saat piston bergerak dari titik mati bawah ke titik mati atas adalah volume perpindahan. Rasio kompresi r didefinisikan sebagai volume pada titik mati bawah dibagi dengan volume pada titik mati atas. Didalam motor pembakaran dalam empat-langkah, piston melakukan empat langkah translasi dalam silinder untuk tiap dua putaran dari poros engkol. Gambar (b) memperlihatkan skema hubungan antara tekanan dengan mekanisme perpindahan dari piston yang dapat dilihat dengan menggunakan osiloskop. Pada saat katup masuk terbuka, maka piston melakukan langkah isap untuk menarik campuran baru ke dalam silinder. Pada mesin tipe pengapian-nyala, hanya udara yang masuk adalah campuran antara bahan bakar dan udara. Sementara pada mesin kompresi-nyala, hanya udara yang masuk kedalam silinder. Langkah selanjutnya, pada saat kedua katup silinder tertutup, maka piston melakukan langkah kompresi, sehingga temperatur dan tekanan dalam silinder akan naik. Kondisi ini merupakan pemberian kerja oleh piston terhadap silinder. Proses pembakaran kemudian diilakukan (dengan kedua katup pada posisi tertutup), sehingga menghasilkan campuran gas bertekanan dan bersuhu tinggi. Pada mesin tipe pengapian-nyala, pembakaran terjadi pada saat mendekati akhir dari langkah kompresi dengan menggunakan bantuan busi (spark plug) sebagai pemantik api. Sementara pada mesin kompresi-nyala, pembakaran terjadi pada saat bahan bakar diinjeksikan ke dalam ruang bakar yang telah terkondisikan dengan udara panas terkompresi, yang dimulai saat mendekati akhir langkah kompresi dan berlanjut sampai bagian awal dari proses ekspansi. Sesaat setelah langkah kompresi, maka akan diikuti dengan langkah kerja (power stroke) berupa ekspansi campuran gas hasil pembakaran yang kemudian mendorong piston untuk bergerak menuju titik mati bawah. Selanjutnya adalah fase langkah buang, dimana gas hasil pembakaran akan dikeluarkan dari dalam ruang bakar melalui katup buang. SIKLUS-SIKLUS PADA GAS POWER SYSTEM1. Siklus-siklus Udara StandarAsumsi dasarnya adalah udara sebagai fluida kerja dan semua proses bekerja secara reversible. Untuk siklus Otto, Diesel, dan Trinkel, dianggap sebuah sistem tertutup yang bekerja dengan jumlah udara yang sama sepanjang siklus tersebut. Pembakaran hidrokarbon dianggap sebagai penambahan panas karena jumlah udara jauh lebih besar dibandingkan dengan jumlah bahan bakar, hal ini merupakan model kualitatif yang baik yang tidak membutuhkan pengetahuan tentang pembakaran aktual. Panas biasanya dikeluarkan dari mesin-mesin jenis ini sebagai produk pembakaran. Dua konsep baru adalah rasio kompresi dan tekanan efektif. Untuk siklus Brayton, diasumsikan sebagai mesin-mesin kontrol volume yang mewakili sebuah turbin gas. Pembakaran dimodelkan sebagai sebuah penukar panas (menerima panas).2. Siklus Otto StandarSiklus otto merupakan model ideal dari penyalaan busi, mesin empat tak. Adapun prosesnya adalah sebagai berikut :

Gambar 2. Diagram p-v dan diagram T-s dari sikulus Otto standar-udaraProses 1-2: kompresi isentropik pada udara yang terjadi selama piston bergerak dari titik mati bawah menuju titik mati atas.Ptoses 2-3: proses terjadinya pelepasan kalor pada volume konstan dari sumber eksternal ke udara ketika piston berada pada titik mati atas.Proses 3-4: proses ekspansi isentropik (langkah kerja).Proses 4-1: terjadi pada volume konstan dimana kalor akan dikeluarkan dari udara pada saat piston berada pada titik mati bawah.Proses dari tahap 1 ke 2 merupakan proses adiabatik reversible (isentropis) sehingga kerjanya adalah isentropis (n=k), yaitu : (1)Dengan :W12: kerja isentropis yang dilakukan gas dari titik 1 ke 2p2, p1: tekanan titik 1 dan 2R: konstanta gas ideal (udara standar)m: massa gasT2, T1: temperatur titik 1 dan 2k: konstanta gas adiabatisPerpindahan panas dari proses yang sama adalah nol (reversible dan adiabatic). Penambahan panas (tanpa batasan kerja), diberikan sebagai berikut: (2)Dengan : Q23 : heat transfer dari titik 2 ke 3U3, U2: masing-masing energi dalam pada titik 2 dan 3Untuk panas spesifik konstan, persamaan ini menjadi Q23 = mcv (T3 T2). Kerja ekspansi 3 ke 4 dari siklus otto juga merupakan proses isentropis persamaannya ditunjukkan sebagai berikut : (3)Dengan :W34: kerja isentropis yang dilakukan gas dari titik 3 ke 4 p3, p4: tekanan titik 3 ke 4T3, T4: temperatur pada titik 3 dan 4 Perpindahan panas Q34 juga tidak ada (zero). Proses diakhiri dengan pembuangan panas sejajar dengan pemasukan panas pada kondisi volume konstan. Proses akhir, pengeluaran panas sejajar dengan pemasukan panas pada volume konstan dinyatakan sebagai: (4) Dengan :Q41 : heat transfer dari titik 4 ke 1U1, U4: masing-masing energi dalam pada titik 1 dan 4Panas spesifik menjadi Q41 = mcv (T1 T4). Rasio kompresi r, didasarkan atas nilai volume terbesar sampai terkecil (diambil dari langkah piston selama kompresi) , ternyata rasio volume spesifik sama dengan rasio volume untuk sistem tertutup. Mean effective pressure (MEP) atau tekanan efektif rata-rata didefinisikan sebagai siklus kerja dibagi dengan perubahan maksimum pada volume . MEP merupakan ukuran untuk kerja yang tidak berguna dalam siklus kerja. Akhirnya efisiensi panas dapat dinyatakan sebagai . Untuk panas spesifik konstan persamaan dapat disederhanakan menjadi:(5)3. Siklus Diesel Standar UdaraSiklus diesel merupakan model idealisasi dari sebuah proses kompres penyalaan, mesin empat langkah. Adapun prosesnya sebagai berikut:

Gambar 3. Diagram p-v dan T-s pada siklus Diesel standar-udaraProses 1-2: kompresi isentropik. Kalor tidak dipindahkan ke fluida kerja pada tekanan konstan.Proses 2-3: merupakan bagian pertama dari langkah kerja.Proses 3-4: ekspansi isentropik.Proses 4-1: pada volume konstan, dimana kalor keluar dari udara ketika piston berada pada titik mati bawah. Proses-proses dari tahap 1 ke 2 adalah adiabatik dan reversible sehingga kerja merupakan kerja isentropis (n=k) :(6)Dengan :W12: Kerja isentropis yang dilakukan gas dari titik 1 ke 2p1,p2: tekanan titik 2 dan 1R: konstanta gas ideal (udara standar)m: massa gasT1, T2: temperatur titik 2 dan 1k: konstanta gas adiabatisPerpindahan panas untuk proses-proses yang serupa adalah nol (zero/reversible dan adiabatik). Heat transfer pada tekanan konstan yaitu pada proses 2-3 diberikan sebagai :Q23 = m( h2 - h3 )(7)Dengan :Q23: heat transfer pada tekanan konstan dari titik 2-3h2, h3: entalpi pada titik 2 dan 3Kerja dari 2 ke 3 merupakan tekanan konstan W23 = p2 (V3 V2), untuk panas spesifik konstan, perpindahan panas menjadi Q23 = mcp (T3 T2). Kerja ekspansi 3 ke 4 dari siklus diesel merupakan kerja isentropis, diberikan oleh persamaan :(8)

Dengan :W34: kerja isentropis yang dilakukan gas dari titik 3 ke 4p3, p4: tekanan titik 3 dan 4T3, T4: temperatur pada titik 3 dan 4Sedangkan perpindahan panas Q34 juga bernilai nol. Proses terakhir berupa proses pengeluaran panas pada sejajar dengan pemasukan panas pada volume konstan dinyatakan sebagai Q41 = m (u1 u4) dan untuk panas spesifik konstan menjadi Q41 = mcv (T1 T4). Perbandingan kompresi, r, didasarkan atas langkah piston selama kompresi : r = V1/V2. Kenyataannya perbandingan volume spesifik sama dengan perbandingan volume (volume ratio).Mean effective pressure, MEP (tekanan efektif rata-rata) didefinisikan sebagai siklus kerja dibagi dengan perubahan maksimum pada volume dan dinyatakan sebagai MEP juga merupakan ukuran dari kerja tidak berguna (tidak efektif) dari siklus tersebut. Efisiensi thermal () diberikan sebagai . Untuk panas spesifik konstan, persamaan dapat disederhanakan menjadi :(9)Parameter lain yang diapakai dalam siklus diesel adalah cutoff ratio yang dinyatakan dalam rumus rc = V3/V2.4. Siklus Rangkap Standar-UdaraPernyataan yang lebih praktis dari mesin diesel adalah bahwa perpindahan panas mulai terjadi pada langkah penuh dari piston (titik mati atas) sebagai sebuah proses volume konstan, kemudian berlanjut selama ekspansi piston. Adapun diagramnya sebagai berikut.

Gambar 4. Diagram p-v dan T-s dari siklus rangkap standar-udaraProses 1-2: kompresi isentropik. Penambahan kalor terjadi melalui dua langkahProses 2-3: penambahan kalor pada volume konstan.Proses 3-4: penambahan kalor pada tekanan konstan dan proses awal dari langkah kerja.Proses 4-5: ekspansi isentropik.Proses 5-1: pelepasan kalor pada volume konstan.Proses pada tahap 1 ke 2 merupakan proses adiabatik reversible (isentropik) dengan demikian kerjanya adalah isentropis (n = k) :(10)Transfer panas untuk proses yang sama adalah nol (reversible dan adiabatik), pemasukan panas, dinyatakan sebagai volume konstan :Q23 = m (u3 u2)(11)Untuk tekanan konstan Q34 = m( h4 h3 ). Kerja dari 3 ke 4 merupakan kondisi batas kerja tekanan konstan W34 = p3 (V4 V3). Kerja ekspansi 4 ke 5 dari siklus Trinkler juga merupakan kerja isentropis, persamaannya diberikan sebagai berikut :(12)Perpindahan panas Q45 juga bernilai nol. Pengeluaran panas terjadi pada volume konstan (tanpa batas kerja) dinyatakan sebagai Q51 = m (u1 u5) dan untuk panas spesifik kontsan menjadi Q51 = mcp (T1 T5). Perbandingan kompresi (r) didasarkan pada langkah-langkah piston selama kompresi r = V1/V2. MEP didefinisikan sebagai kerja siklus dibagi dengan perubahan maksimum pada volume yang dinyatakan sebagai Akhirnya efisiensi termal dapat diberikan sebagai , untuk panas spesifik konstan persamaan menjadi :(13)5. Siklus Brayton Udara StandarSiklus ini merupakan model ideal dari sebuah turbin gas. Secara skematik, model tersebut terdiri dari sebuah kompresor adiabatik reversible, pemasukan tekanan konstan melalui penukar panas (untuk menggambarkan pembakaran), turbin adiabatik reversible untuk penguraian tenaga dan penukar panas tekanan rendah untuk penegluaran panas (menggambarkan pembuangan gas).Dari hukum pertama kontrol volume compressor , dimana diperoleh dari sebuah proses isentropis didalam tabel. Untuk pemasukan panas, . Untuk turbin reversibel dan adiabatik , dan untuk pengeluaran panas . Efisiensi termal yang dihasilkan adalah (15)

Gambar 5. Siklus Brayton standar-udara

CONTOH KASUS DARI BERBAGAI SIKLUS 1. Siklus Otto StandarKnown: An air-standard Otto cycle with a given value of compression ratio is executed with specified conditions at the beginning of the compression stroke and a specified maximum temperature during the cycle.Find: Determine the temperature and pressure at the end of each process, the thermal efficiency, and mean effective pressure,in atm.

Schematic and Given Data:

Assumptions:1. The air in the pistoncylinder assembly is the closed system.2. The compression and expansion processes are adiabatic.3. All processes are internally reversible.4. The air is modeled as an ideal gas.5. Kinetic and potential energy effects are negligible.

Analysis:(a) The analysis begins by determining the temperature, pressure, and specific internal energy at each principal state of the cycle. At T1 = 300 K, Table A-22 gives u1=214.07 kJ/kg and vr1 = 621.2. For the isentropic compression Process 12

Interpolating with vr2 in Table A-22, we get T2 = 673 K and u2 = 491.2 kJ/kg. With the ideal gas equation of state

The pressure at state 2 can be evaluated alternatively by using the isentropic relationship, p2 = p1( pr2/pr1).Since Process 23 occurs at constant volume, the ideal gas equation of state gives

At T3 =2000 K, Table A-22 gives u3= 1678.7 kJ/kg and vr3 = 2.776.For the isentropic expansion process 34

Interpolating in Table A-22 with vr4 gives T4 = 1043 K, u4 = 795.8 kJ/kg. The pressure at state 4 can be found using the isentropic relationship p4 =p3(pr4/pr3) or the ideal gas equation of state applied at states 1 and 4. With V4 = V1, the ideal gas equation of state gives

(b) The thermal efficiency is

(c) To evaluate the mean effective pressure requires the net work per cycle. That is

where m is the mass of the air, evaluated from the ideal gas equation of state as follows:

Inserting values into the expression for WcycleThe displacement volume is V1=V2, so the mean effective pressure is given by

2. Siklus Diesel Standar UdaraKnown: An air-standard Diesel cycle is executed with specified conditions at the beginning of the compression stroke. The compression and cutoff ratios are given.

Find: Determine the temperature and pressure at the end of each process, the thermal efficiency, and mean effectivepressure.

Schematic and Given Data:

Assumptions:1. The air in the pistoncylinder assembly is the closed system.2. The compression and expansion processes are adiabatic.3. All processes are internally reversible.4. The air is modeled as an ideal gas.5. Kinetic and potential energy effects are negligible.

Analysis:(a) The analysis begins by determining properties at each principal state of the cycle. With T1 = 300 K, Table A-22 gives u1 = 214.07 kJ/kg and vr1 = 621.2. For the isentropic compression process 12

Interpolating in Table A-22, we get T2= 898.3 K and h2 = 930.98 kJ/kg. With the ideal gas equation of state

The pressure at state 2 can be evaluated alternatively using the isentropic relationship, p2 = p1( pr2/pr1).Since Process 23 occurs at constant pressure, the ideal gas equation of state gives

Introducing the cutoff ratio, rc = V3/V2From Table A-22, h3 = 1999.1 kJ/kg and vr3= 3.97.For the isentropic expansion process 34

Introducing V4 = V1, the compression ratio r, and the cutoff ratio rc, we have

Interpolating in Table A-22 with vr4, we get u4 = 664.3 kJ/kg and T4 = 887.7 K. The pressure at state 4 can be found using the isentropic relationship p4 = p3(pr4/pr3) or the ideal gas equation of state applied at states 1 and 4. With V4 = V1, the ideal gas equation of state gives

(b) The thermal efficiency is found using

(c) The mean effective pressure written in terms of specific volumes is

The net work of the cycle equals the net heat added

The specific volume at state 1 is

Inserting values

3. Siklus Rangkap Standar UdaraKnown: An air-standard dual cycle is executed in a pistoncylinder assembly. Conditions are known at the beginning of the compression process, and necessary volume and pressure ratios are specified.

Find: Determine the thermal efficiency and the mep, in MPa.Schematic and Given Data:

Assumptions:1. The air in the pistoncylinder assembly is the closed system.2. The compression and expansion processes are adiabatic.3. All processes are internally reversible.4. The air is modeled as an ideal gas.5. Kinetic and potential energy effects are negligible.Analysis: The analysis begins by determining properties at each principal state of the cycle. States 1 and 2 are the same as in Example 9.2, so u1=214.07 kJ/kg, T2= 898.3 K, u2=673.2 kJ/kg. Since Process 23 occurs at constant volume, theideal gas equation of state reduces to give

Interpolating in Table A-22, we get h3= 1452.6 kJ/kg and u3= 1065.8 kJ/kg.Since Process 34 occurs at constant pressure, the ideal gas equation of state reduces to give

From Table A-22, h4 = 1778.3 kJ/kg and vr4= 5.609.Process 45 is an isentropic expansion, so

The volume ratio V5/V4 required by this equation can be expressed as

With V5 =V1, V2 = V3, and given volume ratios

Inserting this in the above expression for vr5

Interpolating in Table A-22, we get u5 = 475.96 kJ/kg.(a) The thermal efficiency is

(b) The mean effective pressure is

The net work of the cycle equals the net heat added, so

The specific volume at state 1 is evaluated in Example 9.2 as v1 = 0.861 m3/kg. Inserting values into the above expressionfor mep

4. Siklus Brayton Udara StandarKnown: An ideal air-standard Brayton cycle operates with given compressor inlet conditions, given turbine inlet temperature,and a known compressor pressure ratio.Find: Determine the thermal efficiency, the back work ratio, and the net power developed, in kW.Schematic and Given Data:

Assumptions:1. Each component is analyzed as a control volume at steady state. The control volumes are shown on the accompanying sketch by dashed lines.2. The turbine and compressor processes are isentropic.3. There are no pressure drops for flow through the heat exchangers.4. Kinetic and potential energy effects are negligible.5. The working fluid is air modeled as an ideal gas.

Analysis: The analysis begins by determining the specific enthalpy at each numbered state of the cycle. At state 1, the temperature is 300 K. From Table A-22, h1 = 300.19 kJ/kg and pr1 = 1.386.Since the compressor process is isentropic, the following relationship can be used to determine h2

Then, interpolating in Table A-22, we obtain h2 = 579.9 kJ/kg.The temperature at state 3 is given as T3 = 1400 K. With this temperature, the specific enthalpy at state 3 from Table A-22 is h3 =1515.4 kJ/kg. Also, pr3 = 450.5. The specific enthalpy at state 4 is found by using the isentropic relation

Interpolating in Table A-22, we get h4 = 808.5 kJ/kg.(a) The thermal efficiency is

(b) The back work ratio is

(c) The net power developed is

To evaluate the net power requires the mass flow rate, which can be determined from the volumetric flow rate and specific volume at the compressor inlet as follows

Since v1 =(R/M)T1/p1, this becomes

Finally,

DAFTAR PUSTAKA

Slamet Wahyudi, ST., MT, dkk. 2003. Bahan Ajar Termodinamika Teknik II. Malang : Universitas Brawijaya.Moran dan Saphiro. 2004. Termodinamika Teknik Jilid 2 Edisi 4. Jakarta : Erlangga