Perancangan Turbin Gas Berbahan Bakar Biogas

6

Lampiran A-1 : Tabel Propertis Gas Ideal

7

PERANCANGAN MIKRO GAS TURBIN BERBAHAN BAKAR BIOGAS

Selly Riansyah, Sudarman, Heni Hendaryati

Jurusan Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Muhammadiyah Malang

Jl. Raya Tlogomas No. 246 Telp. (0341) 464318-128 Fax. (0341) 460782 Malang 65144

ABSTRAK

Pembangkit energi skala mikro banyak dibutuhkan untuk lingkungan pedesaan, lingkungan

kantor skala kecil dan perumahan. Pembangkit energi skala kecil dan perumahan.pembangkit

energi skala mikro, diantaranya Turbin Mikro Hidro, Turbin Uap Mikro dan Turbin Gas Mikro

(MGT). Pembangkit energi skala mikro memiliki keunggulan, diantaranya biaya pemeliharaan dan

operasi yang rendah, pengoperasian yang mudah, dan bersifat mobile (Mursyid, 2012).

Micro gas turbine pada perancangan ini menggunakan bahan bakar biogas yang dihasilkan

dari fermentasi kotoran hewan (Sapi) dimana turbin dan kompresor yang digunakan adalah unit

turbocharge engine diesel.Turbocharger yang digunakan dirakit dengan beberapa komponen

pendukung yaitu ruang bakar dan sistem pengapian. Menggunakan ruang bakar tipe tubular dan

dihitung berdasarkan kapasitas turbocharge yang digunakan, sehingga diharapkan menghasilkan

siklus kerja turbin yang optimal dan dapat digunakan untuk memutar generator listrik.

Pembangkit listrik Micro Gas Turbine (MGT) berbahan bakar biogas pada perancangan ini

bertujuan untuk menghasilkan daya 20 kW.. Konsentrasi gas metan dalam biogas sebesar 62,5%,

dengan panjang ruang bakar 240 mm,, diameter 98,7 mm dan diameter liner 86 mm. Dari hasil

perhitungan didapat laju aliran bahan bakar 0,0166 kg bb/s dan efisensi siklus sebesar 73,82%.

Katakunci : Micro Gas Turbine, Biogas.

I. PENDAHULUAN Pembangkit energi skala mikro banyak

dibutuhkan untuk lingkungan pedesaan, lingkungan

kantor skala kecil dan perumahan. Pembangkit energi

skala kecil dan perumahan.pembangkit energi skala

mikro, diantaranya Turbin Mikro Hidro, Turbin Uap

Mikro dan Turbin Gas Mikro (MGT). Pembangkit

energi skala mikro memiliki keunggulan, diantaranya

biaya pemeliharaan dan operasi yang rendah,

pengoperasian yang mudah, dan bersifat mobile

(Mursyid, 2012).

Turbin gas mikro didefinisikan sebagai

pembangkit energi yang menghasilkan daya dibawah

200 kiloWatt (Jong Joon Lee, 2007). Dalam satu

dekade terakhir, MGT telah diproyeksikan sebagai

salah satu sistem pembangkit daya maupun termal

yang prospektif, baik secara teknis, dimensi, biaya,

maupun aspek lingkungan (W.P.J Visser, 2011).

Tubin Gas Mikro adalah prototype dari Turbine

Gas skala mikro yang berbahan bakar biogas dan dapat

menghasilkan daya sekitar 20 kiloWatt (kW). Dalam

perancangan sebuah turbin gas diperlukan perhitungan

dan penelitian terkait dengan turbin, kompresor, dan

ruang bakar serta komponen pendukung lainnya.

Proses kerja dari MGT adalah sama dengan

proses kerja turbin gas pada umumnya seperti yang

terlihat pada gambar II.8. dimulai dari udara yang

dihisap ke dalam inlet house kompresor. Udara yang

telah termampatkan dan bertekanan tinggi tersebut

dialirkan ke dalam ruang bakar (combustion chamber).

Ruang bakar pada MGT berbeda pada turbin gas pada

umumnya dimana ruang bakar tidak sejajar pada poros

turbin dan kompresor seperti terlihat pada gambar II.9.

Ruang bakar MGT dibuat terpisah dari kesatuan unit

turbocharge atau tidak sejajar sumbu poros. Didalam

ruang bakar tersebut fluida kerja dicampur dengan

bahan bakar yang berupa biogas dengan asumsi

komposisi 62,5% CH4 dan 37,5% CO2. Adapun

komponen utamanya adalah sebagai berikut :

1. Kompresor 2. Ruang Bakar

3. Turbin

8

Gambar 1 : Skema siklus turbin gas

II. Metode Perancangan

Gambar 2 : Flow chart perancangan

III. ANALISA TERMODINAMIKA

Berdasarkan data-data survey yang diperoleh,

diketahui:

1. Suhu udara (suhu masuk kompressor) 27 °C

2. Tekanan atmosfer 1,01325 bar

3. Temperatur masuk turbin 970°C (merujuk

pada ketahanan material menahan

temperature, tegangan dan umur pakai

turbocharge yang digunakan)

Gambar 3 :Diagram T-S siklus Brayton ideal

dan actual

Harga perbandingan tekanan (rp) dihitung

dengan rp optimum. Hal ini dimaksudkan untuk

mendapatkan kerja maksimum.

rp optimum dapat dicari dengan rumus:

(rp) optimum = (𝑇3

𝑇1)

𝑘

2(𝑘−1)

Jadi:

T1 = 27 °C = 300 K

T3 = 970 °C = 1.243 K

k = 1,4

Maka:

(rp) optimum = (1243

300)

1,4

2(1,4−1)

= 12

1. Kerja kompresor ideal

Keja kompresor ideal dapat dicari dengan

rumus:

kidealw= (h2 –h1) kJ/kg

Dengan menggunakan tabel udara untuk T1

= 300 K pada tabel udara T1 = 300 K pada lampiran 1,

maka diperoleh:

T1 = 300 K

h1 = 300,19 kJ/kg

Pr1 = 1,3860

Pr2 = 𝑃2

𝑃1𝑃𝑟1

= 12 . 1,3860

= 16,632

Temperatur output kompresor mikro turbin

adalah 45 °C (lit 3 hal 44 UI). h2 dan T2 dapat dicari

dengan cara interpolasi dari tabel pada lampiran 1,

sehingga diperoleh:

h2 = 318,28

T2 = 318

9

Maka:

kidealw = (h2 –h1) kJ/kg

= (318,28 – 300,19) kJ/kg

= 18,09 kJ/kg.°K

2. Panas ideal yang dibutuhkan

Panas ideal yang disuplay oleh ruang bakar

dapat dicari dengan rumus:

Qin ideal = (h3 – h2) kJ/kg

Dimana:

T3 = 970 °C = 1243 K, h3 dan Pr3 dapat diketahui

dengan menggunakan rumus interpolasi:

h3 = 1324,7 kJ/kg

Pr3 = 275,075

Qin ideal = (h3 – h2) kJ/kg

= (1324,7 – 318,28) kJ/kg

= 1006,42 kJ/kg.

3. Kerja Turbin ideal

Keja ideal yang dihasilkan oleh turbin dapat

dicari dengan rumus:

WT ideal = (h3 – h4) kJ/kg

Dimana:

PR4 = (𝑃4

𝑃2) 𝑃𝑟3

= (1

12) 275,075

= 22,92

h4 dapat dicari dengan cara

interpolasi h4 = 684,91 kJ/kg

Jadi:

WT ideal = (h3 – h4) kJ/kg

= (1324,7 – 684,91) kJ/kg

= 639,79 kJ/kg

4. Panas yang keluar

Qout = (h4 – h1) kJ/kg

= (684,91– 300,19) kJ/kg

= 384,47kJ/kg

5. Efisiensi termal ideal siklus

Hth siklus = 𝑊𝑇𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙−𝑊𝑘𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙

𝑞𝑖𝑛𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙

= 639,79−18,09

1006,42

= 0,6177

= 61,77%

6. Back work ratio (bwr)

Bwr = 𝑊𝑘𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙

𝑊𝑇𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙

= 18,09

639,79

= 0,028 = 2,8 %

Ini berarti 2,8 % kerja ideal keluaran turbin

digunakan hanya untuk memutar kompresor.

Siklus Brayton Aktual

Kondisi udara masuk kompresor:

1. Untuk kondisi masuk kompresor keadaan

static diperoleh:

T1 = 300 K

P1 = 1,01325 bar

Untuk kondisi masuk kompresor pada keadaan

stagnasi berdasarkan gambar 3.2:

𝑇01 = 𝑇1 +𝐶𝑢

2

2. 𝐶𝑝

Dimana:

Cu = Kecepatan aliran fluida (m/s)

Cu = 152.4 m/dtk……..[lit 2 hal 376]

Cp = Panas jenis udara masuk

kompresor

= 950 + 0,21.T1 (J/kg.K)

= 950 + 0,21 (300)

= 1,013 kJ/kg.K

Sehingga:

T01 = 300 + 152,42

2.1013

= 311,463 K

Dengan mempergunakan tabel pada lampiran

1, diperoleh:

h01 = 311,71 kJ/kg

3.1. Kondisi udara keluar kompresor

1. Untuk kondisi keluar kompresor

keadaan statik diperoleh:

T2 = 318 K

P2 = (rp)optimum . P1

= 12 . 1,01325 bar

= 12,159 bar

2. Untuk kondisi keluar kompresor pada

keadaan stagnasi berdasarkan pada

gambar 3.2.

T02 = T2 + 𝐶𝑎

2

2.𝐶𝑝

Dimana:

Ca = Kecepatan aliran aksial fluida

= 152,4 m/s

Cp = 950 + 0,21 T2

Cp = 950 + 0,21 (318) = 1,016 kJ/kg.°K

Sehingga:

T02 = 318 + 152,42

2.1016,76

= 329,42 K

Dengan menggunakan tabel pada lampiran 1,

diperoleh:

h02 = 318,282

jadi : P02 = P1.(𝑇02

𝑇1)

𝑘

1,4−1

jadi : P02 = 1,01325.(329,42

300)

1,4

1,4−1

= 1,405 bar

Kondisi gas melalui turbin

1. Kondisi gas masuk turbin

10

T3 = 970 °C = 1243 K (merujuk pada ketahanan

material temperature, tegangan dan umur pakai dari

turbocharge)

2. Kondisi gas keluar turbin

𝑇4 = 𝑇3. (1

𝑟𝑝

)

𝑘−2

𝑘

= 1243. (1

12)

1,33−1

1,33

= 670,97 K

Perbandingan tekanan keluar turbin dengan

tekanan udara atmosfir pada instalasi turbin gas siklus

terbuka adalah 1,1 + 1,2 …[lit 7 hal 37]

P4 = 1,1 . P1

= 1,1 . 1,01325 = 1,1145

bar

3.2. Efisiensi kompresor dan turbin

Perbandingan tekanan kompresi sebesar 1,38:1

dengan kenaikan temperature udara yang melewati

kompresor, T02 – T01 = 329,42 - 311,46 = 17,96 K.

Berdasarkan data kompresor garret GT4294 tekanan

maksimum kompresor sebesar 1,8409 bar. maka

didapat efisiensi isentropic kompresor (ηk) sebesar

95%.

Sedangkan untuk efisiensi turbin (ηT) dapat

dicari dengan menggunakan rumus:

𝜂𝑇 =

𝑙𝑛 [1 − 𝜂𝑘 + 𝜂𝑘 (𝑃2

𝑃1)

𝑘−1

𝑘]

(𝑘−1

𝑘) 𝑙𝑛 (

𝑃1

𝑃2)

Maka diperoleh:

𝜂𝑇 =

𝑙𝑛 [1 − 0,95 + 0,95 (12

1,01325)

1,4−1

1,4]

(1,4−1

1,4) 𝑙𝑛 (

12

1,01325)

= 0,68

0,70

= 0.971

= 97,1%

Kerja aktual kompresor:

𝑊𝑎𝑘𝑡𝑢𝑎𝑙 =𝑊𝑘

𝜂𝑘

=ℎ02 − ℎ01

𝜂𝑘

=318,282 − 311,71

0,95

= 6,91 kJ/kg

Maka nilai aktual pada keluaran kompresor

berdasarkan gambar 3.2 adalah:

ℎ02 = (ℎ01 + 𝑊𝑘 𝑎𝑘𝑡𝑢𝑎𝑙)𝑘𝐽/𝑘𝑔

= 311,71 + 6,91

= 318,62 kJ/kg

Kerja aktual turbin :

𝑊𝑇 𝑎𝑘𝑡𝑢𝑎𝑙 = 𝜂𝑇 . 𝑊𝑇 𝑖𝑑𝑒𝑎𝑙 = 0,95.(h3-h4)kJ/kg

= 0,95.( 1328,47 – 684,91)kJ/kg

= 864,388 kJ/kg

Maka temperatur keluar ruang bakar aktual:

𝑇3𝑎 =𝑊𝑇𝑎

𝐶𝑝𝑔

+ 𝑇4

Dimana:

𝐶𝑃𝑔 = 950 + 0,21. 𝑇3

= 950+0,21.1243

= 1211,03 J/kg.K

= 1,211 kJ/kg.K

𝑇3𝑎 =864,388

1,211+ 670,97 K

= 1384,75 K

Dengan mempergunakan tabel udara pada

lampiran 1, maka diperoleh:

h3a = 1497,135 kJ/kg

Tekanan aktual di ruang bakar:

P3a = P02 (1-∆Prb)

Dimana:

∆Prb = kerugian tekanan pada ruang bakar (0,01

± 0,02)…[lit 16 hal 55]

P3a = P02 (1-∆Prb)

= 1,405 . (1-0,02) = 1,37 bar

Temperatur aktual keluar turbin

h4a = h3 – WTa = 1328,47 - 864,388

=464,082 kJ/kg, dengan interpolasi pada lampiran 1,

diperoleh temperatur aktual keluar turbin T4a =

462,017 K

Gambar 4: Proses pembakaran dan rugi tekanan

3.3. Panas aktual yang masuk:

Maka berdasarkan gambar 3.5. diperoleh:

𝑞𝑖𝑛 = (ℎ3𝑎 − ℎ02𝑎)𝑘𝐽/𝑘𝑔

= (1497,135 - 318,62)

= 1178,51 kJ/kg

3.4. Kerja bersih:

Wnet = WT aktual – Wk aktual (kJ/kg)

= 864,388 - 6,91 = 857,47 kJ/kg

3.5. Rasio kerja balik:

Bwr = 𝑊𝑘𝑎𝑘𝑡𝑢𝑎𝑙

𝑊𝑇𝑎𝑘𝑡𝑢𝑎𝑙

= 6,91

864,388

= 0,00799 = 0,799%

11

Ini berarti 0,799% kerja aktual keluaran

turbin digunakan untuk memutar kompresor.

3.6. Effisien thermal aktual siklus:

𝜂𝑡ℎ = 𝑊𝑛𝑒𝑡

𝑞𝑖𝑛

= 857,47

1178,51

= 0,7275

= 72,75 %

VI. PERANCANGAN

Ruang bakar merupakan tempat dimana

diharapkan terjadi pembakaran sempurna, yaitu reaksi

eksotermik antara bahan bakar dan oksidator untuk

menghasilkan gas pembakaran pada temperature dan

tekanan tertentu.

Pada ruang bakar turbin gas dapat terdiri dari

beberapa komponen yang dapat mendukung terjadinya

proses pembakaran. Beberapa kriteria ruang bakar

seperti yang telah dijelaskan pada sub bab 2.5 bagian

ruang bakar, dapat dipakai sebagai perbandingan

dalam merencanakan sebuah instalasi ruang bakar.

Adapun tipe ruang bakar yang dipilih dalam

perencanaan ini adalah tipe single can (TUBULAR).

4.1. Selubung (Casing) Ruang Bakar

Selubung adalah lapisan terluar dari ruang

bakar, sehingga berhubungan langsung dengan udara

sekitar. Dimana diantara selubung dan liner terdapat

aliran udara yang berfungsi mendinginkan liner.

mu adalah laju aliran massa total udara total

dikurangi dengan laju aliran massa udara untuk

pendinginan, yaitu 15% dari total laju aliran massa

udara dari hasil kompresi- [lit. 12 hal. 161]

Laju aliran massa udara untuk proses

pendinginan:

mudara pendinginan = 15% . mu

= 15% . 0.257 kg/s

= 0,0385 kg/s

Sehingga diperoleh:

mu RB = (mu - mudara pendinginan) kg/s

= (0.257 – 0,0385) kg/s

= 0,2185 kg/s

Berdasarkan kondisi yang telah dicari pada

perhitungan termodinamika diatas diperoleh:

h02a = 320,47 kJ/kg

dengan cara interpolasi dari lampiran 1

diperoleh : T02a = 320,18 K

P02a = 1,405 bar ∆𝑃𝑂2𝑎−3𝑎

𝑞𝑟𝑒𝑓= 37 (lihat lampiran 2)

∆𝑃𝑂2𝑎−2𝑎

𝑃𝑂2𝑎=0,07 (untuk jenis tubular)

Maka diperoleh:

𝐴𝑟𝑒𝑓

=𝑅

2(

𝑚𝑢𝑅𝐵. 𝑇𝑂2𝑎0,5

𝑃𝑜2𝑎)

2∆𝑃𝑂2𝑎−3𝑎

𝑞𝑟𝑒𝑓

(∆𝑃𝑂2𝑎 − 𝑇3𝑎

𝑃𝑂2𝑎

)−1

]0,5(𝑚2)

𝐴𝑟𝑒𝑓

= [287

2(

0,2185 . 320,180,5

1,405 . 10 5)

2

. 37(0,07)−1]

0,5

= 0.00766 m2

1.1.1. Diameter Selubung Ruang Bakar (Dref)

Besarnya diameter selubung ruang bakar Dref

seperti yang terlihat pada gambar 4.2. dapat dicari

dengan persamaan:

𝐴𝑟𝑒𝑓 = 𝜋

4 𝐷𝑟𝑒𝑓

2

𝐷𝑟𝑒𝑓 = (4𝐴𝑟𝑒𝑓

𝜋)

0,5

= (40.00766

𝜋)

0,5

= 0,0987 m

4.2. Tabung Api Ruang Bakar (Liner)

4.2.1. Luas Penampang Tabung Api

Luas penampang tabung api ruang bakar

seperti yang ditunjukan pada gambar 4.3. dapat dicari

dengan menggunakan rumus:

AL = kopt . Aref ………….[lit.9 hal 112]

Dimana:

AL = Luas penampang tabung api

(Liner) [m2]

Aref = Luas penampang selubung

(Casing) ruang bakar [m2]

kopt = Rasio antara luas penampang

tabung api (liner) dengan luas penampang selubung

(Casing)

nilai kopt dapat dicari dengan dicari dengan cara:

𝑘𝑜𝑝𝑡 = 1 − [[(1 − 𝑚𝑠𝑛)2 − 𝜆

∆𝑃𝑂2𝑎−3𝑎

𝑞𝑟𝑒𝑓− 𝑟2𝜆

]

1

3

Dimana:

msn = Rasio antara laju aliran udara

memasuki moncong dengan total laju aliran udara di

ruang bakar

𝜆 = Koefisien tekanan yang hilang

r = radius, rasio antara luas selubung dengan

luas aliran masuk ruang bakar ∆𝑃𝑂2𝑎−2𝑎

𝑞𝑟𝑒𝑓 = Referensi tekanan dinamik (lihat

lampiran 2 untuk jenis tubular)

Untuk parameter diatas ditentukan, msn = 0,12,

𝜆 = 0,5, r = 6, (lit. 9 hal 112) dan ∆𝑃𝑂2𝑎−2𝑎

𝑞𝑟𝑒𝑓= 37 (lihat

lampiran 2)

Maka diperoleh:

12

𝑘𝑜𝑝𝑡 = 1 − [(1−0,12)2−0,5

37− 62 . 0,5]

1

3

= 1 - [0,274

19]

1

3

= 1 – 0,24

= 0,756

Jadi luas penampang tabung api (Liner) adalah:

𝐴𝐿 = 𝑘𝑜𝑝𝑡 . 𝐴𝑟𝑒𝑓

= 0,756 . 0.000766 m2

= 0,00579 m2

4.2.2. Diameter Tabung Api

Diameter tabung api adalah:

DL = (4𝐴𝐿

𝜋)

0,5

= (40,000579

𝜋)

0,5

= 0,086 m

4.2.3. Panjang Tabung Api Ruang Bakar (LL)

𝐿𝐿 = 𝐷𝐿 (𝐴𝑂∆𝑃𝐿

𝑞𝑟𝑒𝑓𝑙𝑛

1

1−𝑃𝐹)

−1

…[lit 9 hal 148]

Dimana:

DL = Diameter tabung api (Liner) [m]

LL = Panjang tabung api (Liner) [m]

AO = 0,07 untuk jenis tubular…[lit 9 hal

148] ∆𝑃𝐿

𝑞𝑟𝑒𝑓= 37 untuk jenis tubular (lihat lampiran 2)

PF = Pattern Factor

Untuk PF dapat dicari dengan jalan:

𝑃𝐹 = 𝑇𝑚𝑎𝑥−𝑇3𝑚𝑒𝑎𝑛

𝑇3𝑚𝑒𝑎𝑛−𝑇2𝑚𝑒𝑎𝑛………[lit 7 hal 103]

Dimana:

Untuk temperature maksimum yang terjadi

pada ruang bakar berdasarkan [lit 16 hal 229] adalah

berkisar 110% dari temperatur gas hasil pembakaran,

sehingga diperoleh Tmax = T3a . 110% = 1384,135 K .

110% = 1522,135 K.

Maka:

T3mean =𝑇𝑚𝑎𝑥−𝑇3

2

= 1522,135 + 1243

2

= 1382,56 K

T2mean =𝑇𝑂2𝑎−𝑇𝑂1

2

= 329,42+ 311,463

2

= 320,441

Maka:

PF = (1522,135−1385,463

1385,463−320,28)

= 0,128

Sehingga diperoleh panjang tabung api (Liner)

LL = 0,086 (0,07.37. 𝑙𝑛1

1−0,128)

−1

= 0,086 (0,354)-`1

= 0,24 m

4.2.4. Tebal Dinding Tabung Liner (Liner)

Untuk menentukan tebal dari tabung api perlu

ditentukan terlebih dahulu gaya yang bekerja pada

transition piece, yaitu bagian yang mengarahkan gas

keluaran hasil pembakaran menuju seksi turbin yang

juga bertindak sebagai nozzle turbin.

Gaya yang bekerja pada transition piece (Fe)

dapat dicari dengan persamaan:

𝐹𝑒

𝐴𝐿𝑃4𝑎= 2 [(

2

𝑘+1)

1

(𝑘−1)]

𝑃3𝑎

𝑃1− 1 .[lit 7 hal 208]

𝐹𝑒

0,00579 . 1,1145. 105

= 2. [(2

1,33 + 1 )

1

(1,33−1)

]1,37. 105

1,01325.105− 1

Fe = 286 N

Dengan diketahui gaya yang bekerja, maka

ketebalan dinding dari ruang bakar dapat dicari dengan

persamaan:

𝑃 =𝐹

𝐴𝑁/𝑚2

Dimana:

P adalah tekanan/tegangan (N/m2)

F adalah gaya yang bekerja dari gas hasil

pembakaran yang diperoleh dari data diatas sebesar

286 N

A adalah luas dari liner luar dikurangi luas liner

dalam (m2)

Material yang dipakai pada tabung api (liner)

adalah Stainless steels Tipe AISI 310, sama dengan

material yang digunakan untuk bagian yang

mengarahkan gas hasil pembakaran (transition piece).

Berdasarkan data yang diperoleh pada lampiran 7,

diperoleh tegangan regangan yang diizinkan untuk

material diatas adalah 655 MPa.

Maka:

655.106 N/m2 = 286 N

𝐴

A = 4,36 . 10-7 m2

A = 𝜋/4 (DLo – DL)2

4,36 . 10-7 = 𝜋/4 (DLo – 0,086)2

0,000743 = DL,o – 0,086

DLo = 0,0867 m

Maka tebal dari tabung api (liner) adalah (DL,0

– DL)/2 = (0,0867-0,086)/2

= 0,00035 m

= 0,35 mm

4.3. Analisa Aliran Fluida Zona Daerah

Pembakaran

4.3.1. Primary Zone

Pada daerah ini sekitar 28% dari total udara

hasil kompresi disuplaikan ke sekeliling aliran bahan

13

bakar untuk proses pembakaran [lit 2 hal 34].laju

aliran massa udara pada daerah primary zone (muPz)

dapat dihitung dengan cara:

muPz = %Pz . mu

= 28% . 0.257 kg/s

= 0,0719 kg/s

Laju aliran massa bahan bakar:

mfRB = 𝑚𝑓

𝑗𝑢𝑚𝑙𝑎ℎ𝑅𝐵

= 0,0166 kg/s

1

= 0,0166 kg/s

Perbandingan udara – bahan bakar (AFR)Pz

(AFR)Pz = 𝑚𝑢𝑃𝑧

𝑚𝑓𝑅𝐵

= 0,0719

0,0166

= 4,33 udara/kg bb

4.3.2. Secondary Zone

Merupakan zona dimana sekitar 22% udara

untuk membantu pembakaran, dengan tujuan supaya

proses pembakaran bisa berlangsung dengan

sempurna.

Laju aliran massa udara daerah secondary

zone (muSz) dapat dihitung dengan cara:

muSz = (%Pz + %Sz) . mu

= (28% + 22%) . 0.257 kg/s

= 0,1285 kg/s

Laju aliran massa bahan bakar:

mfRB = 𝑚𝑓


= 0,0166 kg/s

1

= 0,0166 kg/s

Perbandingan udara – bahan bakar (AFZ)Sz

(AFR)Pz = 𝑚𝑢𝑆𝑧

𝑚𝑓𝑅𝐵

= 0,1285

0,0166

= 7,74 udara/kg bb

4.3.3. Dilution Zone

Dilution zone adalah dimana udara sebesar 28%

dari total udara primary yang masuk ke liner ditambah

22% total udara secondary zone yang kemudian

ditambahkan dengan %Dz sebesar 40% [lit 9 hal 12]

yang berfungsi untuk mendinginkan gas panas yang

dihasilkan dari secondary zone.

Gambar 5 : Aliran pada lubang dilusi

4.3.3.1. Jumlah Laju Aliran Gas yang Akan

Didinginkan

Laju aliran melalui sebuah lubang pada liner

tidak hanya tergantung pada ukuran lubang (hole) dan

tekanan yang hilang, tetapi juga bergantung pada

ukuran saluran dan kondisi aliran di sekitar lubang,

sehingga nantinya diharapkan dapat mempengaruhi

keefektifitasan luas laju aliran. Pada gambar 4.5 akan

ditunjukan bentuk aliran melalui liner.

Laju aliran massa udara pada dilution zone:

muDZ = (maPzmaSz + maDZ) . mu

= (50% + 40%) . mu

= 90% . 0,257 kg/s

= 0,2313 kg/s

mfRB = 𝑚𝑓


= 0,0166 kg/s

1

= 0,0166 kg/s

Jumlah laju aliran gas yang akan didinginkan

adalah:

mg = muDZ + mf

dimana:

muDZ = laju aliran udara pada zona

pendinginan (dilution zone) (kg/s)

mf = Laju aliran bahan bakar pada

ruang bakar (kg/s)

sehingga diperoleh:

mg = 0,2313 + 0,0166

= 0,2479 kg/s

4.3.3.2. Diameter Efektif Lubang (Hole)

Pendinginan (df)

Diameter efektif lubang dapat dihitung dengan

mempertimbangkan:

Laju aliran massa udara melewati saluran (mf)

mf = 0,5 . mu ………..[lit 9 hal 137]

= 0,5 . 0,257 kg/s

= 0,1285 kg/s

Sehingga didapat laju aliran massa udara

pendingin: 𝑚𝑓

𝑚𝑔=

0,1285 kg/s

0,2479 kg/s = 0,51

Perbandingan temperatur gas terhadap kondisi

titik 2a: 𝑇𝑔𝑎𝑠

𝑇𝑂2𝑎

=1383,57

320,18

= 4,321

Maka berdasarkan grafik perbandingan nilai

optimal DL/ndj vs mJ/mg seperti yang tampak pada

gambar 4.6. didapat nilai optimal dari mJ/ndj =1,2.

14

Gambar 6 : Grafik desain zona pendinginan

untuk ruang bakar tubular

Maka:

𝐷𝐿

𝑛.𝑑𝑗= 1,2

Dimana:

DL = Diameter Liner (m)

n = Jumlah lubang (hole) = (6 untuk tubular)

dj = Diameter efektif lubang (m)

sehingga diperoleh:

dj = 0,0086

6 .1,2

= 0,00119 m

4.3.3.3. Diameter Aktual Lubang (dh)

Diameter aktual dari lubang dapat dihitung

dengan rumus:

𝑑ℎ =𝑑𝑗

𝐶𝐷0,5…………………….[lit 9 hal 138]

Keterangan: bentuk aliran udara pendinginan

yang direncanakan adalah lubang bulat (round hole)

Harga CD dapat diperoleh dengan

menggunakan grafik seperti yang ditunjukan pada

gambar 4.6.

Untuk harga koefisien tekanan jauh lubang

(K) dapat dicari dengan rumus:

𝐾 = 1 +∆𝑃𝐿

𝑞𝑎𝑛 ……………….[lit 9 hal 115]

Dimana: ∆𝑃𝐿

𝑞𝑖𝑛= 37 (lihat lampiran 2 untuk jenis tubular)

Jadi diperoleh:

K = 1 + 37

= 38

Maka berdasarkan grafik pada gambar 4.7.

diperoleh CD = 0,65

𝑑ℎ =0,0119

0,650,5

= 0,00147 m

4.3.3.4. Sudut Jet

Untuk menghitung sudut jet seperti tampak

pada gambar IV.1, dapat menggunakan grafik pada

gambar 4.11.

Jadi untuk K = 38 dengan bentuk lubang bulat

(round holes), diperoleh sudut jet (ϴ) = 78°.

Gambar 7 : Variasi sudut jet dengan tegangan

jatuh liner untuk berbagai bentuk lubang

4.4. Penginjeksian Bahan Bahan Bakar Gas (Gas

Injection)

Pada kebanyakan turbin gas, bahan bakar gas

langsung di supply ke ruang bakar melalui nozzle.

Satu buah nozzle bahan bakar normal digunakan pada

ruang bakar tubular. Proses penyemprotan bahan

bakar dilakukan pada zona utama (primary zone) yang

kemudian disesuaikan dengan pola laju aliran udara

untuk menciptakan pembakaran.

Asalkan kepadatan energi bahan bakar gas yang

digunakan cukup tinggi (misalnya tidak kurang dari 6

MJ/m3), bahan bakar gas tidak memiliki masalah

khusus. Pembentukan jelaga dan nitrat oksida

merupakan satu masalah dari penggunaan bahan bakar

gas. Masalah utama adalah bahwa untuk mencapai

tingkat optimal dari pencampuran di zona

pembakaran. Tingkat pencampuran yang terlalu tinggi

menghasilkan batas stabilitas yang sempit, tetapi

tingkat pencampuran yang terlalu rendah dapat

membuat sistem rentan terhadap osilasi tekanan

pembakaran yang diinduksi (Arthur H.Lefebvre,

2010).

4.4.1. Perhitungan Saluran Udara Masuk zona

Primer Ruang Bakar

Perhitungan saluran masuk ruang bakar

diperlukan untuk memastikan kondisi stoikiometri

pada zona primer. Jumlah udara yang disuplai oleh

kompresor tidak semuanya digunakan untuk

pembakaran. Dimana 28% udara dialirkan ke zona

primer untuk proses pembakaran. AFR aktual pada

zona primer adalah 4,33 udara/kg bb. Kebutuhan udara

pada zona sekunder dan zona dilusi selanjutnya

disuplai oleh lubang-lubang dilusi. Untuk itu

diperlukan perhitungan luasan masuk udara pada liner.

15

Gambar 8 : Tipikal aliran dalam zona primer

(Arthur H.Lefebvre, 2010)

Diasumsikan bahwa tidak ada udara yng

mengalir ke zona primer melalui lubang dilusi, maka:

DPz = DMan x 28%

= 68 mm x 28%

= 19.04 mm

Dimana:

DPz = Diameter masuk liner (mm)

DMan = Diameter penampang sebelum

liner (mm)

4.5. Efisiensi Pembakaran

Efisiensi ruang bakar dapat dicari dengan

melihat grafik kurva untuk desain ruang bakar

konvensional seperti yang tampak pada gambar 4.10.

Dimana ϴ dapat dicari dengan rumah:

ϴ = P02a1,75 . Aref. Dref

0,75 .

exp(T02a/300)/mu………………….[lit 9 hal 161]

= (1,405 . 105)1,75 . (0,00159) . (0,0449)0,75

. exp(320,18/300)/0,0514

= 1,64 . 107

Maka berdasarkan gambar dibawah ini untuk

ruang bakar jenis tubular diperoleh efisensi

pembakaran adalah 76%.

Gambar 9 : Grafik desain untuk ruang bakar

konvensional (Arthur H.Lefebvre, 2010)

Kesimpulan dan Saran

a) Kesimpulan

Dari hasil perhitungan perencanaan mikro gas

turbin ini, maka dapat dibuat kesimpulan sebagai

berikut:

1. Ruang bakar

- Tipe ruang bakar: Single can tubular

- Jumlah ruang bakar: 1 buah

- Laju aliran udara total: 0.257 kg/s

- Laju aliran bahan bakar: 0,0166 kg bb/s

- LHV bahan bakar: 18.167,6 kJ/kg

- Diameter selubung (Casing): 0,0987 m

- Diameter tabung api (Liner): 0,086 m

- Panjang tabung api: 0,24 m

- Tebal liner: 0.35 mm

- Tebal selubung (Casing): 22,2 mm

- Diameter efektif lubang (hole)

pendinginan liner: 0,00119 m

- Diameter aktual lubang (hole)

pendinginan liner: 0,00147 m

- Sudu jet laju aliran udara ke dalam liner:

78°

- Efisiensi ruang bakar: 76 %

- Material tabung api (Liner): Austenite

stainless steel tipe AISI 310

- Material selubung (Casing):

Martensintic stainless steel tipe 410

- Material transition pieces: Austenite

stainless steel tipe AISI 310

2. Nozel Bahan Bakar

Diameter orifis/jet (do): 2,8 mm

3. Perpindahan Panas

- Laju perpindahan panas pada zona utama

(Primary Zone) ke annulus = 620,52 W

- Laju perpindahan panas pada zona kedua

(Secondary Zone) ke annulus = 139,71

W

- Laju perpindahan panas pada zona dilusi

(Dilution Zone) = 592,62 W

4. Sistem Pelumas

- Diameter masuk pelumas ke

turbocharge: 12,6 mm

- Diameter keluar pelumas dari

turbocharge: 20 mm

- Volume pelumas: 701.660 mm3 = 0,7

Liter

- Putaran motor pompa: 1800 Rpm

5. Sistem Starter

- Putaran efektif sistem starter: 18392,38

Rpm

- Putaran aktual maksimum motor starter:

20.000 Rpm

- Jenis Motor Starter: Motor DC 12 Volt

6. Sistem Penyala

- Tipe Pembangkit: Sistem DC

Mekanisme Trembler/Platina

- Tegangan input: 12 Volt

- Daya output busi: 0.027 Joule

- Frequensi penyala: 3 kali per detik

- Rasio reduksi: 1:10

16

- Jumlah gigi gear reduksi 1 (Driver):10

buah

- Jumlah gigi gear reduksi 2 (idle): 50

buah

- Jumlah gigi gear reduksi 3 (Driven): 100

buah

7. Daya Output Generator : 20 KW

b) Saran

1. Posisi penyala (spark plug) sangat

berpengaruh dalam pembakaran, sebaiknya

dilakukan pengujian pada beberapa posisi

penyala. Letak penyala secara akurat didapat

dari pengujian karena banyak faktor yang

mempengaruhi posisi terbaik penyala.

2. Pada proses produksi liner, mengingat jika

disesuaikan dengan perhitungan. Tebal liner

hanya 0,35. Jika kemampuan produksi

terbatas dapat dilakukan perhitungan ulang

yang disesuaikan dengan luasan ruang bakar.

3. Diperlukan analisa Computational Fluid

Design (CFD) untuk menganalisa lebih lanjut

sebelum hasil perancangan ini dibuat guna

mengevaluasi tiap titik aliran terutama pada

zona ruang bakar.

4. Untuk mengurangi tebal selubung dapat

menggunakan Thermal Insulator sebagai

pengambat panas keluar dari ruang bakar ke

lingkungan dan pengurangan penggunaan

material selubung.

5. Diperlukan perancangan lebih lanjut untuk

sistem pembangkit pengapian yang dapat

disesuaikan putaran turbin yang berpengaruh

pada flame speed.

6. Diperlukan pengujian kualitas dari

turbocharge yang digunakan. Karena

turbocharge sangat berpengaruh dalam

efisiensi siklus MGT. Terutama pada

kemungkinan gaya gesek poros.

Daftar Pustaka

Arismunandar, W. (2002). Turbin Gas dan

Motor Propulsi. Bandung: ITB.

Arthur H.Lefebvre, D. R. (2010). Gas Turbine

Combustion. London: CRC Perss.

Boyce, M. P. (1990). Gas Turbine Engineering

Handbook, Second Edition. United Kingdom: Gulf

Professional Publishing.

Catterpilar. (2012). Lubrication Unit 3406.

California: Catterpilar.

Cheremisinoff, P. a. (1981). Biogas production

& utilization. US: Ann Arbor Science.

Faiz. (2009, 11 6). Racing Empire. Retrieved

from Wordpress: http://469racing.wordpress.com/

Frank P. Incopera, D. P. (1981). Heat Transfer.

Canada: Jhon Willey and sons, Inc.

H. Cohen, G. R. (1987). Gas Turbine Theory.

Third Edition. New York: Jhon Willey & Sons.

Harman, R. T. (1981). Gas Turbine

Engineering Application. London: The Macmillan

Press Ltd.

Jong Joon Lee, J. E. (2007). Peformance Test

and Component Characteristic Evaluation of Micro

Gas Turbine. Journal of Mechanical Science and

Technology, 141-152.

Krishnan, R. (2001). Electric Motor Drivers.

Virginia: Prentice Hall.

Martin, D. O. (2009). Rancangan Ruang Bakar

Turbin Gas Pada Sebuah Pembangkit Listrik Dengan

Daya 21 MW. Skripsi, 1-111.

Muhamad Abduh, B. W. (2007). Sistem

Informasi Kinerja Industri Konstruksi Indonesia:

Kebutuhan Akan Benchmarking dan Integrasi

Informasi. Konferensi Nasional Teknik Sipil, 1.

Mursyid, A. (2012). Analisis Unjuk Kerja

Kompresor Sentrifugal Pada Turbin Gas Mikro Proto

X-2. Skripsi, 1.

Nugraha, T. A. (2012). Modifikasi Engine

Berbahan Bakar Premium Menjadi Berbahan Bakar

Biogas Sebagai pembangkit Listrik. Skripsi, 5-20.

Stallcup, J. G. (1990). Motors and Transformer.

Quincy: American Technical Publisher.

Sularso, I. M. (1983). Pompa dan Kompresor.

Tokyo: PT. Pradnya Paramita.

W.P.J Visser, S. A. (2011). Development of a 3

kW Microturbine for CHP Applications. Journal of

Engineering for Gas Turbines and Power, 133.

Gambar Desain :

Gambar 10 : Hasil Perancangan

25

PERSONAL PARTICULAR

Name : Selly Riansyah

Gender : Male

Date of birth : Ponorogo, August 26th 1992

Nationality : Indonesian

Religion : Islam

Marital status : Single

Address : Perum. Bumi Asri Sengkaling Blok J9, Malang, Jawa Timur Indonesia

Email : [email protected]

Mobile : +6281333178424

OBJECTIVE

Seeking a position as an engineer / project engineer where extensive experience will be

further developed and utilize.

WORK EXPERIENCE

DESA KEMASAN TANI MOJOKERTO February 2012 -

June 2012

Freelance Biogas Project

Drafting model and reactor construction

Project supervising

Engine modification. Gasoline to biogas.

Ensure the reactor can producing gas

Make a guide book for owner

mailto:[email protected]

26

DESA SIDOWAYAH MAGETAN

January 2012



Project supervising



CV. DINOYO ENGINEERING October 2012 –

December 2012

Freelance Drafter

Develop detailed mechanical design with standard

Detail drawings

Convert IDW files to DWG files. Updating the resulting DWG files to match the

original IDW files

Manage electronic information in an effective and clear manner to allow all

project personnel to access and understand the relevance of the information

DESA SUKOMULYO MALANG

February 2013



Project supervising



DESA KELATAKAN SITUBONDO

February 2014



Project supervising


27


QUALIFICATIONS

Work well independently and good as team work

Trustworthy and hard worker

Good Responsibility as well as project manager

Competent with most of Microsoft OfficeTM tools (WordTM, ExcelTM,

PowerPointTM, and ProjectTM)

Experience with engineering programs (AutocadTM, InventorTM, CatiaTM, and

SolidworksTM)

Good organizational and interpersonal skill

Fluent in English (oral and written)

EDUCATIONAL BACKGROUND

Mechanical Engineering September 2010 – February

2014

University of Muhammadiyah Malang

Bachelor of Engineering, Mechanical Engineering

Obtained the bachelor degree with Cumlaude GPA 3,73 (Scale 4,0)

SOCIAL SKILLS

Good ability to adapt on multicultural environment, gained through my experience

since my studying and also in my work experience, where people come from different areas

and have different cultures to each other.

ORGANIZATIONAL

Public Relation of Asrama Mahasiswa Pemerintah Kalimantan Timur (2011-

2012)

Public Relation of International Language Forum Malang (2011-2012)

Member of Robotic Team (2012-2013)

Biogas Research Coordinator of Central Energy and Environment Development

UMM (2012-2013)

Chairman LSO Automotive UMM (2013-2014)

Chairman Assistant of Autodesk Laboratory MATC (2012-2013)

COURSE & TRAINING

28

Autocad 2011 (2D&3D Modeling) Course Training (2011)

Inventor 2011 (3D&Structural Analysis) Course Training (2011)

English for Specific Purposes/Toefl (2012)

Robotic Course (2012)

Rigging Plan Course (2013)

BBG Installation Training on Program Diversifiksi BBM ke BBG Kementrian

ESDM at Surabaya (2013)

Rigging Engineer Training at PT. Jurong Engineering Lestari on PLTP Patuha

Project (2013)

ADDITIONAL

I have AutoCAD professional drafter certification from Badan Nasional

Sertifikasi Profesi Republik Indonesia. Certificate Number 28126 7212 0020173

2013.

I have awaiting of two patents registration related biogas engine to the Indonesian

director general of intellectual property rights

INTEREST

Traveling, futsal, Drifting, Race and Work Challenge.

Additional Information and reference will be provide upon request.

Sincerely,

Selly Riansyah

Perancangan Turbin Gas Berbahan Bakar Biogas

Engineering

Transcript of Perancangan Turbin Gas Berbahan Bakar Biogas