skripsi2skrepse

8/12/2019 skripsi2skrepse

http://slidepdf.com/reader/full/skripsi2skrepse 1/173

Rahmad Sugiharto : Perancangan Heat Recovery Steam Generator (HRSG) Dengan Sistem Tekanan Uap DuaTingkat Kapasitas Daya Pembangkitan 77 MW, 2010.

PERANCANGAN HEAT RECOVERY STEAM GENERATOR

(HRSG) DENGAN SISTEM TEKANAN UAP DUA TINGKAT

KAPASITAS DAYA PEMBANGKITAN 77 MW

SKRIPSI

Skripsi yang Diajukan untuk MelengkapiSyarat Memperoleh Gelar Sarjana Teknik

RAHMAD SUGIHARTO

NIM. 070421022

PROGRAM PENDIDIKAN SARJANA EKSTENSI

DEPARTEMEN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNIK

UNIVERSITAS SUMATERA UTARA

MEDAN

2009




3. Bapak Dr. Ing. Ir. Ikhwansyah Isranuri sebagai Ketua Departemen Teknik

Mesin FT – USU.

4. Bapak/Ibu dosen yang telah mendidik penulis selama kuliah di

Departemen Teknik Mesin.

5. Bapak/Ibu staf pegawai Departemen Teknik Mesin.

6. Nenek Mujinah dan keluarga tercinta, beserta teman – teman di mana

penulis bertempat tinggal selama kuliah, yang selalu memberikan do’a dan

dukungan terbaik.

7. Rekan – rekan mahasiswa di Teknik Mesin, khususnya Ekstensi Stambuk

2007 yang telah banyak mendukung dan membantu penulis selama

perkuliahan maupun dalam penyelesaian tugas sarjana ini.

8. Teman – teman Caroline Officer yang banyak membantu selama kuliah.

Walaupun penulis berusaha sebaik mungkin, namun penulis menyadari

banyak kekurangan isi penulisan tugas sarjana ini. Oleh karena itu, penulis

memohon maaf dan dengan senang hati berterima kasih jika menerima saran dan

kritik yang sifatnya membangun untuk perbaikan tugas sarjana ini selanjutnya.

Semoga penulisan ini memberikan manfaat sebaik – baiknya. Amin.

Medan, Nopember 2009Hormat Penulis,

NIM. 070421022

Rahmad Sugiharto




DAFTAR ISI

Halaman

KATA PENGANTAR .......................................................................... i

DAFTAR NOTASI ............................................................................... vi

DAFTAR GAMBAR ............................................................................ ix

BAB I : PENDAHULUAN

1.1. Latar Belakang ............................................................... 1

1.2. Tujuan Penulisan ............................................................ 2

1.3. Batasan Masalah ............................................................ 2

1.4. Metode Penulisan ........................................................... 3

BAB II : TINJAUAN PUSTAKA

2.1. Pengertian Siklus Kombinasi ......................................... 4

2.2. Siklus Turbin Gas .......................................................... 8

2.3. Heat Recovery Steam Generator .................................... 11

2.3.1. Komponen Utama HRSG ..................................... 11

2.3.2. Efisensi Termal HRSG ......................................... 15

2.3.3. Proses Perpindahan Panas pada HRSG .................. 17

2.4. Alat Penukar Kalor ........................................................ 18

2.5. Turbin Uap ................................................................... 21

BAB III : PERHITUNGAN TERMODINAMIKA HRSG

3.1. Spesifikasi Teknis Perancangan .................................... 233.2. Perhitungan Uap ............................................................ 23

3.3. Kesetimbangan Energi ................................................... 31

3.3.1. Kesetimbangan energi pada sistem uap tekanan tinggi

(high pressure atau HP) ......................................... 31

3.3.2. Kesetimbangan energi pada sistem uap tekanan rendah

(low pressure atau LP)Evaporator ........................ 35

3.4. Spesifikasi HRSG yang Direncanakan ........................... 39




3.5. Daya yang Dibangkitkan HRSG ................................... 40

3.6. Efisiensi HRSG .............................................................. 41

BAB IV : UKURAN – UKURAN KOMPONEN UTAMA HRSG

4.1. Parameter Perhitungan Pipa HP Superheater ................. 43

4.1.1. Pemilihan Pipa HP Superheater ........................... 45

4.1.2. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa ( h i ) 48

4.1.3. Koefisien Perpindahan Panas di luar Pipa ( h o ) .. 50

4.1.4. Efisiensi dan Efektivitas Sirip ............................. 58

4.1.5. Tahanan Konduksi pada Pipa HP Superheater ..... 60

4.1.6. Koefisien Perpindahan Panas Menyeluruh ( U ) .. 60

4.1.7. Luas Bidang Pindahan panas .............................. 60

4.2. Parameter Perhitungan Pipa HP Evaporator ................. 61

4.2.1. Pemilihan Pipa HP Evaporator ............................ 64




4.2.5. Tahanan Konduksi pada Pipa HP Evaporator ...... 77



4.3. Parameter Perhitungan Pipa HP Ekonomiser ................ 79

4.3.1. Pemilihan Pipa HP Ekonomiser .......................... 81


4.3.3. Koefisien Perpindahan Panas di luar Pipa ( h o ) .. 854.3.4. Efisiensi dan Efektivitas Sirip ............................. 91

4.3.5. Tahanan Konduksi pada Pipa HP Ekonomiser .... 93



4.4. Parameter Perhitungan Pipa LP Superheater ................. 95

4.4.1. Pemilihan Pipa LP Superheater .......................... 97




4.4.2. Koefisien Perpindahan Panas di dalam Pipa (h i) . 98

4.4.3. Koefisien Perpindahan Panas di luar Pipa (h o) .... 100

4.4.4.Tahanan Konduksi pada Pipa LP Superheater ....... 104



4.5. Parameter Perhitungan Pipa LP Evaporator ................... 106

4.5.1. Pemilihan Pipa LP Evaporator ............................ 108




4.5.5. Tahanan Konduksi pada Pipa LP Evaporator ....... 120



4.6. Parameter Perhitungan Pipa Condensate Preheater ....... 122

4.6.1. Pemilihan Pipa Condensate Preheater ................. 124




4.6.5. Tahanan Konduksi pada Pipa Condensate Preheater 136



4.7. Perhitungan Luas Penampang HRSG .......................... 138

4.8. Cerobong Asap ( chimney ) HRSG ................................ 138

BAB V : KESIMPULAN

5.1. Kesimpulan ................................................................. 140

5.2. Saran ........................................................................... 145

DAFTAR PUSTAKA ........................................................................... 147




DAFTAR NOTASI

Notasi Arti Satuan

A luas permukaan perpindahan panas m 2

Ac luas penampang bagian dalam m 2

A f luas permukaan sirip m 2

A p luas permukaan sirip primer m 2

Ah luas total permukaan yang menyerap panas m2

Aa luas penampang aliran m 2

Di diameter dalam pipa m

Do diameter luar pipa m

Dh diameter hidrolik pipa m

DN diameter nominal (inch)

h entalphi kJ/kg

hi koefisien konveksi bagian dalam pipa W/m 2.oC

ho koefisien konveksi bagian luar pipa W/m 2.oC

k konduktivitas thermal W/m. oC

1 panjang sirip m

L panjang pipa m

LMTD beda suhu rata – rata logaritma oC

mg laju aliran massa gas buang kg/s

mu laju aliran massa uap kg/s

n jumlah pipa dalam satu baris




N jumlah lintasan

N u bilangan Nusselt

N f jumlah sirip per batang pipa

p tekanan bar

P daya W

Pr bilangan Prandtl

Q laju perpindahan panas kJ/s

Re bilangan Reynold

r e jari-jari luar pipa bersirip m

r i jari – jari dalam pipa m

r o jari-jari luar pipa m

S tegangan tarik ijin Psia

SL jarak longitudinal dua buah pipa m

ST jarak tranversal dua buah pipa m

t tebal pipa m

T temperatur oC

Tg temperatur gas buang oC

∆Tmin beda suhu minimum oC

∆Tmax beda suhu maximumo

C

U koefisien perpindahan panas total W/m 2.oC

V kecepatan m/s

Vg kecepatan gas m/s

Vg maks kecepatan gas maksimum rangkuman pipa m/s

Vu kecepatan uap m/s




ηf efisiensi sirip

ηO efektifitas sirip

ηHRSG efisiensi HRSG %

ηT efisiensi turbin %

µ viskositas dinamik fluida kg/m.s

ρ massa jenis fluida kg/ m 3

υ Volume jenis fluida m 3/ kg

WP kerja pompa kJ/kg

γ perbandingan kalor spesifik

x kualitas uap




DAFTAR GAMBAR

No. Gambar Nama Gambar Halaman

2.1. Instalasi PLTGU 6

2.2. Siklus Gas Terbuka 9

2.3. Siklus Brayton 9

2.4. Diagram P – V Turbin Gas 9

2.5. Diagram Alir Air dan Uap HRSG 14

2.6. Konstruksi Salah Satu Unit HRSG Buatan SIEMENS

di PLTGU PT. PLN (Persero) Sektor Belawan 15

2.7. Penukar Kalor Pipa Ganda 18

2.8. Perbedaan Jenis Aliran dan Profil Hubungan Temperatur

dalam Sebuah Pipa Ganda Alat Penukar Kalor 20

2.9. Distribusi Temperatur pada Proses Evaporasi 21

2.10. Diagram Instalasi Siklus Gabungan 22

3.1. Profil Diagram Temperatur Gas Buang dan Uap HRSG 24

3.2. Siklus Perencanaan HRSG 25

3.3. Diagram T – S yang Direncanakan 28

3.4. Diagram Analisa Kesetimbangan Energi

pada Uap Tekanan Tinggi 32

3.5. Diagram Analisa Kesetimbangan Energi

pada Uap Tekanan Rendah 35

3.6. Diagram Kesetimbangan Energi Uap dan Gas Buang 39

3.7. Diagram Alir Perancangan Instalasi Gabungan 42




4.1. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada HP Superheater 44

4.2. Sketsa Rancangan Pipa – pipa HP Superheater 46

4.3. Susunan Pipa Selang-Seling pada HP Superheater 50

4.4. Luas Penampang Pipa Bersirip pada HP Superheater 54

4.5. Grafik Efisiensi Sirip 58

4.6. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada HP Evaporator 62

4.7. Sketsa Rancangan Pipa – pipa HP Evaporator 65

4.8. Susunan Pipa Selang-Seling pada HP Evaporator 68

4.9. Luas Penampang Pipa Bersirip pada HP Evaporator 72


4.11. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada HP Ekonomiser 79

4.12. Susunan Pipa Selang-Seling pada HP Ekonomiser 85


4.14. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada LP Superheater 95

4.15. Susunan Pipa Selang-Seling pada LP Superheater 101

4.16. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada LP Evaporator 107

4.17. Susunan Pipa Selang-Seling pada LP Evaporator 112


4.19. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada Condensate Preheater 1224.20. Susunan Pipa Selang-Seling pada CPH 128





BAB I

PENDAHULUAN

1.1. Latar Belakang

Kebutuhan energi khususnya energi listrik terus meningkat seiring dengan

meningkatnya kegiatan pembangunan ekonomi suatu negara. Salah satunya

seperti di Indonesia yang merupakan negara ekonomi berkembang dan

pertumbuhan penduduk yang semakin besar, merupakan negara dengan konsumsi

energi yang semakin meningkat pula. Sumber energi yang paling banyak

digunakan di sektor industri dan produksi tenaga listrik di Indonesia adalah

minyak bumi dan gas. Minyak bumi dan gas merupakan jenis energi fosil yang

tidak dapat diperbaharui yang ketersediaannya semakin berkurang karena

penggunaan terus-menerus. Oleh karena itu, pemanfaatan energi harus seefisien

mungkin agar menghasilkan manfaat ekonomi dan dapat diterima sebaik-baiknya

bagi masyarakat dan lingkungan.

Salah satu bentuk efisiensi pemakaian energi di bidang produksi tenaga

listrik adalah pada siklus kombinasi Pusat Listrik Tenaga Gas dan Uap (PLTGU).

PLTGU adalah gabungan antara Pusat Listrik Tenaga Gas (PLTG) dengan Pusat

Listrik Tenaga Uap (PLTU). Efisiensi termal PLTG di bawah 35 %, tetapi dengan

adanya siklus gabungan PLTGU ini dapat diperoleh efisiensi termal yang cukup

baik yaitu dapat mencapai di atas 50 % (P.K, Nag, hal. 112). Efisiensi termal pada

HRSG adalah indikator seberapa baik kemampuan pemaanfaatan panas untuk

menghasilkan uap pada suhu dan tekanan yang diminta. Adanya prinsip ekonomi




dan biaya bahan bakar membuat pembangkit daya ( powerplant ) harus beroperasi

seefisien mungkin.

Panas gas buang dari PLTG biasanya di atas 500o

C. Panas ini dapat

dimanfaatkan untuk memproduksi uap yang digunakan sebagai fluida kerja di

PLTU. Alat yang digunakan untuk menghasilkan uap tersebut adalah Heat

Recovery Steam Generator (HRSG).

Pada dasarnya prinsip kerjanya hampir sama dengan ketel uap ( boiler )

yaitu mengkonversi energi panas bahan bakar dengan memanaskan fluida kerja

yaitu air menjadi uap panas bertekanan. Keuntungan penggunaan HRSG yang

paling prinsip dibanding boiler umum yang menggunakan pembakar ( burner )

adalah peningkatan efisiensi karena HRSG memanfaatkan gas buang dari Turbin

Gas sebagai sumber kalor sehingga tidak memerlukan bahan bakar dan udara

sebagai pemanas.

1.2. Tujuan Penulisan

Secara umum tujuan penulisan pada skripsi ini adalah untuk merancang

satu unit HRSG, di mana uap yang dihasilkan untuk menggerakkan turbin uap.

Tujuan secara khusus pada penulisan ini adalah untuk mengetahui

performansi HRSG secara teoritis serta menentukan parameter dan dimensi

komponen – komponen utama HRSG dari suatu HRSG yang dirancang.

1.3. Batasan Masalah

Dalam tugas akhir ini dirancang satu unit HRSG yang memanfaatkan gas

buang turbin gas dengan daya 130 MW, di mana uap yang diproduksi HRSG

digunakan untuk menggerakkan turbin uap. Adapun pembahasannya meliputi :




1. Perhitungan termodinamika HRSG.

2. Perhitungan daya dan efisiensi yang dihasilkan HRSG.

3. Perhitungan ukuran – ukuran utama komponen HRSG yaitu ukuran pipa

dan bahan pemanas awal kondensat ( condensate preheater ), LP ( low

pressure atau tekanan rendah) evaporator, LP superheater, HP ( high

pressure atau tekanan tinggi) ekonomiser, HP evaporator dan HP

superheater.

4. Gambar penampang HRSG.

1.5. Metode Penulisan

Metodologi yang digunakan dalam penulisan tugas sarjana ini adalah

sebagai berikut :

1. Survei lapangan, yaitu berupa peninjauan langsung ke lokasi tempat

pembangkit berada, yaitu di PT. PLN (Persero) Pembangkitan Sumatera

Bagian Utara Sektor Belawan, Medan.

2. Studi literatur, yaitu berupa studi kepustakaan, kajian dari buku manual

pembangkit, atau artikel yang terkait dari internet.

3. Diskusi, yaitu berupa tanya jawab dengan dosen pembimbing, staf

perusaahan pembangkit dan dosen pembanding yang akan ditunjuk oleh pihak Departemen Teknik Mesin Fakultas Teknik Universitas Sumatera

Utara mengenai kekurangan – kekurangan di dalam penulisan tugas akhir

sarjana ini.




BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

2.1. Pengertian Siklus Kombinasi

Dewasa ini hasil penelitian telah banyak mendapatkan kemajuan dalam

melakukan kombinasi pada siklus Brayton (turbin gas) dengan siklus Rankine

(tenaga uap) sehingga menjadi siklus gabung atau kombinasi ( combined cycle ).

Siklus gabung adalah suatu siklus yang memanfaatkan gas buang dari turbin gas

untuk memanaskan air yang dalam hal ini digunakan ketel atau pembangkit uap

(boiler ). Pembangkit uap ini dikenal dengan Heat Recovery Steam Generator

(HRSG).

Prinsip kerja HRSG hampir sama dengan ketel uap pada umumnya, hanya

saja media yang digunakan untuk memanaskan air hingga menjadi uap panas

lanjut adalah gas panas buangan turbin gas yang masih memiliki temperatur

sangat tinggi. Gas buang yang keluar dari turbin gas umumnya adalah di atas 500

oC. Gas buang ini masih mengandung banyak oksigen karena sistem turbin gas

menggunakan campuran bahan bakar – udara yang miskin. Karena itu dapat

digunakan untuk membakar bahan bakar di dalam ruang bakar HRSG.

Dengan adanya siklus gabungan tersebut maka diperoleh 2 (dua)

keuntungan yaitu menambah daya listrik dan menghemat biaya bahan bakar.

Penambahan daya listrik tanpa menambah bahan bakar berarti akan menaikkan

efisiensi termal. Besarnya peningkatan efisiensi siklus gabung tergantung dari

temperatur air pendingin yang digunakan pada PLTU dan besarnya temperatur gas

buang PLTG dan HRSG. Makin dingin temperatur air pendingin dan makin tinggi




temperatur gas buang turbin gas serta makin rendahnya temperatur gas buang

HRSG sesuai dengan spesifikasi yang diizinkan, maka efisiensinya juga semakin

besar.

Alasan lain pemilihan PLTGU adalah waktu konstruksi yang cepat

sehingga bila ada lonjakan permintaan tenaga listrik yang harus dipenuhi dalam

waktu singkat maka dapat dibangun PLTGU secara bertahap. Tahap pertama

dibangun PLTG untuk memenuhi lonjakan permintaan, sedangkan HRSG dan

PLTU dibangun dan dioperasikan kemudian bila permintaan tenaga listrik sudah

meningkat. PLTGU dapat dioperasikan sebagai pembangkit untuk beban puncak

maupun beban dasar. Yang perlu dipertimbangkan pada beban puncak adalah

waktu start – up (mulai operasi) dari PLTGU. PLTG mempunyai waktu start – up

yang cepat sedangkan PLTU mempunyai waktu start – up yang lambat bila dalam

kondisi cold start – up atau operasi yang dimulai dengan kondisi temperatur fluida

yang masih rendah. Sehingga untuk melayani beban puncak perlu beroperasi

secara warm start – up (pemanasan bertahap).

HRSG umumnya mempunyai 2 (dua) drum uap, yaitu 1 (satu) untuk

tekanan rendah ( low pressure atau LP) dan 1 (satu) lagi untuk tekanan tinggi ( high

pressure atau HP). HRSG dalam perkembangannya dapat terdiri dari 3 (tiga)

drum uap dengan tekanan uap yang berbeda yaitu tekanan tinggi, tekananmenengah ( intermediate pressure atau IP) dan tekanan rendah.

Peningkatan efisiensi HRSG juga dipengaruhi dengan jumlah tekanan uap

yang digunakan. HRSG pada umumnya ada yang menggunakan 2 (dua) atau 3

(tiga) tingkat tekanan, tapi dengan semakin banyaknya jumlah tingkat tekanan,




maka biaya investasi semakin besar. Maka dalam pertimbangan hal ini maka

umumnya dipilih HRSG dengan tekanan 2 (dua) tingkat.

Gambar 2.1. Instalasi PLTGU

Gambar 2.1. di atas menunjukkan sistem instalasi dari komponen –

komponen PLTGU di mana HRSG yang digunakan dengan menggunakan tekanan

uap 2 (dua) tingkat. Pembangkit daya seperti ini di samping menghasilkan

efisiensi yang tinggi dan keluaran daya yang lebih besar, siklus gabung ini bersifat

luwes dan dan mudah dioperasikan dengan beban tak penuh, cocok untuk operasi

beban dasar dan turbin bersiklus dan mempunyai efisiensi yang tinggi dalam

daerah beban yang luas. Kelemahannya berkaitan dengan keruwetannya karena

pada dasarnya instalasi ini menggabungkan 2 (dua) teknologi di dalam satu

kompleks pembangkit daya.

Untuk meningkatkan efisiensi siklus kombinasi, salah satunya adalah

dengan meminimalkan panas yang terbuang melalui gas buang. Suhu gas buang

pada cerobong atau bagian akhir HRSG harus serendah mungkin. Walau




demikian, suhu tersebut tidak boleh terlalu rendah sehingga uap air akan

mengembun pada dinding cerobong. Hal ini penting bagi bahan bakar yang

mengandung sulfur dimana pada suhu rendah akan mengakibatkan korosi titik

embun sulfur. Oleh karena bahan bakar PLTG adalah gas alam dan sebagai

cadangan biasanya menggunakan minyak bakar (HSD). Dari buku manual HRSG

ketika survei, diperoleh informasi kandungan SO 2 pada gas buang kecil sekali

yaitu hanya sekitar < 0,049 %. Selain itu untuk meningkatkan efisiensi siklus

adalah dengan menaikkan temperatur masuk udara ke turbin gas atau dengan

mengurangi temperatur kondensasi pada turbin uap.

Dalam tugas sarjana berupa perancangan ini, dipilih siklus gabungan

dengan regenerasi karena siklus ini lebih efisien digunakan jika dibandingkan

dengan siklus gabungan lainnya dalam menghasilkan daya listrik dengan

menggunakan masing – masing 1 (satu) unit turbin gas dan 2 (dua) turbin uap

yaitu turbin uap tekanan tinggi dan tekanan rendah. Di samping itu, adanya

pemanasan air umpan atau regenerasi akan lebih mengefektifkan kerja HRSG.

HRSG yang dirancang menghasilkan uap yang terdiri dari 2 (dua) tekanan

yaitu tekanan tinggi ( high pressure atau HP) dan tekanan rendah ( low pressure

atau LP). Adapun komponen utama HRSG adalah pemanas awal kondensat

(condensate preheater atau CPH), LP evaporator, LP Drum, LP superheater, HPekonomiser, HP evaporator, HP drum dan HP superheater.




2.2. Siklus Turbin Gas

Turbin gas merupakan alat yang mengonversi energi kimia bahan bakar

menjadi energi energi mekanis melalui proses pembakaran, kemudian energi

mekanis tersebut dikonversi oleh generator menjadi energi listrik. Turbin gas

bekerja dengan siklus Brayton ) dan fluida kerjanya adalah gas. Sistem turbin gas

yang paling sederhana terdiri dari 3 (tiga) komponen utama yaitu : kompresor,

ruang bakar dan turbin, dengan susunan seperti pada gambar 2.3.

Prinsip kerja sistem ini adalah udara atmosfer masuk ke dalam kompresor

yang berfungsi menghisap dan menaikkan tekanan udara tersebut, sehingga

temperaturnya akan naik. Kemudian udara bertekanan tinggi itu masuk ke dalam

ruang bakar. Di dalam ruang bakar disemprotkan bahan bakar ke dalam arus udara

tersebut, sehingga terjadi proses pembakaran. Proses pembakaran tersebut

berlangsung pada tekanan konstan, sehingga bisa dikatakan bahwa ruang bakar

hanyalah digunakan untuk menaikkan temperatur udara. Gas pembakaran yang

bertemperatur tinggi itu kemudian masuk ke dalam turbin gas di mana energinya

dipergunakan untuk memutar sudu turbin. Sebanyak ± 60 % dari daya yang

dihasilkan turbin digunakan untuk memutar kompresornya sendiri, sisanya baru

digunakan untuk memutar generator.

Siklus ideal ini terdiri dari 2 (dua) proses isobar yang terjadi di ruang bakar dan proses pembuangan gas bekas, serta 2 (dua) proses isentropik yang

terjadi pada kompresor dan ekspansi gas pada turbin.




Turbin Gas

Ruang

Bakar

G Kompresor

1Udara Atmosfer

Bahan Bakar

SIKLUS GAS

2 3

4

Gambar 2.2. Siklus Gas Terbuka

Gambar 2.3. Siklus Brayton

Gambar 2.4. Diagram P – V Turbin Gas




Jalannya proses dapat diterangkan sebagai berikut (Frietz Dietzell, 1992,

hal 156):

1 – 2 : Merupakan proses kompresi isentropik dalam kompresor, kondisi 1

adalah udara atmosfer. Temperatur udara hasil kompresi T 2 dapat

diketahui dari hubungan :

T2 = T 1 . γ γ 1−

pr

dengan :

r p = rasio tekanan P 2/P1

γ = perbandingan panas spesifik pada tekanan konstan dan panas spesifik

pada volume konstan, untuk udara γ = 1,4

2 – 3 : Proses penambahan panas pada tekanan konstan dalam ruang bakar.

Panas yang ditambahkan pada ruang bakar adalah :

Q in = C p (T 3 – T 2)

3 – 4 : Proses ekspansi isentropik dalam turbin. Temperatur gas keluar T 4

dihitung dengan hubungan :

T4 = T 3 γ

γ 1

1−

pr

4 – 1 : Merupakan proses pelepasan kalor ke lingkungan pada tekanan konstan.

Besarnya kalor yang dilepas dihitung dengan rumus :

Qout = C p (T 4 – T 1)

Kerja netto turbin (W net) merupakan kerja berguna yang dihasilkan turbin

setelah kerja ekspansi dikurangi dengan kerja kompresi. Besar kerja netto turbin

adalah :




Wnet = W T – W K

= (h 3 – h 4) – (h 2 – h 1)

Daya netto turbin merupakan daya keluaran turbin (daya yang dibutuhkan

generator) setelah memperhatikan kerugian-kerugian, maka daya netto turbin (P.K

Nag, 2002) adalah :

Pnet = gm.

. W T – gm.

. W K

Efisiensi siklus merupakan perbandingan antara jumlah kalor yang efektif

dengan kalor yang dimasukkan ke sistem (Yunus A. Cengel, 1979), yaitu :

ηsiklus =net

net

QW

= (h 3 – h 2′) – (h 4′ - h 1) / (h 3 – h 2′)

= 1 –

′−−′

2314

hhhh

2.3. Heat Recovery Steam Generator (HRSG)

Heat Recovery Steam Generator (HRSG) pada umumnya terdiri dari

beberapa seksi – seksi yaitu pemanas awal kondensat ( kondensat preheater ),

ekonomiser, evaporator dan superheater.

2.3.1. Komponen-komponen Utama HRSG

Adapun komponen utama dan fungsi bagian – bagian HRSG antara lain :

1. Pemanas awal kondensat ( condensate preheater atau CPH)

Pemanas awal kondensat berfungsi memanaskan air yang berasal dari

kondensat keluaran turbin uap, kemudian air yang sudah dipanaskan ini

dialirkan dan dikumpulkan ke tangki air umpan. Umumnya pemanas awal




kondensat ini diletakkan di bagian paling atas sekali dari posisi pipa – pipa

pemanas yand ada dan diikuti oleh pipa – pipa lainnya.

2. Ekonomiser

Ekonomiser adalah elemen HRSG yang berfungsi untuk memanaskan

air umpan sebelum memasuki drum ketel dan evaporator sehingga proses

penguapan lebih ringan dengan memanfaatkan gas buang dari HRSG yang

masih tinggi sehingga memperbesar efisiensi HRSG karena dapat

memperkecil kerugian panas yang dialami HRSG. Air yang masuk pada

evaporator sudah pada temperatur tinggi sehingga pipa-pipa evaporator tidak

mudah rusak karena perbedaan temperatur yang tidak terlalu tinggi.

Keuntungan lain dari ekonomiser adalah air yang akan masuk ke

dalam evaporator pada temperatur tinggi sehingga untuk menguapkannya

hanya dibutuhkan panas yang sedikit untuk proses penguapan, sehingga luas

bidang yang dipanaskan atau heating surface dari evaporator bisa lebih sedikit

akibatnya ukuran dari HRSG bisa lebih kecil, oleh karena itu biaya produksi

HRSG bisa lebih diperkecil. Maka kesimpulan dari keuntungan penggunaan

ekonomiser adalah :

a) Biaya perawatan ( maintenance cost ) menjadi lebih murah.

b) Efisiensi termal dapat diperbesar.c) Biaya operasi menjadi lebih hemat atau lebih ekonomis.

d) Harga investasi HRSG menjadi lebih murah.

3. Evaporator

Evaporator merupakan elemen HRSG yang berfungsi untuk mengubah

air hingga menjadi uap jenuh. Pada evaporator dengan adanya pipa penguap




akan terjadi pembentukan uap. Pada evaporator biasanya kualitas uap sudah

mencapai 0,8 – 0,98, sehingga sebagian masih berbentuk fase cair. Evaporator

akan memanaskan uap air yang turun dari drum uap panas lanjut yang masih

dalam fase cair agar berbentuk uap sehingga bisa diteruskan menuju

superheater. Perpindahan panas yang terjadi pada evaporator adalah film pool

boiling di mana air yang dipanaskan mendidih sehingga mengalami perubahan

fase menjadi uap jenuh. Jenis evaporator ada 2 (dua) jenis yaitu evaporator

bersirkulasi alami (bebas) dan evaporator bersirkulasi paksa (dengan pompa).

4. Superheater

Superheater atau pemanas lanjut uap ialah alat untuk memanaskan uap

jenuh menjadi uap panas lanjut ( superheat vapor ). Uap panas lanjut bila

digunakan untuk melakukan kerja dengan jalan ekspansi di dalam turbin atau

mesin uap tidak akan mengembun, sehingga mengurangi kemungkinan

timbulnya bahaya yang disebabkan terjadinya pukulan balik ( back stroke )

yang diakibatkan mengembunnya uap belum pada waktunya sehingga

menimbulkan vakum di tempat yang tidak semestinya di daerah ekspansi.

Selain komponen – komponen utama HRSG di atas, HRSG juga

dilengkapi peralatan bantu lainnya yang fungsinya sangat menunjang kinerja

HRSG, antara lain drum uap dan cerobong asap. Drum sebagai wadah yang berfungsi memisahkan campuran air – uap dan keluarannya berupa uap jenuh

kering ( steam saturated steam ) yang kemudian dialirkan ke superheater.

Cerobong asap berfungsi sebagai laluan yang membantu tarikan gas buang ke

atmosfer.




CPH

LP

HP

LP eva

LP sup

HP eko

HP eva

HP sup

UAP LP

UAP HP

Gas Buang

Gambar 2.5. Diagram Alir Air dan Uap HRSG

Keterangan gambar 2.5 :

CPH = condensate preheater

eko = ekonomiser

eva = evaporator

sup = superheater




Gambar 2.6. Konstruksi Salah Satu Unit HRSG Buatan SIEMENS di PLTGU

PT. PLN (Persero) Sektor Belawan

2.3.2. Efisiensi Termal HRSG

Dalam suatu sistem, analisis berpusat pada daerah dimana materi dan

energi mengalir melaluinya. Perhitungan efisiensi termal HRSG yang

menggunakan 2 (dua) tekanan (tinggi dan rendah) dapat dilakukan dengan

membandingkan laju aliran energi yang digunakan untuk menguapkan air menjadi

uap panas lanjut atau superheated ( hQ.

) baik pada uap tekanan tinggi maupun uap




tekanan rendah dan laju aliran energi yang terkandung dalam gas buang ( egQ.

)

dari sistem PLTG yang berguna dalam HRSG, dirumuskan (lit. 10) :

η =.

.

eg

h

Q

Qx 100 %

Besarnya energi panas yang terkandung dalam gas buang turbin gas yang

diberikan kepada HRSG (.

Q eg) dapat diketahui dengan persamaan berikut ini :

.

Q eg = )(.

oiegeg T T cpm −

dengan :

T i = temperatur gas buang dari turbin gas (K)

T o = temperatur gas buang ke lingkungan (K)

.

egm = laju aliran massa gas buang (kg/detik)

egcp = panas spesifik gas buang (kJ/kg.K)

Sedangkan laju aliran energi panas yang dibutuhkan air menjadi uap

)(.

hQ dapat dicari dengan menggunakan persamaan.

Q eg tersebut. Pada persamaan

di atas diasumsikan :

1. Sistem dalam kondisi tunak ( steady state ).

2. Perubahan laju aliran energi potensial dan laju aliran energi kinetik diabaikan.

3. Adanya kerja yang masuk ke sistem, maka persamaannya menjadi (lit.10) :

.

hQ =

−

+∑ FW FW HP HP LP LP hmhmhm ...

...

dengan :

LPm.

= laju aliran massa uap tekanan rendah ( low pressure ) (kg/detik)




LPh = entalphi uap tekanan rendah (kJ/kg)

HPm.

= laju aliran massa uap tekanan tinggi ( high pressure ) (kg/detik)

HPh = entalphi uap tekanan tinggi (kJ/kg)

FW m.

= laju aliran massa air umpan (kg/detik)

FW h = entalphi air umpan (kJ/kg)

2.3.3. Proses Perpindahan Panas pada HRSG

Perpindahan panas adalah perpindahan energi thermal dari temperatur

tinggi ke temperatur yang lebih rendah. Perpindahan panas yang terjadi di dalam

HRSG praktis hanya melalui proses kombinasi konveksi dan konduksi saja, tidak

ada lagi proses radiasi karena HRSG tidak lagi berhadapan dengan lidah api.

Perpindahan panas konduksi yang terjadi di dalam HRSG yaitu panas

dirambatkan atau dihantarkan oleh molekul-molekul dinding pipa yang berbatasan

dengan aliran gas buang turbin gas kemudian panas dirambatkan menuju dinding

pipa air bagian dalam.

Perpindahan panas secara konveksi adalah perpindahan panas yang

dilakukan oleh molekul-molekul suatu fluida (cair ataupun gas). Perpindahan

panas secara konveksi dibedakan menjadi 2 (dua) jenis perpindahan panas yaitu

konveksi bebas dan konveksi paksa. Konveksi bebas ( free convection ) terjadi bila

molekul-molekul fluida yang bergerak disebabkan perbedaan kerapatan massa

jenis (densiti) di dalam fluida itu sendiri, sedangkan pada konveksi paksa ( force

convection ), molekul-molekul fluida tersebut bergerak atau mengalir sebagai




akibat kekuatan mekanis (misalnya dipompa atau dihembus fan ) dan setiap

kondisi alirannya berbeda.

2.4. Alat Penukar Kalor

Alat penukar kalor ( heat exchanger ) adalah suatu alat yang berfungsi

sebagai tempat penukaran panas di antara dua fluida yang berbeda temperatur atau

penukaran panas yang terjadi dari temperatur tinggi ke rendah atau sebaliknya

tanpa ada pencampuran antara satu fluida dengan fluida lainnya. Penggunaan alat

penukar kalor untuk industri pembangkit tenaga misalnya pada HRSG dan PLTU

adalah seperti condensate preheater , ekonomiser, evaporator, superheater dan

kondensor.

Gambar 2.7. Penukar Kalor Pipa Ganda

Pada gambar 2.7. di atas, salah satu fluida mengalir di dalam tabung yanglebih kecil, sedangkan fluida yang satu lagi mengalir di dalam ruang anulus di

antara kedua tabung, fluidanya dapat mengalir dalam aliran arah sejajar ( parallel

flow) maupun aliran lawan arah ( counter flow ), dan profil suhu untuk kedua kasus

itu ditunjukkan pada gambar 2.8. di bawah ini. Perpindahan kalor dalam susunan

pipa ganda ini yaitu :




.

Q = U A ∆T m

dengan :

U = koefisien perpindahan kalor menyeluruh (W/m 2.oC)

A = luas permukaan perpindahan kalor yang sesuai dengan definisi U

∆T m = beda suhu rata-rata yang tepat untuk digunakan dalam penukar kalor

Perpindahan kalor yang sebenarnya ( actual ) dapat dihitung dari energi

yang dilepaskan oleh fluida panas atau energi yang diterima oleh fluida dingin,

(J.P. Holman, 1998, hal. 498) yaitu :

Untuk aliran sejajar :

q = )()(..

incout cccout hinhhh T T cmT T cm −=−

Untuk aliran lawan arah :

q = )()(

..

out cincccout hinhhh T T cmT T cm −=−

Perpindahan kalor maksimumnya dapat dinyatakan sebagai :

qmaks = )()( min

.

incinh T T cm −

Fluida minimum boleh yang panas dan boleh pula yang dingin, bergantung

dari laju aliran massa dan kalor spesifik.




Gambar 2.8. Perbedaan Jenis Aliran dan Profil Hubungan Temperatur

dalam Sebuah Pipa Ganda Alat Penukar Kalor

∆T m = [ ])(/)(ln

)()(

out C in H inC out H

out C in H inC out H

T T T T

T T T T

−−−−−

…………… (J.P. Holman, 1998, hal. 491)

Persamaan ini dapat digunakan untuk aliran lawan arah. Maka dapat

dikatakan LMTD adalah beda suhu pada satu ujung penukar kalor dikurangi beda

suhu pada ujung yang satu lagi dibagi logaritma alamiah dari perbandingan kedua

suhu tersebut.

Pada proses penguapan evaporasi dan pengembunan (kondensasi) satu

fluida tidak mengalami perubahan suhu, walaupun perpindahan panas telah

berlangsung di antara kedua fluida. Hal ini disebabkan kalor yang diterima dan

yang dilepas oleh fluida (kalor laten) tidak digunakan untuk menaikkan




temperatur tetapi digunakan untuk mengubah fase fluida. Distribusi temperatur

evaporasi dapat dilihat pada gambar 2.9. dibawah ini :

Gambar 2.9. Distribusi Temperatur pada Proses Evaporasi

a. Distribusi temperatur aliran sejajar

b. Distribusi temperatur aliran silang

Maka beda suhu rata – rata logaritmik ( ∆T m ) adalah :

∆T m = [ ])(/)(ln

)()(

out C out H inC in H

out C out H inC in H

T T T T

T T T T

−−−−−

…………….. (J.P. Holman, 1998, hal 491)

2.5. Turbin Uap

Gas buangan dari gas masuk ke HRSG untuk mengubah air umpan

menjadi uap kering yang akan digunakan untuk memutar sudu – sudu turbin uap

hingga dapat memutar beban dalam hal ini generator listrik. Beberapa parameter

rancangan yang penting berkaitan dengan turbin uap adalah tekanan uap masuk

turbin. Mengambil tekanan uap masuk lebih tinggi akan menguntungkan, karena




ukuran sudu – sudu turbin akan menjadi lebih kecil, namun tekanan yang terlalu

tinggi juga dapat menyebabkan efisiensi akan menurun. Parameter lain yang

penting dari turbin uap adalah tekanan kondensor, dalam hal ini turbin uap dan

kondensor akan disesuaikan dengan HRSGnya.

HRSG yang menggunakan tekanan uap 2 (dua) tingkat, turbin uap yang

digunakan juga dapat dibuat bertingkat yaitu turbin uap tekanan tinggi dan turbin

uap tekanan rendah. Uap yang keluar dari turbin uap tekanan tinggi, suhu dan

tekanannya dirancang sama seperti uap yang baru dihasilkan dari superheater

tekanan rendah sehingga uap keduanya bertemu dan memutar turbin tekanan

rendah.

CPH

LP

HP

LP eva

LP sup

HP eko

HP eva

HP sup

HP LPG

TurbinGas

RuangBakar

G Kompresor

kondensor

Turbin Uap

UdaraAtmosfer

BahanBakar

Tangki AirUmpan

Pompa AirUmpan

HRSG

SIKLUSGAS

SIKLUSUAP

Gambar 2.10. Diagram Instalasi Siklus Gabungan




BAB III

PERHITUNGAN TERMODINAMIKA

HEAT RECOVERY STEAM GENERATOR

3.1. Spesifikasi Teknis Perancangan

Parameter rancangan mengenai Heat Recovery Steam Generator (HRSG)

pada perencanan ini mengacu pada data hasil survei yang dilakukan di PT. PLN

(Persero) Pembangkitan dan Penyaluran Sumatera Bagian Utara Sektor Belawan.

Adapun spesifikasi data – data yang diperoleh dari hasil survei yang akan

digunakan untuk perencanaan perancangan HRSG adalah :

a. Daya maksimum turbin gas : 130 MW

b. Bahan Bakar : gas alam

c. Temperatur lingkungan : 30 oC

d. Tekanan lingkungan : 1,013 bar

e. Aliran massa gas buang : 565,9 kg/detik

f. Temperatur gas buang (beban dasar) : 576,3 oC

g. Enthalpi gas buang : 608,548 kJ/kg

h. Tekanan gas buang : 1,1143 bar

3.2. Perhitungan Uap

Temperatur uap yang akan dihasilkan harus disesuaikan dengan

temperatur gas buang. Perbedaan temperatur yang terkecil antara 2 (dua) aliran

gas dengan uap, yang biasa disebut dengan titik penyempitan ( pinch point ) x – 1,




y –1, x – 2 dan y – 2, (gambar 3.1) untuk alasan kontrol keselamatan (P.K. Nag,

2002).

HP superheater

HP evaporator

HPekonomiser

CPH(condens. preheater)

LPevaporator

LP

superheater

T ( o C)

Laju Pindahan Panas (MW)

x

1

y

1

y

x

2

2

Gambar 3.1. Profil Diagram Temperatur Gas Buang dan Uap HRSG

Temperatur gas buang yang masuk ke HP superheater diperkirakan akan

mengalami penurunan sebesar 2 % karena adanya kerugian yang terjadi pada

saluran dari saluran keluar gas buang turbin gas ke superheater (P.K. Nag, 2002).

Maka temperatur gas buang masuk superheater dapat diperkirakan yaitu :

T masuk superheater = T gas buang turbin gas x 98 %

= 576,3o

C x 0,98

= 565,7 oC

Sesuai dengan di atas, temperatur uap yang akan dihasilkan HP

superheater dengan pinch point 35 oC adalah :

T uap HP superheater = 565,7 oC – 35 oC

= 530,7 oC




Dengan memperhitungkan adanya kehilangan panas sepanjang penyaluran

uap dari HRSG hingga masuk ke turbin uap sebesar 2 – 3 % (P.K. Nag, 2002),

maka temperatur uap masuk turbin HP adalah :

T uap masuk turbin HP = 0,98 x 530,7 oC

= 520,08 oC = 520 oC (diambil)

Temperatur uap yang dihasilkan oleh LP superheater yang direncanakan

adalah 200 oC, maka penurunan temperatur uap yang akan masuk ke turbin uap

LP adalah :

T uap masuk turbin LP = 0,98 x 200 oC = 196 oC

CPH

LP

HP

LP eva

LP sup

HP eko

HP eva

HP sup

HP LP G

kondensor

Turbin Uap

Tangki AirUmpan

P 1

HRSG

Gas Buang

3

2

4

5

5 ′

7

1

8

9

530,7 oC

520 oC

196 oC

P = 1,1143 bar

h = 596,36 kJ/kg

6

9 ′

P 2

10 ′

200 o C

a

b

c

d

e

f

g

Gambar 3.2. Siklus Perencanaan HRSG




Turbin uap yang digunakan adalah turbin uap dengan kondensasi, di mana

hasil ekspansi turbin uap akan dikondensasikan pada kondensor. Besarnya

tekanan uap hasil ekspansi masuk kondensor menurut (Frietz Dietzell, 1992)

adalah di bawah tekanan atmosfer, yaitu berkisar pada (0,04 – 0,1 bar). Dalam hal

ini, media pendingin yang akan digunakan adalah air dengan suhu sekitar 30 oC.

Temperatur hasil uap hasil ekspansi turbin masuk kondensor direncanakan di atas

42 oC (dari tabel dengan tekanan 10 kPa, Tsat = 45,81 oC). Parameter yang lain

mengenai turbin uap, yaitu derajat kebasahan yang dapat diterima sehubungan

dengan terjadinya erosi pada sudu, adalah sekitar di atas 17 %, yang artinya

kualitas uap masuk kondensor (keluar turbin) sebesar 83 % (P.K. Nag., 2002).

Dengan mempertimbangkan keamanan sudu turbin, pada perencanaan ini kualitas

uap masuk kondensor diambil 83 %. Dari data di atas :

T masuk turbin HP = 520 oC

P masuk kondensor = 0,1 bar

X (kualitas uap) = 83 %

ηT = 85 %

Maka dari diagram Mollier diperoleh P maks (tekanan masuk turbin HP)

sebesar 68 bar. Dengan mempertimbangkan adanya penurunan tekanan sepanjang

penyaluran uap mulai dari HRSG hingga masuk turbin sekitar 5 % (P.K. Nag,

2002), maka dalam perencanaan ini tekanan uap HP superheater yaitu :

P uap kelua HP superheater = 100 / 95 x 68 bar

= 71,57 bar

Tekanan uap masuk ke turbin uap LP dirancang 6,7 bar, dengan

mempertimbangkan adanya penurunan tekanan sepanjang penyaluran uap mulai




dari HRSG hingga masuk turbin sebesar 5 %, maka dalam perencanaan ini

tekanan uap keluar LP superheater yaitu :

P uap keluar LP superheater = 100 / 95 x 6,7 bar

= 7 bar

Sehingga dalam perancangan ini direncanakan :

1. Temperatur gas masuk HP superheater = 565,7 oC

2. Uap yang dihasilkan HP superheater

a. Temperatur = 530,7 oC

b. Tekanan = 71,57 bar

3. Kondisi uap HP superheater masuk turbin

a. Temperatur = 520 oC

b. Tekanan = 68 bar

4. Uap yang dihasilkan LP superheater


b. Tekanan = 7 bar

5. Kondisi uap LP superheater masuk turbin



6. Kondisi uap hasil ekspansi turbin dan keluar kondensora. Temperatur = 45,81 oC





1

2

3 4

8

9

5

10

S (kJ/kg.K)

T (oC)

7

HP

LP

10'

5'

9'

6

Gambar 3.3. Diagram T – S yang Direncanakan

Di bawah ini adalah keadaan di setiap titik proses aliran air dan uap yang

direncanakan di mana parameter temperatur dan enthalpi dapat diperoleh dari

tabel uap atau dapat juga diperoleh dari kalkulator uap di website

www.dofmaster.com .

Keadaan titik 1 :

P1 = 0,1 bar

h1 = 191,83 kJ/kg

v1 = 0,0010102 m 3/kg

T1 = 45,81 oC

http://www.dofmaster.com/






Keadaan titik 2 :

W pompa = v 1 . (P 2 – P 1)

= 0,0010102 m3

/kg . (700 – 10) kPa

= 0,697 kJ/kg

h2 = W p + h 1

= (191,83 + 0,878) kJ/kg

= 192,527 kJ/kg

T2 = 45,86 oC

Keadaan titik 3 :

P3 = 7 bar

h3 = h f = 697,22 kJ/kg

v3 = 0,001108 m 3/kg

T3 = 164,9 oC

Keadaan titik 4 :

P4 = 7 bar

h4 = h g = 2763,5 kJ/kg

Keadaan titik 5 :

P5 = 7 bar

T5 = 200o

Ch5 = 2844,224 kJ/kg

Keadaan titik 5 ′ (kondisi masuk turbin LP) :

T5′ = 196 oC

P5′ = 6,7 bar

h5′ = 2836,86 kJ/kg




Keadaan titik 6 :

W pompa = v 3 . (P 6 – P 3)

= 0,001108 m3

/kg . (7157 – 700) kPa

= 7,154 kJ/kg

h6 = W p + h 3

= (7,154 + 697,22) kJ/kg

= 704,374 kJ/kg

T6 = 165,79 oC

Keadaan titik 7 :

P7 = 71,57 bar

h7 = h f = 1274,79 kJ/kg

T7 = 287,35 oC

Keadaan titik 8 :

P8 = 71,57 bar

h8 = h g = 2769,88 kJ/kg

Keadaan titik 9 :

T9 = 530,7 oC

P9 = 71,57 bar

h9 = 3554,212 kJ/kg

Keadaan titik 9 ′ :

P9′ = 68 bar

T9′ = 520 oC

h9′ = 3460,744 kJ/kg




Keadaan titik 10 (kondisi ideal) :

P10 = 0,1 bar

hf = 191,83 kJ/kg dan h fg = 2392,8 kJ/kg

X (kualitas uap) = 0,83

Maka :

h10 = h f + x . h fg

= (191,83 + (0,83 x 2392,8) kJ/kg

= 2177,854 kJ/kg

Keadaan titik 10 ′ (kondisi aktual) :

P10′ = 0,1 bar

ηT = 85 %

ηT =10'5

'10'5

hh

hh−−

h10 ′ = h 5′ – [ ηT . (h 5′ – h 10) ]

= 2836,86 kJ/kg – [ 0,85 . (2836,86 – 2177,854) kJ/kg ]

= 2276,7 kJ/kg

3.3. Kesetimbangan Energi

Laju aliran massa uap dapat diperoleh dari hukum kesetimbangan kalor, dimana : Q uap = Q gas

3.3.1. Kesetimbangan energi pada sistem uap tekanan tinggi (HP)

Quap = Q gas

um.

(h 9 – h 7) = gm.

(h a – h c)




a

c

9

8

7HPeva

HPsup

b

Gambar 3.4. Diagram Analisa Kesetimbangan Energi pada Uap Tekanan Tinggi

Keterangan gambar 3.4. :

a = gas buang masuk HP superheater

c = gas buang melewati HP evaporator

Titik 7 – 8 = Kondisi pada HP evaporator

Titik 8 – 9 = Kondisi pada HP superheater

Kondisi titik c (gas buang melewati HP evaporator) :Tc = T 8 + 35 oC

= 287,35 + 35 oC

= 322,35 oC

hc = 323,86 kJ/kg

h (enthalpi) gas buang diambil dari tabel sifat – sifat udara atau dapat

diperoleh pada kalkulator sifat gas buang di www.hrsgdesign.co dengan

memasukkan temperatur yang diperoleh dari hasil perencanaan dan massa

kandungan gas buang (dalam %) dari hasil survei yaitu :

m

N 2 = 72,442

O2 = 15,175

CO 2 = 5,337

H2O = 5,833

AR = 1,211

SO 2 = -

http://www.hrsgdesign.com/







Kondisi titik a (gas buang masuk melewati superheater) :

Ta = 565,7 oC

ha = 596,36 kJ/kg

Maka laju aliran uap tekanan tinggi (HP) dapat diperoleh sebesar :

um.

=)()(

79

.

hh

hhm ca

−−

=kgkJ

kgkJ skg/)79,1274212,3554(

/)86,32336,596(/9,565−

−

= 67,65 kg/s

a. HP superheater

Uap panas lanjut yang dihasilkan HP superheater, yaitu pada tekanan

71,57 bar dan temperatur 530,7 oC. Maka kalor yang diserap pada HP superheater

adalah :

Quap = um.

(h9 – h 8)

= 67,65 kg/s . (3554,212 – 2769,88) kJ/kg

= 53060,06 kJ/s

= 53060,06 kW

Dengan demikian jumlah kalor yang harus disediakan gas buang (Q gas) adalah

sebesar 53060,06 kW.

Qgas = gm.

(h in – h out)

53060,06 kW = 565,9 kg/s . (596,36 kJ/kg – h out)

hout = 502,59 kJ/kg

Tout = 483,36 oC

Maka temperatur gas buang keluar HP superheater adalah 483,36 oC dan

gas buang akan masuk ke HP evaporator.




b. HP evaporator

Pada tekanan 71,57 bar, dari tabel sifat uap jenuh diperoleh temperatur air

mendidih pada 287,32o

C. Air akan mengalami penguapan pada HP evaporator.

Besarnya kalor yang dibutuhkan untuk menguapkan air adalah :

Quap = um.

(h8 – h 7)

= 67,65 kg/s . (2769,88 – 1274,79) kJ/kg

= 101142,83 kW



Qgas = gm.

(h in – h out)

101142,83 kW = 565,9 kg/s . (502,59 kJ/kg – h out)

hout = 323,86 kJ/kg

Tout = 322,34o

C

Maka temperatur gas buang keluar HP evaporator adalah 322,34 oC dan gas buang

akan masuk ke HP ekonomiser.

c. HP ekonomiser

Air yang masuk ke HP ekonomiser adalah air yang telah dipanaskan dari

pemanas awal kondensat ( condensate preheater atau CPH) kemudian dipompakan

hingga tekanan 71,57 bar kemudian dipanaskan di HP ekonomiser hingga suhu

287,35 oC. Jumlah kalor yang dibutuhkan yaitu :

Quap = um.

(h7 – h 6)

= 67,65 kg/s . (1274,79 – 659,97) kJ/kg

= 41592,573 kW






Qgas = gm. (h in – h out)

41592,573 kW = 565,9 kg/s . (323,86 kJ/kg – h out)

hout = 250,35 kJ/kg

Tout = 254,47 oC

Maka temperatur gas buang keluar HP ekonomiser adalah 254,47 oC dan gas

buang akan masuk ke LP superheater.

3.3.2. Kesetimbangan energi pada sistem uap tekanan rendah (LP)

Quap = Q gas

um.

(h5 – h 3) = gm.

(h d – h f )

d

f

5

4

3LPeva

LPsup

e

Gambar 3.5. Diagram Analisa Kesetimbangan Energi pada Uap Tekanan Rendah

Keterangan gambar 3.4. :

d = gas buang masuk melewati LP superheater

f = gas buang melewati LP evaporator

Titik 3 – 4 = Kondisi pada LP evaporator

Titik 4 – 5 = Kondisi pada LP superheater




Kondisi titik f (gas buang melewati LP evaporator) dengan pinch point

yang diambil adalah 16,5 oC :

T f = T 3 + 16,5o

C

= 164,9 + 16,5 oC

= 181,4 oC

hf = 172,42 kJ/kg

Kondisi titik d (gas buang masuk LP superheater) :

Td = 254,47 oC

hd = 250,35 kJ/kg

Maka laju aliran uap tekanan rendah (LP) dapat diperoleh sebesar :

um.

=)(

)(

35

.

hh

hhm f d

−−

=kgkJ

kgkJ skg/)22,69724,2844(

/)42,17235,250(/9,565−

−

= 20,54 kg/s

a. LP superheater

Uap panas lanjut yang dihasilkan LP superheater, yaitu pada tekanan 7 bar

dan temperatur 200 oC. Maka kalor yang diserap pada LP superheater adalah :

Quap = um.

(h5 – h 4)

= 20,54 kg/s . (2844,224 – 2763,5) kJ/kg

= 1658,07 kW


sebesar 1658,07 kW.




Qgas = gm.

(h in – h out)

1658,07 kW = 565,9 kg/s . (250,35 kJ/kg – h out)

hout = 247,95 kJ/kg

Tout = 252,24 oC

Maka temperatur gas buang keluar LP superheater adalah 252,24 oC dan gas

buang akan masuk ke LP evaporator.

b. LP evaporator

Pada tekanan 7 bar, dari tabel sifat uap jenuh diperoleh temperatur air

mendidih pada 164,9 oC. Air akan mengalami penguapan pada LP evaporator.

Besarnya kalor yang dibutuhkan untuk menguapkan air adalah :

Quap = um.

(h4 – h 3)

= 20,54 kg/s . (2763,5 – 697,22) kJ/kg

= 42441,39 kW



Qgas = gm.

(h in – h out)

42441,39 kW = 565,9 kg/s . (247,95 kJ/kg – h out)

hout = 172,43 kJ/kg

Tout = 181,4 oC

Maka temperatur gas buang keluar LP evaporator adalah 181,4 oC dan gas buang

akan masuk ke pemanas awal kondensat ( condensate preheater atau CPH).




c. Condensate Preheater (CPH)

Air yang masuk ke Condensate Preheater (CPH) adalah uap air buangan

turbin uap yang telah dikondensasikan di kondensor kemudian air tersebut

dipompakan hingga tekanan 7 bar kemudian dipanaskan di CPH hingga suhu

164,9 oC. Jumlah kalor yang dibutuhkan yaitu :

Quap = um.

(h3 – h 2)

= (67,65 + 20,54) kg/s x (697,22 – 192,527) kJ/kg

= 44508,875 kW


sebesar 41077 kW.

Qgas = gm.

(h in – h out)

44508,875 kW = 565,9 kg/s . (172,43 kJ/kg – h out)

hout = 93,778 kJ/kg

Tout = 107 oC

Maka temperatur gas buang keluar CPH adalah 107 oC dan gas buang akan

dibuang melalui cerobong.




3. Uap yang dihasilkan HRSG dirancang dengan menggunakan tekanan uap

2 (dua) tingkat (HP dan LP), yaitu :

Uap HP :

temperatur : 530,7 oC

tekanan : 71,57 bar

laju aliran : 67,65 kg/s

Uap LP :

temperatur : 200 oC

tekanan : 7 bar


4. Temperatur gas buang masuk ke tiap titik komponen HRSG :

HP superheater : 565,7 oC

HP evaporator : 483,36 oC

HP ekonomiser : 322,24 oC

LP superheater : 254,47 oC

LP evaporator : 252,24 oC

Condensate Preheater (CPH) : 181,4 oC

Cerobong : 107 oC

3.5. Daya yang Dibangkitkan Turbin Uap

Berdasarkan uap yang dihasilkan HRSG, maka daya yang dihasilkan

turbin uap (aktual) adalah :

PT HP = η T . um.

. (h 9′ – h 5′)= 0,85 x 67,65 kg/s x (3460,744 – 2836,86) kJ/kg

= 35874,889 kW




PT LP = η T . um.

. (h 5′ – h 10′)

= 0,85 x (67,65 + 20,54) kg/s x (2836,86 – 2276,7) kJ/kg

= 41990,433 kW

PT total = P T HP + P T LP

= (35874,889 + 41990,433) kW

= 77865 kW = 77 MW

Maka daya total yang dibangkitkan HRSG (HP + LP) adalah sebesar 77 MW.

3.6. Efisiensi HRSG

Effisiensi HRSG dihitung dengan persamaan :

ηHRSG = %100dim

xmasuk panas

anfaatkan yang panas

Panas yang dimanfaatkan = Q HP Superheater + Q HP Evaporator + Q HP Ekonomiser +

QLP Superheater + Q LP Evaporator + Q CPH

= (53060,06 + 101142,83 + 41592,573 + 1658,07

+ 42441,39 +44508,875) kW

= 284403,798 kW

Panas masuk = gg hm ..

= 565,9 kg/s x 608,548 kJ/kg= 344377,313 kW

Sehingga diperoleh :

344377,313 284403,798=

HRSGη x 100 %

= 0,8258

= 82,58 %

Maka efisiensi HRSG yang diperoleh adalah sebesar 82,58 %.




CPH

LP

HP

LP eva

LP sup

HP eko

HP eva

HP sup

HP LP G

kondensor

Turbin Uap

Tangki AirUmpan

Gas Buang

T = 530,7 oC

P = 71,57 bar

T = 520 oC

254,47 oC

T = 196oC

565,7 oC

P = 1,1143 bar

h = 596,36 kJ/kg

322,34 oC

483,36 oC

252,24 oC

181,4 oC

107 oC

T = 200 oC,

P = 6,7 bar

P = 68 bar

P = 7 bar

Gambar 3.7. Diagram Alir Perancangan Instalasi Gabungan




BAB IV

UKURAN – UKURAN KOMPONEN UTAMA

HEAT RECOVERY STEAM GENERATOR

4.1. Parameter Perhitungan Pipa HP Superheater

HP superheater adalah pipa – pipa pemanas yang berfungsi untuk

memanaskan uap yang berasal dari drum uap HP menjadi uap panas lanjut. HP

superheater ini terletak pada bagian bawah sekali dari susunan komponen alat

penukar kalor yang ada pada HRSG.

Sistem perpindahan panasnya adalah sistem konveksi berlawanan arah, di

mana uap mengalir dari atas ke bawah sementara gas buang mengalir dari bawah

ke atas. Pada sistem perpindahan panas konveksi berlawanan arah, luas

perpindahan panas yang dibutuhkan akan lebih kecil bila dibandingkan dengan

sistem konveksi satu arah, karena untuk kondisi kapasitas dan temperatur yang

sama besarnya, harga beda suhu rata – rata logaritma (LMTD) pada sistem

konveksi berlawanan arah adalah lebih kecil dari pada konveksi searah.

Besarnya luas permukaan perpindahan panas yang dibutuhkan diperoleh

dari persamaan berikut :

A =)(. LMTDU

Q ……………… (J.P. Holman, 1998, hal. 490)

dengan :

A = luas permukaan perpindahan kalor yang sesuai dengan definisi U (m 2)

Q = besarnya perpindahan kalor (J/s)

U = koefisien perpindahan kalor menyeluruh (W/m 2.oC)




LMTD = beda suhu rata-rata logaritma ( oC)

Besarnya harga LMTD sistem perpindahan panas pada HP superheater ini

adalah seperti ditunjukkan pada gambar berikut :

483,36

287,35

565,7

530,7

T oC

Tg A

Tg B

T9

T8

L (m)

Gambar 4.1. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada HP Superheater

Di mana sebelumnya telah diperoleh :

T9 = temperatur uap masuk HP superheater = 287,35 oC

T10 = temperatur uap keluar HP superheater = 530,7 oC

Tg A = temperatur gas buang masuk HP superheater = 565,7 oC

Tg B = temperatur gas buang keluar HP superheater = 483,36 oC

Maka :

LMTD =

min

max

minmax

lnT T

T T

∆∆

∆−∆ …………………. (F.P. Incropera, 1981, hal. 510)

∆T1 = Tg B – T 8

= 483,36 oC – 287,35 oC

= 196,01 oC




∆T2 = Tg A – T 9

= 565,7 oC – 530,7 oC

= 35 oC

∆T1 sebagai ∆Tmax dan Maka ∆T2 sebagai ∆Tmin.

Maka diperoleh harga LMTD :

LMTD =

C35C01,196

ln

C35C01,196

0

0

00 −

= 93,45 oC

Besarnya harga koefisien perpindahan kalor menyeluruh (U) dapat

dihitung dengan menggunakan persamaan berikut :

U 1

=

h

c

A

Ah1

1+ Ah . RW +

00 .1hη

………… (F.P. Incropera, 1981, hal. 505)

dimana :

hi = Koefisien konveksi dalam pipa (W/m 2.oC)

Ac / A h = Perbandingan luas pipa bagian dalam dengan luas pipa yang

menyerap kalor

Ah . R W = Tahanan konduksi pipa HP superheater (m 2.oC/W)

ho

= Koefisien konveksi gas buang (W/m 2.oC)

ηo = Efektivitas sirip bagian luar

4.1.1. Pemilihan Pipa HP Superheater

Pipa HP superheater dalam hal ini direncanakan menggunakan pipa baja

dengan diameter kecil. Diambil ukuran pipa dari ukuran standar pipa untuk baja




schedule 40 dengan diameter nominal ( DN ) 1½” bertujuan agar pembentukan

uap dapat berlangsung lebih cepat.

Maka diambil ukuran-ukuran pipa sebagai berikut :

Do : Diameter luar = 1,9 in = 0,048 m

Di : Diameter dalam = 1,61 in = 0,04089 m

t : Tebal pipa = 0,145 in = 0,003683 m

Untuk menentukan banyaknya jumlah pipa yang dibutuhkan sesuai dengan

laju aliran uap dan diameter pipa yang direncanakan, maka diambil suatu batasan

sebagai berikut :

Panjang pipa aktif yang berhubungan dengan pipa-pipa = 7 m (dengan

memperhitungkan standar panjang pipa yang ada)

Jarak antara dua buah pipa = D o = 0,048 m

Panjang pipa perbatang = 14,64 m

Penentuan panjang pipa berdasarkan pemilihan dari panjang pipa yang

sering digunakan (Tunggul S., 1975, hal. 142). Maka sket perancangan pipa HP

superheater dapat dilihat pada gambar berikut :

Gambar 4.2. Sketsa Rancangan Pipa – pipa HP Superheater




Sehingga jumlah pipa-pipa HP superheater yang dibutuhkan adalah :

n =ST

pipa panjang + 1 =

096,07

+ 1

= 74 batang dalam 1 (satu) baris

Dengan ST adalah jarak antara dua titik pusat pipa.

Untuk dapat menjamin kekuatan pipa HP superheater khususnya dalam

menahan tekanan yang terjadi di dalam pipa, maka kekuatan material pipa yang

digunakan ditentukan dengan menggunakan rumus :

S ≥ 2.2

. Pt

DP o − .................................... (Vincent Cavaseno, 1979)

di mana :

P = Tekanan yang terjadi pada pipa, dalam hal ini sebesar 71,57 bar

= 1037,7651 psia

S = tegangan tarik yang diijinkan (psia)

S ≥ 2

765,1037145,02

9,1765,1037 − x

x

S ≥ 6280,2675 psia

Sehingga dengan tegangan yang diperoleh diatas, dipilih material yang

memliki tegangan ijin (S) diatas 6280,2675 psia dalam suhu maksimum yang

terjadi. Dari tabel bahan pipa (lampiran 7) direncanakan material pipa yang

digunakan adalah terbuat dari Seamless Alloy Steel (SA 135, 5Cr – 1/2Mo) di

mana pada temperatur 1100 oF masih memiliki tegangan ijin sebesar 10.300 psi,

jadi cukup aman untuk digunakan pada HP superheater dengan suhu maksimum

yang terjadi 1049,99 oF.




4.1.2. Koefisien Perpindahan Panas di Dalam Pipa ( h i )

Koefisien perpindahan panas dalam pipa ( h i ) seharusnya ditentukan pada

temperatur film. Dalam hal ini dapat juga ditentukan pada kondisi temperatur uap

rata-rata HP superheater ( uT = 409 oC ) pada tekanan 71,57 bar. Dari tabel sifat-

sifat air pada berbagai tekanan dan temperatur, setelah diinterpolasi diperoleh

data-data sebagai berikut :

μ = 2,577 . 410 − kg/m.s

k = 0,0644 W/m. oC

Pr = 1,068

Kecepatan aliran uap pada HP superheater dihitung sebagai berikut :

V u =1

.

..

AnV m u

……………………. (Sorensen, 1983, hal. 339)

dengan :

Vu = Kecepatan aliran uap dalam pipa (m/s)

um.

= laju aliran uap = 67,65 kg/s

n = jumlah pipa HP superheater = 74 batang

v = Volume jenis uap, dihitung atas dasar volume jenis uap rata –

rata pada HP superheater dengan tekanan 71,57 bar

v =2

98 vv +; di mana : v 8 = 0,02676 m 3/kg

v9 = 0,04943 m 3/kg

v =2

04943,002676,0 +

= 0,038095 m 3/kg

ρ = 1/v = 26,25 kg/m 3




Maka diperoleh harga kecepatan uap sebesar :

Vu = 2)04089,0()4/(74038095,065,67

x x x

π

= 26,52 m/s

Diperolehnya kecepatan uap dalam pipa sebesar 26,52 m/s masih dalam

batas kecepatan uap maksimum yang diijinkan untuk uap yaitu sebesar 50 m/s

(MJ. Djokostyardjo, 1990, hal. 186).

Besarnya koefisien pindahan panas dianalisa berdasarkan harga bilangan

Reynold yaitu :

R e =µ

ρ iu DV .. ……………………….. (Bayazitoglu, 1988, hal. 234)

dengan : ρ = Massa jenis uap pada HP superheater (kg/ m 3)

μ = Viskositas dinamik uap (kg/m.s)

D i = Diameter dalam (m)

Maka : Re =µ

ρ iu DV ..

=510577,204089,052,2625,26

− x

x x

= 11,048 x 10 5

Aliran yang terjadi adalah turbulen, Re > 4000 (JP. Holman, 1998), maka h i

dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut :

hi =i

u

D

K N .……………………….. (Bayazitoglu, 1988, hal. 283)

Bilangan Nussselt dapat dihitung dengan :

N u = 0,023 4,08,0 . r e P R




= 0,023 x (11,048 x 10 5)0,8 x (1,068) 0,4

= 1613,63

dengan :

k = 0,644 W/m. oC

D i = 0,04089 m

Maka :

hi =04089,0

0644,063,1613 x

= 2540,77 W/m 2 oC

4.1.3. Koefisien Pindahan Panas di Luar Pipa ( ho )

Susunan pipa yang dirancang adalah susunan selang-seling. Seperti pada

gambar di bawah ini :

S T

S L S D

A 1

A 2

Gambar 4.3. Susunan Pipa Selang-Seling pada HP Superheater

di mana :




ST = Jarak transversal ( transverse pitch ) (m)

SL = Jarak longitudinal ( longitudinal pitch ) (m)

SD = Jarak diagonal (m)

A1 = Jarak antara 2 buah pipa secara transversal (m)

A2 = Jarak antara 2 buah pipa secara diagonal (m)

Direncanakan S T = S L = 2 . D o = 0,096 m

Untuk mendapatkan besarnya koefisien konveksi, terlebih dahulu

ditentukan sifat-sifat gas buang. Sifat-sifat gas buang seharusnya dievaluasi pada

temperatur film, dapat juga dievaluasi pada temperatur rata-rata gas buang, yaitu :

gT =2

36,4837,565 +

= 524,53 oC = 797,53 K

Untuk mencari sifat – sifat gas buang dapat diperoleh dari website

www.hrsgdesign.com dengan memasukkan komposisi dan temperatur gas buang,atau sifat – sifat gas buang dapat juga disamakan dengan sifat-sifat udara (tabel

sifat – sifat udar), dalam hal ini sifat – sifat gas buang yang diperoleh adalah dari

www.hrsgdesign.com , yaitu :

k = 0,0555 W/m.K

μ = 3,64.10 -5 kg/m.s

ρ = 0,4437 kg/m 3

Pr = 0,689

Cp = 1,1388 kJ/kg.K

Maka dapat dihitung kecepatan gas maksimum (V g maks ) pada rangkuman

pipa pada gambar 4.3, maka kecepatan maksimum dapat terjadi pada A 1 dan A 2.

o Apabila pada A 1, maka :










Vg maks = ( ) goT

T V DS

S .−

………………… (Incropera, 1981, hal. 344)


Vg maks = ( ) go D

T V DS

S .

2 − ……………….. (Incropera, 1981, hal. 344)

o Vg maks terjadi pada A 2 apabila :

SD <2

oT DS +

SD =

5,022

2

+ T

LS S <

2oT DS − ……... (Incropera, 1981, hal. 344)

5,022

2096,0

096,0

+ <

2048,0096,0 −

0,1073312 > 0,024

Maka dapat disimpulkan V gmaks terjadi pada A 1 :

Vg maks = ( ) goT

T V DS

S .−

di mana :

Vg = Kecepatan gas masuk pada rangkuman pipa diukur pada temperatur

gas buang masuk rangkuman pipa

Vg = LnS

m

T g

g

...

.

ρ

dengan :

gm.

: laju aliran gas buang = 565,9 kg/s

ρ g : massa jenis gas buang pada T gas buang masuk = 565,7 oC adalah

sebesar 0,4212 kg/m3




ST : jarak dua buah pipa = 0,096 m

n : banyak pipa 1 baris = 74 batang

L : panjang pipa 1 batang = 14,64 m

Maka :

Vg =64,1474096,04212,0

9,565 x x x

= 12,92 m/s

Maka dapat diperoleh kecepatan gas maksimum (V g maks ) sebesar :

Vg maks = ( ) 92,12048,0096,0

096,0 x−

= 25,84 m/s

Sehingga Bilangan Reynold maksimum untuk gas buang adalah :

R e = µ

ρ hgmaks DV ..

dengan :

R e : Bilangan Reynold

ρ : Massa jenis gas pada suhu rata-rata (kg/m 3)

Dh : Diameter hidrolik pipa (m)

μ : Viskositas dinamik pada suhu rata-rata (kg/m.s)

di mana :

Dh = l f . 4 .h

a

A

A ……………………….. (W.M. Kays, 1984, hal. 8)

di mana :

1f : jarak dua buah pipa = 0,084 m




Aa : luas penampang aliran (m 2)

Ah : luas total permukaan yang menyerap panas (m 2)

dan :

ho =h

u

D

k N .…………………………. (Bayazitoglu, 1988, hal. 283)

dengan :

Nu : bilangan Nusselt

k : konduktivitas gas buang (W/m oC)

Pada perancangan pipa-pipa HPsuperheater ini, dirancang menggunakan

sirip untuk menyediakan luas permukaan pindahan panas yang dibutuhkan,

ukuran sirip terlihat pada gambar di bawah ini.

0,00046 m

l

1 m

r e

r o

r i

Gambar 4.4. Luas Penampang Pipa Bersirip pada HP Superheater

di mana :

r i : jari-jari dalam pipa = 0,02 m

r o : jari-jari luar pipa = 0,024 m

1 : panjang sirip = 0,009 m

r e : jari-jari pipa bersirip = 0,033 m




δ : tebal sirip = 0,00046 m

nf : jumlah sirip = 289 sirip/m

Penentuan panjang, tebal dan jumlah sirip diperoleh dari lampiran 2, maka

dapat dicari :

o Luas permukaan sirip (A f )

A f =( )

f eoe N D

D D...

42 22

+−δ π

π

di mana :

Af : Luas permukaan sirip (m 2)

De : Diameter sirip = 0,066 m

Do : Diameter luar pipa = 0,048 m

δ : Tebal sirip = 0,00046 m

N f : Jumlah sirip dalam panjang pipa

Maka diperoleh luas permukaan sirip sebesar :

A f = ( ) 289.00046,0.066,0.4

048,0066,0..2 22

+−π

π

= 0,959m 2 dalam 1 meter panjang pipa

o Luas permukaan primer (A p)

A p = ) t f o N N L D .. δ π −

Dimana : N t : 1, untuk 1 batang pipa

( )[ ]1.289.00046,01048,0. −= π P A

= 0,13075 m 2 untuk 1 meter panjang pipa

o Luas total permukaan pipa yang menyerap panas untuk 1 meter panjang

pipa (A h ) dan A h = A f + A p




di mana :

Ah : luas total permukaan pipa yang menyerap panas (m 2)

Af : luas permukaan sirip (m2

)

A p : luas primer (m 2)

Maka luas total permukaan pipa yang menyerap panas diperoleh sebesar :

Ah = 0,959 + 0,13075

= 1,08975 m 2

o Perhitungan Diameter Hidraulik (D h) :

Luas penampang area (A a) merupakan luas penampang tanpa sirip dalam 1

meter dikurangi luas sirip dalam 1 meter.

Aa = ( ) ) f oT N L DS ..12 δ −−

= (0,096 – 0,048) x1 – 2 x (0,009 x 0,00046 x 289)

= 0,0456 m 2

Maka dapat diperoleh harga diameter hidrolik (D h) :

Dh = 0,096 x 4 x

08975,1046,0

= 0,016 m dalam 1 m panjang pipa

Sehingga Bilangan Reynold :

R e = 51064,3016,084,254212,0 − x

x x

= 4784,09

2000 < R e < 40.000

Maka rumus mencari bilangan Nusselt adalah :

Nu = 1,13 . C 1 . R em . Pr 1/3 ………………. (Incropera, 1981, hal. 344)

di mana :




Nu = Bilangan Nusselt

R e = Bilangan Reynold

Pr = Bilangan Prandtl

Harga konstanta C 1 dan m diperoleh dari tabel korelasi Grimson (lampiran

1) yang bergantung pada harga S L/D o dan S T/Do dari susunan pipa yang

direncanakan.

2048,0096,0 ==

o

L

D

S

2048,0096,0 ==

o

T

D

S

Dari tabel diperoleh : C 1 = 0,482 dan m = 0,556, maka diperoleh harga

bilangan Nusselt :

N u = 1,13 x 0,482 x (4784,09) 0,556 x (0,689) 1/3

= 53,477

Maka dapat dicari koefisien pindahan panas diluar pipa (h o) :

ho = Dh

k Nu.

=016,0

05555,0477.53 x

= 185,66 W/m 2.oC




4.1.4. Efisiensi dan Efektivitas Sirip

Untuk mencari efesiensi sirip dapat digunakan dengan menggunakan

grafik efisiensi sirip (Incropera, 1981, hal. 108) seperti pada gambar 4.5. di bawah

ini.

Gambar 4.5. Grafik Efisiensi Sirip

Dari data-data sirip pada perhitungan sebelumnya maka dapat dihitung :

LC =2

1 δ +

=2

00046,0009,0 +

= 0,00923 m

r 2c =2δ +

er

=2

00046,0033,0 +

= 0,03323 m




Ap = L C.δ

= (0,00923 x 0,00046) m

= 0,4245.10 5−

m2

o

c

r

r 2 =024,0

03323,0 = 1,3846

Lc3/2 (ho / k.Ap) 1/2

di mana : k = konduktivitas bahan pipa (Lampiran 9) diperoleh = 21,33

W/m 2.oC

0,00923 3/221

5104245,033,2166,185

− x x = 1,27

Dari grafik diperoleh harga efesiensi sirip ( f η ) setelah diinterpolasi

diperoleh f η = 50,5 %

Perbandingan luas bagian dalam pipa dengan luas total permukaan pipa

yang menyerap panas dalam 1 meter (A c /A h) :

08975,1.. L D

A

A i

h

c π =

=08975,1

1.04089,0.π

= 0,1179

Efektivitas sirip :

( ) f h

f o A

Aη η −−= 11

= 1 –

08975,1959,0

x (1 – 0,505)

= 0,565




4.1.5. Tahanan Konduksi pada Pipa HP Superheater

Tahanan konduksi pada pipa superheater (A h . R w )

=

h

c

i

oi

wh

A

Ak

D D In D

R A

.2

.

=1179,033,21204089,004826,0

04089,0

x x

In x

Tahanan Konduksi pada Pipa HP

Superheater

= 0,0013456 m 2.oC/W

4.1.6. Koefisien Pindahan Panas Menyeluruh

Besarnya harga koefisien perpindahan kalor menyeluruh (U) dihitung dari

persamaan berikut, yaitu :

ooW h

h

ci

h R A

A AhU .

1.

11η

++

=

66,185565,01

0013456,01179,077,2540

11 x xU

++=

U = 70,34 W/m 2.oC

4.1.7. Luas Bidang Pindahan Panas

Luas bidang pindahan panas diperoleh dengan rumus sebelumnya yaitu :

).( LMTDU Q

A =

di mana :

A = luas permukaan perpindahan kalor (m 2)




Q = panas yang diserap HP superheater, pada perhitungan sebelumnya

diperoleh = 53.060.060 W

U = Koefisien perpindahan kalor menyeluruh = 70,34 W/m2

.o

C

LMTD = Beda suhu rata – rata logaritma = 93,45 oC

Maka : A =45,9334,70

060.060.53 x

= 8072,1 m 2

Lintasan yang dibutuhkan untuk menyerap panas dengan jumlah 74 batang

pipa dalam 1 baris :

1.. h An A

N =

di mana :

N = jumlah lintasan

A = luas permukaan pindahan panas yang dibutuhkan = 8072,1 m 2

Ah = luas total permukaan pipa yang menyerap panas = 1,08975 m 2

n = jumlah pipa per baris = 74 batang/baris

1 = panjang pipa per batang = 14,64 m

Maka :64,1408975,174

1,8072 x x

N = = 6,83 lintasan = 7 Lintasan

Maka jumlah pipa yang dibutuhkan HP superheater adalah 7 x 74 = 518 Batang.

4.2. Parameter Perhitungan Pipa HP Evaporator

HP Evaporator adalah pipa – pipa pemanas yang berfungsi untuk

menguapkan air dari keadaan cair jenuh menjadi uap jenuh. Air jenuh berasal dari

drum, dan akibat dari perbedaan massa jenis yang diakibatkan pemanasan maka

terjadi sirkulasi, dan uap akan kembali ke drum. Drum uap di sini berfungsi




memisahkan antara air dan uap jenuh karena diakibatkan perbedaan massa jenis

tadi. Uap jenuh kemudian dialirkan ke pipa HP superheater. Sistem perpindahan

panas pada HP evaporator adalah sistem konveksi searah, di mana air mengalir

dari bawah ke atas demikian juga gas buang. Gas buang yang dimanfaatkan pada

komponen ini berasal dari gas buang yang keluar dari HP superheater.

Distribusi temperatur dan arah aliran fluida serta besarnya harga LMTD

yang dihasilkan pada HP evaporator ditunjukkan pada gambar 4.6 di bawah ini.

322,24

287,35

483,36

T o

C

Tg B

Tg C

T7

T8

L (m)

287,35

Gambar 4.6. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada HP Evaporator


T8 = temperatur uap masuk HP evaporator = 287,35 oC

T9 = temperatur uap keluar HP evaporator = 287,35 oC

Tg B = temperatur gas buang masuk HP evaporator = 483,36 oC

Tg C = temperatur gas buang keluar HP evaporator = 322,24 oC

Maka :

LMTD =

min

max

minmax

lnT

T T T

∆∆

∆−∆…………………. (F.P. Incropera, 1981, hal. 510)




∆T1 = Tg C – T 7

= 322,24 oC – 287,35 oC

= 34,89 oC

∆T2 = Tg B – T 8

= 483,36 oC – 287,35 oC

= 196,01 oC

∆T1 sebagai ∆Tmin dan Maka ∆T2 sebagai ∆Tmax.


LMTD =

C34,89C01,196

ln

C34,89C01,196

0

0

00 −

= 93,35 oC


dihitung dengan menggunakan persamaan berikut atas dasar bidang luas pipa,yaitu :

U 1

=

h

c

A

Ah1

1+ Ah . RW +

00 .1hη

………… (F.P. Incropera, 1981, hal. 505)

dimana :

hi = Koefisien konveksi dalam pipa (W/m2

.o

C)


menyerap kalor

Ah . R W = Tahanan konduksi pipa HP evaporator (m 2.oC/W)

ho = Koefisien konveksi gas buang (W/m 2.oC)





4.2.1. Pemilihan Pipa HP Evaporator

Pipa HP evaporator dalam hal ini direncanakan menggunakan pipa baja

dengan diameter lebih besar dari pipa HP superheater. Diambil ukuran pipa dari

ukuran standar pipa untuk baja schedule 40 dengan diameter nominal (DN) 2.

Maka diambil ukuran –ukuran pipa HP evaporator sebagai berikut :

D i : diameter dalam = 2,067 in = 0,0525 m

Do : diameter luar = 2,375 in = 0,0603 m

t : tebal pipa = 0,154 in = 0,0039 m



seperti yang ada pada HP superheater :






sering digunakan (Tunggul S., 1975, hal. 142). Maka sket perancangan pipa HP

evaporator dapat dilihat pada gambar berikut :

Gambar 4.7. Sketsa Rancangan Pipa – pipa HP Evaporator




Sehingga jumlah pipa-pipa HP evaporator yang dibutuhkan adalah :

n =ST

pipa panjang + 1 =

1206,07

+ 1



Untuk dapat menjamin kekuatan pipa HP evaporator khususnya dalam



S ≥ 2.2

. Pt


di mana :


= 1037,7651 psia

S = tegangan tarik yang diijinkan (psi)

S ≥ 2

765,1037154,02

375,2765,1037 − x

x

S ≥ 7483,36 psi


memliki tegangan ijin (S) diatas 7483,36 psi dalam suhu maksimum yang terjadi.

Dari tabel bahan pipa (lampiran 7) direncanakan material pipa yang digunakan

adalah terbuat dari Seamless Alloy Steel (SA 176, 18Cr – 8Ni) di mana pada

temperatur 1000 oF masih memiliki tegangan ijin sebesar 9.750 psi, jadi cukup

aman untuk digunakan pada HP evaporator dengan suhu maksimum yang terjadi

902,04 oF.







rata-rata HP evaporator ( uT = 287,35 oC ) pada tekanan 71,57 bar. Dari tabel sifat-



μ = 8,259 .10 -5 kg/m.s

k = 0,4713 W/m. oC

Pr = 0,969

Kecepatan aliran uap pada HP evaporator dihitung sebagai berikut :

V u =1

.

..

Anvm u ……………………. (Sorensen, 1983, hal. 339)

dengan :


um.


n = jumlah pipa HP evaporator = 59 batang


rata pada HP evaporator dengan tekanan 71,57 bar

v =2

87 vv +; di mana pada 71,57 bar :

v7 = 0,02676 m 3/kg

v8 = 0,001356 m 3/kg

v =2

0,00135602676,0 +

= 0,014 m 3/kg




ρ = 1/v = 37,45 kg/m 3


Vu = 2)0525,0()4/(59014,065,67

x x x

π

= 7,2 m/s

Diperolehnya kecepatan uap dalam pipa sebesar 7,2 m/s masih dalam batas

kecepatan uap maksimum yang diijinkan untuk uap yaitu sebesar 50 m/s (MJ.

Djokostyardjo, 1990, hal. 186).


Reynold (Bayazitoglu, 1988, hal. 234) yaitu :

R e =µ

ρ iu DV ..

=510259,80525,02,745,37

− x

x x

= 171.402



hi =i

u

DK N .

……………………….. (Bayazitoglu, 1988, hal. 283)


N u = 0,023 4,08,0 . r e P R

= 0,023 x (171.402) 0,8 x (0,969) 0,4

= 349,52

dengan : k = 0,4713 W/m. oC dan D i = 0,0525 m,

Maka :




hi =0525,0

4713,0349,52 x

= 3.137,7 W/m 2 oC


Susunan pipa yang dirancang adalah susunan selang-seling seperti pada


S T

S LS D

A 1

A 2

Gambar 4.8. Susunan Pipa Selang-Seling pada HP Evaporator

di mana :













gT =2

24,32236,483 +

= 402,8 oC = 675,95 K


www.hrsgdesign.com dengan memasukkan komposisi dan temperatur gas buang,

atau sifat – sifat gas buang dapat juga disamakan dengan sifat-sifat udara (tabel



k = 0,04915 W/m. oC

μ = 3,27.10 5 kg/m.s

ρ = 0,5238 kg/m3

Pr = 0,683




Vg maks =

( ) goT

T V DS

S .

− ………………… (Incropera, 1981, hal. 344)


Vg maks = ( ) go D

T V DS

S .

2 − ……………….. (Incropera, 1981, hal. 344)


SD < 2oT DS +










SD =

5,022

2

+ T

L

S S <

2oT DS −

……... (Incropera, 1981, hal. 344)

5,022

212065,0

12065,0

+ <

2060325,012065,0 −

0,13489078 > 0,08616


Vg maks = ( ) goT

T V DS

S .−

di mana :



Vg = LnS

m

T g

g

...

.

ρ

dengan :

gm.



sebesar 0,4677 kg/m 3




Maka :

Vg =64,14591206,04677,0

9,565 x x x

= 11,61 m/s





Vg maks = ( ) 61,110603,01206,0

9,565 x−

= 23,22 m/s


R e =µ

ρ hgmaks DV ..

dengan :


ρ : Massa jenis gas pada suhu rata-rata (kg/ m 3)



di mana :

Dh = l f . 4 .h

a

A

A ……………………….. (W.M. Kays, 1984, hal. 8)

di mana :




dan :

ho =h

u

Dk N . ……………………….. (Bayazitoglu, 1988, hal. 283)

dengan : N u : bilangan Nusselt

k : konduktivitas gas buang (W/m oC)




Pada perancangan pipa-pipa HP evaporator ini, dirancang menggunakan

sirip untuk menyediakan luas permukaan pindahan panas yang dibutuhkan seperti

terlihat pada gambar di bawah ini.

0,00031 m

l

1 m

r e

r o

r i

Gambar 4.9. Luas Penampang Pipa Bersirip pada HP Evaporator

Ukuran sirip seperti di bawah ini.






Penentuan panjang, tebal dan jumlah sirip diperoleh dari lampiran 2,

berdasarkan penelitian, maka dapat dicari :


A f =( )

f eoe N D

D D...

42 22

+−

δ π π

di mana :








N f : Jumlah sirip dalam panjang pipa = 346 sirip


A f = ( ) 346.00031,0.0783,0.4

0603,00783,0..2 22

+−π

π

= 1,38 dalam 1 meter panjang pipa


A p = ) t f o N N L D .. δ π −


( )[ ]1.346.00031,010603,0. −= π P A




di mana :


Af : luas permukaan sirip (m 2)



Ah = 1,38 + 0,169

= 1,549 m 2






Aa = ( ) ) f oT N L DS ..12 δ −−

= (0,1206 – 0,0603) x 1 – 2 x (0,009 x 0,00031 x 346)

= 0,0182 m 2


Dh = 0,1206 x 4 x

549,10584,0



R e =51027,3

0182,022,235238,0− x

x x

= 6.769,42

2000 < R e < 40.000


Nu = 1,13 . C 1 . R em

. Pr 1/3

………………. (Incropera, 1981, hal. 344)

di mana :

Nu = Bilangan Nusselt

R e = Bilangan Reynold

Pr = Bilangan Prandtl



direncanakan.

20603,01206,0 ==

o

L

D

S

20603,01206,0 ==

o

T

DS





bilangan Nusselt :

N u = 1,13 x 0,482 x (6.769,42)0,556

x (0,683)1/3

= 64,67


ho = Dh

k Nu.

=

0182,0

04915,064,67 x

= 174,65 W/m 2.oC



grafik efisiensi sirip (Incropera, 1981, hal. 108) seperti pada gambar 4.9 berikut :






LC =2

1 δ +

=2

00031,0009,0 +

= 0,009155 m

r 2c =2δ +

er

=2

00031,003915,0 +

= 0,039305 m

Ap = L C.δ

= (0,009155 x 0,00031) m

= 0,2838 x 10 -5 m2

o

cr

r 2 = 03015,0

039305,0

= 1,3036

Lc3/2 (ho / k.Ap) 1/2


W/m 2.oC

0,009155 3/221

5102838,0865,1965,174

− x x = 1,54


diperoleh f η = 47 %






549,1.. L D

A

A i

h

c π =

= 549,11.0525,0.π

= 0,1065

Efektivitas sirip :

( ) f h

f o A

Aη η −−= 11

= 1 –

549,138,1 x (1 – 0,47)

= 0,528

4.2.5. Tahanan Konduksi pada Pipa HP Evaporator

Tahanan konduksi pada pipa HP evaporator (A h . R w )

=

h

c

i

oi

wh

A

Ak

D

D In D

R A

.2

.

=1065,0865,1920525,00603,0

0525,0

x x

In x

= 0,00172 m 2.oC/W







ooW h

h

ci

h R A

A AhU .

1.

11η

++

=

65,174528,01

00172,01065,0137.3

11 x xU

++=

015556732,01 =U

U = 64,28 W/m 2.oC



).( LMTDU Q

A =

di mana :


Q = panas yang diserap HP evaporator, pada perhitungan sebelumnya

diperoleh = 101142830 W

U = Koefisien perpindahan kalor menyeluruh = 64,28 W/m 2.oC


Maka : A =35,9328,64

101142830 x

= 16855,62 m 2

Lintasan yang dibutuhkan untuk menyediakan luas permukaan yang

menyerap panas :1.. h An

A N =

di mana :

N = jumlah lintasan








Maka :64,145491,159

62,16855 x x

N =

= 12,6 lintasan

= 13 Lintasan

Maka jumlah pipa yang dibutuhkan HP evaporator adalah 13 x 59 = 767 Batang.

4.3. Parameter Perhitungan Pipa HP Ekonomiser

Pipa HP ekonomiser merupakan pipa – pipa pemanas yang berfungsi

untuk memanaskan air yang dipompakan dari tangki air umpan hingga cair jenuh

pada drum. Sistem perpindahan panas yang terjadi adalah konveksi berlawanan

arah, di mana air mengalir dari atas ke bawah sedangkan gas buang mengalir dari

bawah ke atas.

254,47

165,79

322,34

287,35

T oC

Tg C

Tg DT6

T7

L (m)

Gambar 4.11. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada HP Ekonomiser





T6 = temperatur uap masuk HP ekonomiser = 165,79 oC

T7 = temperatur uap keluar HP ekonomiser = 287,35o

C

Tg C = temperatur gas buang masuk HP ekonomiser = 322,34 oC

Tg D = temperatur gas buang keluar HP ekonomiser = 254,47 oC

Maka :

LMTD =

min

max

minmax

ln

T

T T T

∆∆

∆−∆

∆T1 = Tg D – T 6

= 254,47 oC –165,79 oC

= 88,68 oC

∆T2 = Tg C – T 7

= 322,34 oC – 287,35 oC

= 34,99 oC

∆T1 sebagai ∆Tmax dan Maka ∆T2 sebagai ∆Tmin.


LMTD =

C34,99C88,68

ln

C34,99C88,68

0

0

00 −

= 57,7 oC


dihitung dengan menggunakan persamaan berikut atas dasar bidang luas pipa,

yaitu :




U 1

=

h

c

A

Ah1

1+ Ah . RW +

00 .1hη

………… (F.P. Incropera, 1981, hal. 505)

dimana :



menyerap kalor

Ah . R W = Tahanan konduksi pipa HP ekonomiser (m 2.oC/W)

ho = Koefisien konveksi gas buang (W/m2.oC)


4.3.1. Pemilihan Pipa HP Ekonomiser

Pipa HP ekonomiser dalam hal ini direncanakan menggunakan pipa baja

sama halnya dengan pipa HP ekonomiser. Diambil ukuran pipa dari ukuran

standar pipa untuk baja schedule 40 dengan diameter nominal ( DN ) 1½”

(lampiran ukuran pipa).

Maka diambil ukuran-ukuran pipa HP ekonomiser sebagai berikut :



t : Tebal pipa = 0,145 in = 0,003683 m



sebagai berikut :









sering digunakan (Tunggul S., 1975, hal. 142). Jumlah pipa dalam 1 baris

direncanakan sama seperti perancangan pada HP superheater. Sehingga jumlah

pipa-pipa HP ekonomiser yang dibutuhkan adalah :

n =ST

pipa panjang + 1 =

096,07

+ 1



Untuk dapat menjamin kekuatan pipa HP ekonomiser khususnya dalam



S ≥ 2.2

. Pt


di mana :


= 1037,7651 psia


S ≥ 2

765,1037145,02

9,1765,1037 − x

x

S ≥ 6280,2675 psia


memliki tegangan ijin (S) diatas 6280,2675 psia dalam suhu maksimum yang

terjadi 612,21 oF. Dari tabel bahan pipa (lampiran 7) direncanakan material pipa




yang digunakan adalah terbuat dari Seamless Alloy Steel (SA 176, 18Cr – 8Ni) di

mana pada temperatur 650 oF masih memiliki tegangan ijin sebesar 11250 psi,

jadi cukup aman untuk digunakan pada HP ekonomiser dengan suhu maksimum

yang terjadi 612,21 oF.

4.3.2. Koefisien Perpindahan Panas di Dalam Pipa (h i)

Koefisien perpindahan panas dalam pipa (h i) seharusnya ditentukan pada


rata-rata HP ekonomiser ( uT = 226,57 oC ) pada tekanan 71,57 bar. Dari tabel

sifat-sifat air pada berbagai tekanan dan temperatur, setelah diinterpolasi

diperoleh data-data sebagai berikut :

μ = 1,2 .10 -4 kg/m.s k = 0,64729 W/m. oC

Pr = 0,857

Kecepatan aliran uap pada HP ekonomiser dihitung sebagai berikut :

V u =1

.

..

AnV m u ……………………. (Sorensen, 1983, hal. 339)

dengan :


um.


n = jumlah pipa HP ekonomiser = 79 batang


rata pada HP ekonomiser dengan tekanan 71,57 bar.

Dari tabel diperoleh : v = 0,001356 m3/kg





Vu = 2)04089,0()4/(74001356,065,67

x x x

π

= 0,944 m/s



R e =µ

ρ iu DV ..

=4102,1

04089,0944,01,836− x

x x

= 268946,6



hi =i

u

D



N u = 0,023 4,08,0 . r e P R

= 0,023 x (268946,6) 0,8 x (0,857) 0,4

= 477,14

dengan : k = 0,64729 W/m. oC dan D i = 0,04089 m

Maka :

hi =04089,0

64729,0477,14 x

= 7553,14 W/m 2.oC




4.3.3. Koefisien Pindahan Panas di Luar Pipa ( ho)

Susunan pipa yang dirancang adalah susunan selang-seling. Seperti pada


S T

S LS D

A 1

A 2

Gambar 4.12. Susunan Pipa Selang-Seling pada HP Ekonomiser

di mana :







Sifat – sifat gas buang dievaluasi pada temperatur rata-rata gas buang :

gT =2

47,25424,322 +

= 288,4 oC = 561,55 K







sifat – sifat udara), dalam hal ini sifat – sifat gas buang yang diperoleh adalah dari


k = 0,04275 W/m.K μ = 2,88 .10 5 kg/m.s

ρ = 0,6295 kg/m 3 Pr = 0,68




Vg maks = ( ) goT

T V DS

S .−

………………… (Incropera, 1981, hal. 344)


Vg maks = ( ) go D

T V DS

S .2 −

……………….. (Incropera, 1981, hal. 344)


SD <2

oT DS +

SD =

5,022

2

+ T L

S S <

2

oT DS −……... (Incropera, 1981, hal. 344)

5,022

2096,0

096,0

+ <

2048,0096,0 −

0,1073312 > 0,024











Vg maks = ( ) goT

T V DS

S .−

di mana :



Vg = LnS

m

T g

g

...

.

ρ

dengan :

gm.







Maka : V g =64,1474096,05943,0

9,565 x x x

= 9,1 m/s


Vg maks = ( ) 1,9048,0096,09,565

x−

= 18,2 m/s


R e =µ

ρ hgmaks DV ..

dengan :








di mana :

Dh = l f . 4 .h

a

A

A ……………………….. (W.M. Kays, 1984, hal. 8)

di mana :




dan :

ho =h

u

D


Pada perancangan pipa-pipa HP ekonomiser ini dirancang menggunakan

sirip untuk menyediakan luas permukaan pindahan panas yang dibutuhkan,

ukuran sirip sama seperti pada HP superheater, yaitu :






dapat dicari :





A f =( )

f eoe N D

D D...

42 22

+−δ π

π

di mana :







A f = ( )289.00046,0.066,0.

4048,0066,0..2 22

+−π

π

= 0,959m 2 dalam 1 meter panjang pipa


A p = t f o N N L D .. δ π −


( )[ ]1.289.00046,01048,0. −= π P A




di mana :








Ah = 0,959 + 0,13075

= 1,08975 m 2



Aa = ( ) f oT N L DS ..12 δ −−

= (0,096 – 0,048) x1 – 2 x (0,009 x 0,00046 x 289)

= 0,0456 m 2


Dh = 0,096 x 4 x

08975,1046,0


Sehingga Bilangan Reynold dari persamaan sebelumnya :

R e =5

1088,2

016,02,186295,0−

x

x x

= 6.444,5

2000 < R e < 40.000





direncanakan.

2048,0096,0 ==

o

L

D

S

2048,0096,0 ==

o

T

DS





bilangan Nusselt :

N u = 1,13 x 0,482 x (6.444,5)0,556

x (0,68)1/3

= 62,8354


ho = Dh

k Nu.

=

016,0

04275,08344,62 x

= 165,817 W/m 2.oC









LC =2

1 δ +

=2

00046,0009,0 + = 0,00923 m

r 2c =2δ +

er

=2

00046,0033,0 +

= 0,03323 m

Ap = L C.δ

= (0,00923 x 0,00046) m

= 0,4245.10 5−

m2

o

c

r

r 2 =024,0

03323,0

= 1,3846

Lc3/2 (ho / k.Ap) 1/2


W/m 2.oC

0,009233/2

21

5

104245,09934,18

165,87

−

x x = 1,27


diperoleh f η = 50,5 %.






08975,1.. L D

A

A i

h

c π =

= 08975,11.04089,0.π

= 0,1179

Efektivitas sirip : ( ) f h

f o A

Aη η −−= 11

= 1 –

08975,1959,0

x (1 – 0,505)

= 0,565

4.3.5. Tahanan Konduksi pada Pipa HP Ekonomiser

Tahanan konduksi pada pipa HP Ekonomiser (A h . R w ) :

=

h

c

i

oi

wh

A

Ak

D

D In D

R A

.2

.

=1179,09934,182

04089,004826,0

04089,0

x x

In x

= 0,00152 m 2.oC/W







ooW h

h

ci

h R A

A AhU .

1.

11η

++

=

817,165565,01

00152,01179,014,7553

11 x xU

++=

U = 75,1 W/m 2.oC



).( LMTDU Q A =

di mana :


Q = panas yang diserap HP ekonomiser yaitu 41592573 W


LMTD = Beda suhu rata – rata logaritma = 57,7o

C

Maka :

A =7,571,75

41592573 x

= 9598,426 m 2

Lintasan (N) yang dibutuhkan untuk menyerap panas dengan jumlah 74

batang pipa dalam 1 baris :

1.. h An A

N =

di mana :








Maka :64,1408975,174

9598,426 x x

N =

= 8,1 lintasan = 8 lintasan

Maka jumlah pipa yang dibutuhkan HP ekonomiser adalah 8 x 74 = 592 Batang.

4..4. Parameter Perhitungan Pipa LP Superheater

Sistem perpindahan panas yang terjadi pada LP superheater adalah

konveksi dengan berlawanan arah, dimana air mengalir dari atas ke bawah

sedangkan gas buang mengalir dari bawah keatas. Besarnya harga LMTD sistem

perpindahan panas pada LP superheater ini adalah seperti ditunjukkan pada

gambar berikut ini :

252,24

164,9

200

T oC

Tg D

Tg ET4

T5

L (m)

254,47

Gambar 4.14. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada LP Superheater


T6 = temperatur uap masuk LP superheater = 164,9 oC

T5 = temperatur uap keluar LP superheater = 200 oC

Tg D = temperatur gas buang masuk LP superheater = 254,47 oC




Tg E = temperatur gas buang keluar LP superheater = 252,24 oC

Maka : LMTD =

min

max

minmax

ln T

T T T

∆∆

∆−∆

∆T1 = Tg E – T 4

= 252,24 oC – 164,9 oC

= 87,34 oC

∆T2 = Tg C – T 5

= 254,47 oC – 200 oC

= 54,47 oC

∆T1 sebagai ∆Tmax dan Maka ∆T2 sebagai ∆Tmin., maka diperoleh harga LMTD :

LMTD =

C47,45C87,34

ln

C47,45C87,34

0

0

00 −

= 69,6 oC



yaitu :

U =

oo

i

konduksii hr

r R

h

11

1

++

........................... (J.P. Holman, 1998)

dimana :

hi = koefisien konveksi dalam pipa (W/m 2.oC)

ho = koefisien konveksi gas buang (W/m 2.oC)

R = tahanan konduksi pada pipa ( oC/W)

r i = jari – jari dalam pipa (m)




r o = jari – jari luar pipa (m)

4.4.1. Pemilihan Pipa LP Superheater

Pipa LP superheater dalam hal ini direncanakan menggunakan pipa baja


schedule 40 dengan diameter nominal ( DN ) 2” (lampiran ukuran pipa).

Maka diambil ukuran-ukuran pipa LP superheater sebagai berikut :



t : tebal pipa = 0,154 in = 0,0039 m



sebagai berikut :






sering digunakan (Tunggul S., 1975, hal. 142). Jumlah pipa dalam 1 barisdirencanakan sama seperti perancangan pada HP ekonomiser. Sehingga jumlah

pipa-pipa LP superheater yang dibutuhkan adalah :

n =ST

pipa panjang + 1 =

012067

+ 1






Untuk dapat menjamin kekuatan pipa LP superheater khususnya dalam



S ≥ 2.2

. Pt


di mana :

P = Tekanan yang terjadi pada pipa, dalam hal ini sebesar 7 bar

= 101,526 psia


S ≥ 2

101,526154,02

375,2101,526 − x

x

S ≥ 732,1 psia


memliki tegangan ijin (S) diatas 732,1 psia dalam suhu maksimum yang terjadi

490,046 oF. Dari tabel bahan pipa (lampiran 7) direncanakan material pipa yang

digunakan adalah terbuat dari Seamless Alloy Steel (SA 176, 18Cr – 8Ni) di mana

pada temperatur 600 oF masih memiliki tegangan ijin sebesar 11400 psi, jadi

cukup aman untuk digunakan pada LP superheater dengan suhu maksimum yang

terjadi 490,046 oF.




rata-rata LP superheater ( uT = 182,45 oC ) pada tekanan 7 bar. Dari tabel sifat-






μ = 1,5 .10-5

kg/m.s k = 0,03288 W/m.o

C

Pr = 0,984

Kecepatan aliran uap pada LP superheater dihitung sebagai berikut :

V u =1

.

..


dengan :


um.


n = jumlah pipa LP superheater = 59 batang


rata pada LP superheater dengan tekanan 7 bar. Dari tabel

diperoleh : v 4 = 0,2729 m 3/kg, v 5 = 0,3064 m 3/kg. Maka

diperoleh volume jenis uap rata – rata sebesar 0,28965 m 3/kg, ρ =

1/v = 3,4524 kg/m 3.


Vu =2

)0525,0()4/(59

0,2896554,20

x x

x

π

= 46,6 m/s

Diperolehnya kecepatan uap dalam pipa sebesar 46,6 m/s masih dalam

batas kecepatan uap maksimum yang diijinkan untuk uap yaitu sebesar 50 m/s

(MJ. Djokostyardjo, 1990, hal. 186).






R e =µ

ρ iu DV ..

=5105,1

0525,06,464524,3− x

x x

= 563086,44



hi =i

u

D



N u = 0,023 4,08,0 . r e P R

= 0,023 x (563086,44) 0,8 x (0,984) 0,4

= 910,72

dengan :

k = 0,03288 W/m. oC

D i = 0,0525 m

Maka :

hi =0525,0

0,0328872,910 x

= 570,37 W/m 2.oC


Untuk mencari koefisien pindahan panas di luar pipa (h o) dapat dicari

dengan menggunakan rumus :




ho =o

u

D

k N .………………………. (Bayazitoglu, 1988, hal. 283)

Susunan pipa yang dirancang adalah susunan selang-seling (gambar 4.15)

sama seperti pada pipa – pipa pada seluruh bagian HP. Pada perancangan pipa LP

superheater ini dirancang tanpa menggunakan sirip karena perbedaan temperatur

suhu uap masuk dan keluar LP superheater sangat kecil sehingga luas permukaan

perpindahan panas yang dibutuhkan tidak terlalu besar.


S T

S LS D

A 1

A 2

Gambar 4.15. Susunan Pipa Selang-Seling pada LP Superheater


gT =2

24,25247,254 + = 253,35 oC = 526,5 K












k = 0,04067 W/m.K μ = 2,76 .10-5

kg/m.s

ρ = 0,6728 kg/m 3 Pr = 0,68




Vg maks = ( ) goT

T

V DS

S .− ………………… (Incropera, 1981, hal. 344)


Vg maks = ( ) go D

T V DS

S .

2 − ……………….. (Incropera, 1981, hal. 344)

o Vg maks terjadi pada A 2 apabila : S D <2

oT DS +

SD =

5,022

2

+ T

L

S S <

2oT DS −

……... (Incropera, 1981, hal. 344)

5,022

212065,0

12065,0

+ <

2060325,012065,0 −

0,13489078 > 0,08616


Vg maks = ( ) goT

T V DS

S .−

di mana :









Vg = LnS

m

T g

g

...

.

ρ

dengan :

gm.







Maka : V g =64,14591206,067117,0

9,565 x x x

= 8,09 m/s


Vg maks = ( ) 8,090603,01206,0

1206,0 x−

= 16,18 m/s


R e = µ

ρ ogmaks DV ..

=51076,2

0603,018,166728,0− x

x x

= 23783,33

2000 < Re < 40000





N u = 1,13 . C 1 . R em . Pr 1/3 ………………. (Incropera, 1981, hal. 344)


bilangan Nusselt, maka :

N u = 1,13 x 0,482 x (23783,33) 0,556 x (0,68) 1/3

= 129,86


ho =0

. D

k Nu

=0603,0

04067,086,129 x

= 87,58 W/m 2.oC

4.4.4. Tahanan Konduksi pada Pipa LP Superheater

Tahanan konduksi pada pipa LP superheater dapat dihitung dengan

menggunakan rumus (J.P. Holman, 1998) :

R konduksi =

i

oi

r

r

k

r ln

di mana :

r i = jari – jari dalam pada pipa = D i/2 = 0,0525/2 = 0,02625

r o = jari – jari luar pada pipa = D o/2 = 0,0603/2 = 0,03015

k = konduktivitas termal pipa = 18,0361 W/m. oC (lampiran 9)

Maka :

R konduksi =

i

oi

r

r

k

r ln

=

02625,0

03015,0ln

0361,18

02625,0= 0,0002 m 2.oC/W







U =

oo

ikonduksi

i hr

r R

h11

1

++

=

58,871

03015,002625,0

0002,037,570

11

++

= 84,07 W/m 2.oC



).( LMTDU Q

A =

di mana :


Q = panas yang diserap LP superheater = 1658070 W



Maka : A =6,6907,84

1658070 x

= 283,37 m 2






L Dn A

N o ...π

=

di mana :



L = panjang pipa per batang = 14,64 m

Maka :

64,140603,014,359

283,37

x x x N =

= 1,73 lintasan = 2 Lintasan

Maka jumlah pipa yang dibutuhkan LP Superheater adalah 2 x 74 = 148 Batang.

4.5. Parameter Perhitungan Pipa LP Evaporator

Sistem perpindahan panas pada LP evaporator adalah sistem konveksi

searah, di mana air mengalir dari bawah ke atas demikian juga gas buang. Gas

buang yang dimanfaatkan pada komponen ini berasal dari gas buang yang keluar

dari LP superheater.

Distribusi temperatur dan arah aliran fluida dapat dilihat seperti pada

gambar 4.15. Besarnya harga LMTD yang dihasilkan pada LP evaporator

ditunjukkan pada gambar 4.15 di bawah ini.




181,4

164,9

252,2

T oC

Tg E

Tg FT4

T3

L (m)

164,9

Gambar 4.16. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada LP Evaporator


T3 = temperatur uap masuk LP evaporator = 164,9 oC

T4 = temperatur uap keluar LP evaporator = 164,9 oC

Tg E = temperatur gas buang masuk LP evaporator = 252,2 oC

Tg F = temperatur gas buang keluar LP evaporator = 181,4 oC

Maka :

LMTD =

min

max

minmax

lnT

T T T

∆∆

∆−∆…………………. (F.P. Incropera, 1981, hal. 510)

∆T1 = Tg E – T 3

= 252,24 oC – 164,9 oC

= 87,34 oC

∆T2 = Tg F – T 4

= 181,4 oC –164,9 oC

= 16,5 oC

∆T1 sebagai ∆Tmin dan Maka ∆T2 sebagai ∆Tmax. Maka diperoleh harga LMTD :




LMTD =

C5,16C87,34

ln

C5,16C87,34

0

0

00 −

= 42,5 oC



yaitu :

U 1

=

h

c

A

Ah1

1+ Ah . RW +

00 .1hη

………… (F.P. Incropera, 1981, hal. 505)

dimana :



menyerap kalor

Ah . R W = Tahanan konduksi pipa LP evaporator (m 2.oC/W)



4.5.1. Pemilihan Pipa LP Evaporator

Pipa LP evaporator dalam hal ini direncanakan menggunakan pipa baja


schedule 40 dengan diameter nominal ( DN ) 2” (lampiran ukuran pipa).

Maka diambil ukuran –ukuran pipa LP evaporator sebagai berikut :



t : tebal pipa = 0,154 in = 0,0039 m






seperti yang ada pada HP evaporator, yaitu :






sering digunakan (Tunggul S., 1975, hal. 142). Direncanakan ST = SL = 2 . D o =

0,1206. Sehingga jumlah pipa-pipa LP evaporator yang dibutuhkan adalah :

n =ST

pipa panjang + 1 =

1206,07

+ 1


Untuk dapat menjamin kekuatan pipa LP evaporator khususnya dalam



S ≥ 2.2

. Pt


di mana :

P = Tekanan yang terjadi pada pipa, dalam hal ini sebesar 7 bar

= 101,526 psia


S ≥ 2

101,526154,02

375,2101,526 − x

x

S ≥ 732,1 psia





memliki tegangan ijin (S) diatas 732,1 psia dalam suhu maksimum yang terjadi

486,32o

F. Dari tabel bahan pipa (lampiran 7) direncanakan material pipa yang

digunakan adalah terbuat dari Seamless Alloy Steel (SA 176, 18Cr – 8Ni) di mana

pada temperatur 600 oF masih memiliki tegangan ijin sebesar 11400 psi, jadi

cukup aman untuk digunakan pada LP evaporator dengan suhu maksimum yang

terjadi 486,32 oF.




rata-rata LP evaporator ( uT = 165,9 oC ) pada tekanan 7 bar. Dari tabel sifat-sifat

air pada berbagai tekanan dan temperatur, setelah diinterpolasi diperoleh data-data

sebagai berikut :

μ = 0,000164 kg/m.s k = 0,6836 W/m. oC

Pr = 1,06

Kecepatan aliran uap pada LP evaporator dihitung sebagai berikut :

V u =1

.

.

.

An

V m u ……………………. (Sorensen, 1983, hal. 339)

dengan :


um.


n = jumlah pipa LP evaporator = 59 batang





rata pada LP evaporator dengan tekanan 7 bar.

v =2

43 vv + ; di mana pada 7 bar :

v3 = v f = 0,001108 m 3/kg

v4 = v g =0,2729 m 3/kg

v =2

0,2729001108,0 + = 0,137 m 3/kg

ρ = 1/v

= 1 / 0,137 = 7,3 kg/m 3


Vu =2)0525,0()4/(59

137,054,20 x x x

π

= 22,04 m/s



R e =µ

ρ iu DV ..

=000164,0

0525,004,223,7 x x

= 51505



hi =i

u

D






N u = 0,023 4,08,0 . r e P R

= 0,023 x (51505) 0,8 x (1,06) 0,4

= 138,46

dengan : k = 0,6836 W/m. oC dan D i = 0,0525 m

Maka : h i =0525,0

6836,046,381 x

= 1802,88 W/m 2.oC


Susunan pipa yang dirancang adalah susunan selang-seling seperti gambar

4.17. di bawah ini.

S T

S LS D

A 1

A 2

Gambar 4.17. Susunan Pipa Selang-Seling pada LP Evaporator




gT =2

4,18124,252 + = 216,82 oC = 489,97 K









k = 0,038595 W/m.K μ = 2,62.10 -5 kg/m.s

ρ = 0,72243 kg/m 3 Pr = 0,68


pipa pada gambar 4.17. Maka kecepatan maksimum dapat terjadi pada A 1 dan A 2.


Vg maks = ( ) goT

T V DS

S .−

………………… (Incropera, 1981, hal. 344)


Vg maks = ( ) go D

T V DS

S .2 −

……………….. (Incropera, 1981, hal. 344)


SD <2

oT DS +

SD =

5,022

2

+ T L

S S <

2


5,022

212065,0

12065,0

+ <

2060325,012065,0 −

0,13489078 > 0,08616











Vg maks = ( ) goT

T V DS

S .−

di mana :



Vg = LnS

m

T g

g

...

.

ρ

dengan :

gm.







Maka :

Vg =64,14591206,067277,0

9,565 x x x

= 8,07 m/s


Vg maks = ( ) 07,80603,01206,0

9,565 x−

= 16,14 m/s


R e =µ

ρ hgmaks DV ..




dengan :


ρ : Massa jenis gas pada suhu rata-rata (kg/ m3

)



di mana :

Dh = l f . 4 .h

a

A

A ……………………….. (W.M. Kays, 1984, hal. 8)

di mana :




dan :

ho =h

u

Dk N . ……………………….. (Bayazitoglu, 1988, hal. 283)

Pada perancangan pipa-pipa LP evaporator ini, dirancang menggunakan

sirip dengan profil yang sama seperti HP evaporator untuk menyediakan luas

permukaan pindahan panas yang dibutuhkan. Ukuran sirip seperti di bawah ini.






Penentuan panjang, tebal dan jumlah sirip diperoleh dari lampiran 2,

berdasarkan penelitian, maka dapat dicari :





A f =( )

f eoe N D

D D...

42 22

+−δ π

π

di mana : A f : Luas permukaan sirip (m 2)




N f : Jumlah sirip dalam panjang pipa = 346 sirip


A f = ( )346.00031,0.0783,0.

40603,00783,0..2 22

+−π

π

= 1,38 dalam 1 meter panjang pipa


A p = t f o N N L D .. δ π −


( )[ ]1.346.00031,010603,0. −= π P A




di mana :








Ah = 1,38 + 0,169

= 1,549 m 2

Luas penampang area (A a) merupakan luas penampang tanpa sirip

dalam 1 meter dikurangi luas sirip dalam 1 meter.

Aa = ( ) f oT N L DS ..12 δ −−

= (0,1206 – 0,0603) x 1 – 2 x (0,009 x 0,00031 x 346)

= 0,0182 m 2


Dh = 0,1206 x 4 x

549,10584,0



R e =5

1062,2

0182,014,1672243,0−

x

x x

= 8099,7

2000 < R e < 40.000, maka rumus mencari bilangan Nusselt adalah :



1) yang bergantung pada harga S L/Do dan S T/Do dari susunan pipa yang

direncanakan.

20603,01206,0 ==

o

L

D

S

20603,01206,0 ==

o

T

D

S





bilangan Nusselt :

N u = 1,13 x 0,482 x (8099,7)0,556

x (0,68)1/3

= 71,35


ho = Dh

k Nu.

=

0182,0

038595,035,17 x

= 151,3 W/m 2.oC



grafik efisiensi sirip (Incropera, 1981, hal. 108) seperti pada gambar 4.18 berikut.






LC =2

1 δ +

=2

00031,0009,0 +

= 0,009155 m

r 2c =2δ +

er

=2

00031,003915,0 +

= 0,039305 m

Ap = L C.δ

= (0,009155 x 0,00031) m

= 0,2838 x 10 -5 m2

o

cr

r 2 = 03015,0

039305,0

= 1,3036

Lc3/2 (ho / k.Ap) 1/2


W/m 2.oC

0,009155 3/221

5102838,0865,193,151

− x x = 1,435


diperoleh f η = 48 %






549,1.. L D

A

A i

h

c π =

= 549,11.0525,0.π

= 0,1065

Efektivitas sirip :

( ) f h

f o A

Aη η −−= 11

= 1 –

549,138,1 x (1 – 0,48)

= 0,536

4.5.5. Tahanan Konduksi pada Pipa LP Evaporator

Tahanan konduksi pada pipa LP evaporator (A h . R w ) :

=

h

c

i

oi

wh

A

Ak

D

D In D

R A

.2

.

= 1065,0865,1920525,00603,0

0525,0

x x

In x

= 0,00172 m 2.oC/W







ooW h

h

ci

h R A

A AhU .

1.

11η

++

=

3,151536,01

00172,01065,088,1802

11 x xU

++=

U = 51,92 W/m 2.oC



).( LMTDU Q

A =

di mana :


Q = panas yang diserap LP evaporator, pada perhitungan sebelumnya

diperoleh = 42441390 W



Maka :

A =5,4292,51

42441390 x

= 19233,8 m 2

Lintasan (N) yang dibutuhkan untuk menyediakan luas permukaan yang

menyerap panas :

1.. h An A

N =

di mana :








Maka :

64,145491,159 19233,8

x x N =

= 14 lintasan

Maka jumlah pipa yang dibutuhkan LP evaporator adalah 14 x 59 = 826 Batang.

4.6. Parameter Perhitungan Pipa Condensate Preheater (CPH)

Pipa condensate preheater (CPH) merupakan pipa – pipa pemanas yang

berfungsi untuk memanaskan kondensat dari kondensor yang akan digunakan

sebagai air umpan. Sistem perpindahan panas yang terjadi adalah konveksi

berlawanan arah, di mana air mengalir dari atas ke bawah sedangkan gas buang

mengalir dari bawah ke atas.

107

45,86

181,4

164,9

T oC

Tg F

Tg GT2

T3

L (m)

Gambar 4.19. Sket Aliran Uap dan Gas Buang pada Cond. Preheater





T2 = temperatur uap masuk CPH = 45,86 oC

T3 = temperatur uap keluar CPH = 164,9o

C

Tg F = temperatur gas buang masuk CPH = 181,4 oC

Tg G = temperatur gas buang keluar HP CPH = 107 oC

Maka :

LMTD =

min

max

minmax

ln

T

T T T

∆∆

∆−∆

∆T1 = Tg G – T 2

= 107 oC – 45,86 oC

= 61,14 oC

∆T2 = Tg F – T 3

= 181,4 oC – 164,9 oC

= 16,5 oC

∆T1 sebagai ∆Tmax dan Maka ∆T2 sebagai ∆Tmin. Maka diperoleh harga LMTD :

LMTD =

C5,16C14,16

ln

C5,16C14,16

0

0

00 −

= 34 oC



yaitu :

U 1

=

h

c

A

Ah1

1+ Ah . RW +

00 .1hη

………… (F.P. Incropera, 1981, hal. 505)




dimana : h i = Koefisien konveksi dalam pipa (W/m 2.oC)

Ac/A h = Perbandingan luas pipa bagian dalam dengan luas pipa yang

menyerap kalor

Ah.R W = Tahanan konduksi pipa CPH (m 2.oC/W)



4.6.1. Pemilihan Pipa CPH

Pipa CPH dalam hal ini direncanakan menggunakan pipa baja sama halnya

dengan pipa LP superheater. Diambil ukuran pipa dari ukuran standar pipa untuk

baja schedule 40 dengan diameter nominal ( DN ) 1½” (lampiran ukuran pipa).

Maka diambil ukuran-ukuran pipa CPH sebagai berikut :



t : Tebal pipa = 0,145 in = 0,003683 m



sebagai berikut :

Panjang pipa aktif yang berhubungan dengan pipa-pipa = 7 m (denganmemperhitungkan standar panjang pipa yang ada)




sering digunakan (Tunggul S., 1975, hal. 142). Jumlah pipa dalam 1 baris




direncanakan sama seperti perancangan pada HP superheater. Sehingga jumlah

pipa-pipa CPH yang dibutuhkan adalah :

n =ST

pipa panjang + 1 =096,07 + 1



Untuk dapat menjamin kekuatan pipa CPH khususnya dalam menahan

tekanan yang terjadi di dalam pipa, maka kekuatan material pipa yang digunakan

ditentukan dengan menggunakan rumus :

S ≥ 2.2

. Pt


di mana :

P = Tekanan yang terjadi pada pipa, dalam hal ini maksimal 7 bar

= 101,526 psia


S ≥ 2

101,526145,02

9,1101,526 − x

x

S ≥ 614,4 psia


memliki tegangan ijin (S) diatas 614,4 psia. Dari tabel bahan pipa (lampiran 7)

direncanakan material pipa yang digunakan adalah terbuat dari Seamless Alloy

Steel (SA 176, 18Cr – 8Ni) di mana pada temperatur 500 oF masih memiliki

tegangan ijin sebesar 12150 psi, jadi cukup aman untuk digunakan pada CPH

dengan suhu maksimum yang terjadi 358,52 oF.






temperatur film. Dalam hal ini dapat juga ditentukan pada kondisi temperatur dan

tekanan uap rata-rata CPH yaitu uT = 105,38 oC dan tekanan 7 bar. Dari tabel

sifat-sifat air pada berbagai tekanan dan temperatur, setelah diinterpolasi

diperoleh data-data sebagai berikut :

μ = 0,000264 kg/m.s k = 0,6836 W/m. oC

Pr = 1,66

Kecepatan aliran uap pada CPH dihitung sebagai berikut :

V u =1

.

..


dengan :


um.

= laju aliran uap = (67,65 + 20,54) kg/s = 88,19 kg/s

n = jumlah pipa CPH per baris = 74 batang


rata pada CPH dengan tekanan 7 bar, yaitu v = 0,001108 m 3/kg

ρ = 1/v = 1/0,001 m 3/kg = 902,527 kg/m 3


Vu = 2)04089,0()4/(74001108,019,88

x x x

π

= 1,0 m/s






R e =µ

ρ iu DV ..

= 000264,004089,01527,902 x x

= 139789,12



hi =i

u

D



N u = 0,023 4,08,0 . r e P R

= 0,023 x (139789,12) 0,8 x (1,66) 0,4

= 368,25

dengan : k = 0,6836 W/m. oC dan D i = 0,04089 m, maka :

hi =04089,0

6836,0368,25 x

= 6156,4 W/m 2.oC


Susunan pipa yang dirancang adalah susunan selang-seling seperti pada

gambar 4.20 di bawah ini :




S T

S LS D

A 1

A 2

Gambar 4.20. Susunan Pipa Selang-Seling pada CPH

di mana :








gT =2

1074,181 +

= 144,2 oC = 417,35 K















k = 0,03409 W/m.K μ = 2,35 .10 –5 kg/m.s

ρ = 0,84257 kg/m 3 Pr = 0,687




Vg maks = ( ) goT

T V DS

S .−

………………… (Incropera, 1981, hal. 344)


Vg maks = ( ) go D

T V DS

S .

2 − ……………….. (Incropera, 1981, hal. 344)


SD <2

oT DS +

SD =

5,022

2

+ T

L

S S < 2


5,022

2096,0

096,0

+ <

2048,0096,0 −

0,1073312 > 0,024


Vg maks = ( ) goT

T V DS

S .−

di mana :






Vg = LnS

m

T g

g

...

.

ρ

dengan :

gm.







Maka : V g =64,1474096,00,77849

9,565 x x x

= 6,95 m/s


Vg maks = ( ) 95,6048,0096,0

9,565 x

−

= 13,9 m/s


R e =µ

ρ hgmaks DV ..

dengan :





di mana :




Dh = l f . 4 .h

a

A

A ……………………….. (W.M. Kays, 1984, hal. 8)

di mana :




Maka : h o =h

u

D


Pada perancangan pipa-pipa CPH ini dirancang menggunakan sirip untuk

menyediakan luas permukaan pindahan panas yang dibutuhkan, ukuran sirip sama

seperti pada HP ekonomiser yaitu :







dapat dicari :


A f =( )

f eoe N D

D D...

42 22

+−

δ π π

di mana :










A f = ( ) 289.00046,0.066,0.4

048,0066,0..2 22

+−π

π

= 0,963 m 2 dalam 1 meter panjang pipa


A p = ) t f o N N L D .. δ π −


( )[ ]1.289.00046,01048,0. −= π P A




di mana :


A f : luas permukaan sirip (m 2)



Ah = 0,963 + 0,13075

= 1,0944 m 2



Aa = ( ) ) f oT N L DS ..12 δ −−

= (0,096 – 0,048) x1 – 2 x (0,009 x 0,00046 x 289)




= 0,0456 m 2


Dh = 0,096 x 4 x

1,0944

0456,0


Sehingga Bilangan Reynold dari persamaan sebelumnya :

R e =51035,2

016,09,1384257,0− x

x x

= 8073,61

2000 < R e < 40.000


N u = 1,13 . C 1 . R em . Pr 1/3 ………………. (Incropera, 1981, hal. 344)



direncanakan.

2048,0096,0 ==

o

L

D

S 2

048,0096,0 ==

o

T

D

S


bilangan Nusselt :

N u = 1,13 x 0,482 x (8073,61) 0,556 x (0,687) 1/3

= 71,46


ho = Dh

k Nu.

=016,0

03409,046,71 x




= 150,39 W/m 2.oC






LC =2

1 δ +

=2

00046,0009,0 +

= 0,00923 m

r 2c =2δ +

er

=2

00046,0033,0 +

= 0,03323 m




Ap = L C.δ

= (0,00923 x 0,00046) m

= 0,4245.10 5−

m2

o

c

r

r 2 =024,0

03323,0

= 1,3846

Lc3/2 (ho / k.Ap) 1/2


W/m 2.oC

0,00923 3/221

5104245,09934,18 150,39

− x x = 1,24


diperoleh f η = 54 %. Perbandingan luas bagian dalam pipa dengan luas total

permukaan pipa yang menyerap panas dalam 1 meter (A c /A h) :

1,0944.. L D

A A i

h

c π =

=1,0944

1.04089,0.π

= 0,11735

Efektivitas sirip :

( ) f h

f o A

Aη η −−= 11

= 1 –

1,0944963,0

x (1 – 0,54)

= 0,595




4.6.5. Tahanan Konduksi pada Pipa CPH

Tahanan konduksi pada pipa CPH (A h . R w )

=

h

c

i

oi

wh

A

Ak

D D In D

R A

.2

.

=11735,09934,18204089,0

048,004089,0

x x

In x

= 0,00152 m 2.oC/W




ooW h

h

ci

h R A

A AhU .1.11 η ++

=

39,150595,01

00152,011735,04,6156

11 x xU

++=

014079,01 =U

U = 71,02 m2.oC



).( LMTDU Q

A =




di mana :


Q = panas yang diserap CPH, pada perhitungan sebelumnya diperoleh

44508875 W


LMTD = Beda suhu rata – rata logaritma = 34 oC

Maka :

A = 3402,7144508875

x

= 18432,6 m 2



1.. h An A

N =

di mana :





Maka :

64,140944,174 18432,6

x x N =

= 15,6 lintasan

= 16 Lintasan

Maka jumlah pipa yang dibutuhkan CPH adalah 16 x 74 = 1184 Batang.




4.7. Perhitungan Luas Penampang HRSG

Kapasitas aliran gas masuk HP superheater : Q = ρ

gm

Di mana ρ = massa jenis gas buang pada saat masuk HP superheater pada

temperatur 565,7 oC adalah sebesar 0,4212 kg/m 3.

Maka : Q =skg

skg/4212,0

/9,565 = 1343,54

Maka luas penampang HRSG : Q = V g x A

Maka : A =gV

Q

Di mana V g = kecepatan gas buang sebelum masuk HP superheater = 12,92 m/s.

Maka : A =92,12

54,1343 = 109,989 m 2

Maka lebar penampang HRSG : l =P A

=64,14989,109

= 7,1 m

Maka lebar penampang HRSG adalah sebesar 7,1 m.

4.8. Cerobong Asap ( chimney ) HRSG

Kapasitas aliran gas masuk cerobong asap : Q = ρ

gm

Di mana ρ = massa jenis gas buang pada saat setelah melewati condensate

preheater (CPH) pada temperatur 107 oC = 0,77849 kg/m 3.

Maka : Q = ρ

gm =

3/77849,0/9,565

mkg

skg = 726,92

Maka luas penampang cerobong gas asap HRSG : Q = V g x A

Maka : A =gV

Q

Di mana V g = kecepatan gas buang melewati CPH = 6,95 m/s.

Maka : A =95,6

92,726 = 104,59 m 2

A = π r 2




r 2 =14,3

59,104 = 28,33

r = 5,76 m

Maka : m = v . ρ atau m = A . H . ρ

Di mana v = volume gas buang = luas penampang (A) x tinggi (H).

Maka tinggi cerobong asap :

H = ρ . A

m = 32 /77849,059,104

/9,565mkg xm

skg = 6,95 m = 7 m

4.9. Neraca Energi pada HRSG

HRSG

gas in

air umpan

gas out

uap HP

uap LP

.

Q

.

Q.

Q

.

Q

.

Q

Gambar 4.2. Neraca Energi pada HRSG

Dari gambar neraca energi (4.2) di atas, maka dapat dirumuskan :

.

Q in =.

Q out

Energi panas yang masuk (.

Q in) :

.

Q gas in = gm.

x h g

= 565,9 kg/s x 596,36 kJ/kg

= 337480,124 kW.

Q air umpan = FW m.

x h FW

= (67,65 + 20,54) kg/s x 191, 83 kJ/kg

= 16917,487 kW




Maka total energi panas yang masuk (.

Q in) a dalah :

.

Q gas in +.

Q air umpan = (337480,124 + 16917,487) kW

= 354397,611 kW

= 354,39 MW

Energi panas yang keluar (.

Q out):

.

Q gas out = gm.

x h g

= 565,9 kg/s x 93,778 kJ/kg

= 55332,57 kW

.

Q uap HP = um.

x h u

= 67,65 kg/s x 3554,212 kJ/kg

= 240442,44 kW

.Q uap LP = um

. x h u

= 20,54 kg/s x 2844,224 kJ/kg

= 58420,36 kW

Maka total energi panas yang masuk (.

Q out) adalah :

.

Q gas out +.

Q uap HP +.

Q uap LP = (55458,2 + 240442,44 + 58420,36) kW

= 354321 kW

= 354,32 MW

Maka diperoleh neraca energi :

.

Q in =.

Q out

354,39 MW = 354,32 MW




BAB V

KESIMPULAN DAN SARAN

5.1. Kesimpulan

Dari pembahasan perancangan HRSG yang dilakukan, maka dapat

diperoleh kesimpulan sebagai berikut :

1. HRSG ( Heat Recovery Steam Generator ) yang dirancang adalah HRSG

dengan menggunakan tekanan uap 2 (dua) tingkat ( dual pressure ) yaitu

tekanan tinggi ( high pressure atau HP) dan tekanan rendah ( low pressure atau

LP). Sumber panas berasal dari gas buangan 1 (satu) unit turbin gas berdaya

130 MW. Suhu gas buang masuk ke HRSG adalah 565,7 oC laju aliran gas

buang sebesar 565,9 kg/s.

2. Kondisi uap yang dihasilkan HRSG adalah :

Uap HP :

temperatur : 530,7 oC

tekanan : 71,57 bar


Uap LP :

temperatur : 200 oC

tekanan : 7 bar


3. Neraca panas

Panas gas buang masuk HRSG = 344377,313 kW




Panas gas buang yang dimanfaatkan :

• Panas yang diserap HP Superheater = 53060,06 kW

• Panas yang diserap HP Evaporator,

= 101142,83 kW

• Panas yang diserap HP Ekonomiser = 41592,573 kW

• Panas yang diserap LP Superheater = 1658,07 kW

• Panas yang diserap LP Evaporator = 42441,39 kW

• Panas yang diserap Conden. Preheater = 44508,875 kW

4. Pipa-pipa HP Superheater

a. Ukuran nominal = 1½ in ( 0,0381m )

b. Diameter luar = 1,9 in ( 0,04826 m )

c. Diameter dalam = 1,61 in ( 0,04089 m )

d. Panjang pipa per baris = 14,64 m

e. Jumlah pipa = 518 batang

f. Jarak pipa dalam 1 baris = 0,09652 m

g. Jarak setiap baris pipa = 0,09652 m

h. Jenis Pipa = Bersirip

i. Bahan pipa = Seamless Alloy Steel

( SA 176, 16Cr – 12Ni – 2Mo )

j. Susunan pipa-pipa = Selang-seling

k. Sistem aliran = Berlawanan arah

l. Temperatur uap masuk = 287,35 oC

m. Temperatur uap keluar = 530,7 oC

n. Temperatur gas masuk = 565,7 oC

o. Temperatur gas keluar = 483,36 oC




5. Pipa-pipa HP Evaporator

a. Ukuran nominal = 2 in ( 0,0508 m )







h. Jenis pipa = Bersirip


( SA 176, 18Cr – 8Ni )


k. Sistem aliran = Searah





6. Pipa-pipa HP Ekonomiser

a. Ukuran nominal = 1½ in ( 0,0381m ) b. Diameter luar = 1,9 in ( 0,04826 m )



e. Jumlah pipa = 592 Batang








( SA 176, 18Cr – 8Ni )







7. Pipa-pipa LP Superheater








h. Jenis pipa = Tanpa siripi. Bahan pipa = Seamless Alloy Steel

( SA 176, 18Cr – 8Ni )







m. Temperatur uap keluar = 200 oC


o. Temperatur gas keluar = 252,24o

C

8. Pipa-pipa LP Evaporator








h. Jenis pipa = Bersirip


( SA 176, 18Cr – 8Ni )


k. Sistem aliran = Searah



n. Temperatur gas masuk = 252,2o

Co. Temperatur gas keluar = 181,4 oC

9. Pipa-pipa Condensate Preheater (CPH)

a. Ukuran nominal = 1½ in ( 0,0381m )







e. Jumlah pipa = 1184 Batang





( SA 176, 18Cr – 8Ni )






o. Temperatur gas keluar = 107 oC

10. Efisiensi HRSG yang dihasilkan adalah sebesar 82,58 %.

5.2. Saran

1. Dalam perancangan HRSG, penentuan temperatur pinch point harus

diperhatikan, diusahakan agar tidak terlalu kecil ataupun terlalu besar

nilainya, karena apabila temperatur pinch pointnya terlalu kecil, maka akandibutuhkan luas permukaan yang lebih besar agar perpindahan panasnya

optimal, sedangkan bila pinch point nya terlalu besar maka nilai kalor dari gas

buang tidak akan terpakai dengan baik. Dalam perancangan ini, nilai pinch

point pada high pressure (HP) sebesar 35 oC dan pinch point pada low

pressure (LP) sebesar 16,5 oC.




2. Untuk perhitungan – perhitungan dalam analisa dan perancangan HRSG saat

ini sudah banyak dibantu dari software dan situs – situs internet yang

berhubungan dengan HRSG.

3. Untuk penelitian/perancangan selanjutnya, sebaiknya dibuat dalam bentuk

simulasi, sehingga dapat dibandingkan antara hasil simulasi dan hasil

rancangan secara manual.




DAFTAR PUSTAKA

1. Bayazitoglu, Yildiz dan M. Necati O. 1988. Elements of Heat Transfer . McGraw Hill Company.

2. Cavaseno, Vincent. 1979. Process Heat Exchange , 1 st edition. Mc Graw HillCompany.

3. Cengel, Yunus A. dan Michael A. Boles. 1998. Thermodynamics An Engineering Approach , Third Edition. Mc Graw Hill Company.

4. Djokosetyardjo, M.J. 1999. Ketel Uap . Jakarta: Pradnya Paramitha.

5. Dietzell, Frietz dan Dakso Sayono. 1992. Turbin Pompa dan Kompresor .Jakarta: Erlangga.

6. El. Wakil, M.W. 1992. Instalasi Pembangkitan Daya , Jilid I. Jakarta:Erlangga.

7. Harman, Richard T.C. 1981. Gas Turbine Engineering Applications, Cyclesand Characteristics, 1 st published. London.

8. Holman, J.P. 1998. Perpindahan Kalor , Edisi Ke enam. Jakarta: Erlangga.

9. Incropera, Frank P. dan David P. Dewit. 1981. Fundamental of Heat and MassTransfer , second edition. New York: Jhon Wiley and Sons.

10. Jurnal Traksi. Vol. 4. No. 2, Desember 2006)

11. Kays, W.M. dan A.L. London. 1984. Compact Heat Exchanger , 3 rd edition.London: Mc Graw Hill Company.

12. Nag, P.K. 2002. Power Plant Engineering , second edition. Mc Graw HillCompany.

13. Sitompul, Tunggul M. M.Sc,. 1975. Alat Penukar Kalor . Erlangga: Jakarta.

14. Sorensen, Harry A,. 1983. Energy Conversion System . New York: Jhon Wileyand Sons.

15. Event, Jack B. dan Cheng Liu. Fundamental of fluid Mechanics . Mc. GrawHill Company.

16. www.hrsgdesign.com

17. www.dofmaster.com









skripsi2skrepse

Documents