tugas akhir tm 141585 analisis termodinamika...

TUGAS AKHIR – TM 141585

ANALISIS TERMODINAMIKA PENGARUH

VARIASI TEKANAN EKSTRAKSI HIGH PRESSURE

TURBINE TERHADAP PERFORMA PEMBANGKIT

LISTRIK TENAGA UAP SURALAYA 410 MW

DENGAN PEMODELAN GATE CYCLE

ACHMAD MARYONO

NRP. 2113 105 044

Dosen Pembimbing:

Ary Bachtiar K. P., ST, MT, Ph.D

JURUSAN TEKNIK MESIN

FAKULTAS TEKNOLOGI INDUSTRI

INSTITUT TEKNOLOGI SEPULUH NOPEMBER

SURABAYA

2015

FINAL PROJECT – TM 141585

THERMODYNAMICS ANALYSIS THE EFFECT

VARIATION OF PRESSURE EXTRACTION OF

HIGH PRESSURE TURBINE ON

PERFORMANCE STEAM POWER PLANT 410

MW SURALAYA BY USING MODEL OF GATE

CYCLE

ACHMAD MARYONO

NRP. 2113 105 044

Advisor Lecturer:

Ary Bachtiar K. P., ST, MT, Ph.D

MECHANICAL ENGINEERING DEPARTMENT

FACULTY OF INDUSTRIAL TECHNOLOGY

SEPULUH NOPEMBER INSTITUTE OF TECHNOLOGY

SURABAYA

2015

i

ANALISIS TERMODINAMIKA PENGARUH VARIASI

TEKANAN EKSTRAKSI HIGH PRESSURE TURBINE

TERHADAP PERFORMA PEMBANGKIT LISTRIK

TENAGA UAP SURALAYA 410 MW DENGAN

PEMODELAN GATE CYCLE

Nama : Achmad Maryono

NRP : 2113105044

Jurusan : Teknik Mesin FTI ITS

Dosen Pembimbing : Ary Bachtiar K. P., ST, MT, Ph. D

Abstrak

Selama tahun 2014, realisasi penambahan pembangkit di

di indonesia cukup besar. Indonesia Power sebagai salah satu

perusahaan pembangkit listrik di Indonesia mempunyai beragam

jenis pembangkit listrik. Pembangkit listrik tenaga uap adalah

penghasil energi listrik yang paling sering digunakan untuk

pemenuhan kebutuhan sumber energi listrik bagi kehidupan

masyarakat, mengalami banyak evaluasi di dalam proses kerja.

Hal tersebut dilakukan untuk meningkatkan performansi

pembangkit yang telah ada sehingga dengan pemakaian sejumlah

bahan bakar yang sama dapat diperoleh nilai efisiensi system

pembangkit yang lebih tinggi dan jumlah pasokan listrik ke

masyarakat lebih baik.

Penelitian dilakukan dengan cara membuat permodelan

powerplant dengan kondisi keadaan operasi normal.Pemodelan

powerplant dilakukan supaya kita dapat mengetahui efisiensi serta

biaya kebutuhan bahan bakar pada kondisi normal dan variasi

tekanan ekstraksi. Pemodelan powerplant menggunakan software

Gate Cycle, sedangkan perhitungan manual menggunakan analisa

thermodinamika. Adapun perhitungan yang akan dilakukan adalah

mencari heat rate, daya sistem pembangkit (∑𝑊𝑛𝑒𝑡) serta efisiensi

thermal system power plant (𝜂𝑡ℎ).

ii

Dengan melihat hasil pemodelan gate cycle, saat tekanan

inlet FWH 7 3961,89 kPa daya sistem pembangkit sebesar 410,01

MW dengan effisiensi sebesar 40,22% dan heat rate sebesar

8950,94 kJ/ kW-hr. Saat tekanan inlet FWH 7 4952,3 kPa daya

sistem pembangkit sebesar 406,83 MW dengan effisiensi sebesar

40,32% dan heat rate sebesar 8927,32 kJ/ kW-hr. Saat tekanan



8888,29 kJ/ kW-hr. saat tekanan inlet FWH 7 7737,8 kPa daya

sistem pembangkit sebesar 400,83 MW dengan effisiensi sebesar

40,53% dan heat rate sebesar 8882,42 kJ/ kW-hr. Saat tekanan



8879,1 kJ/ kW-hr. Kesimpulan dari penelitian ini adalah dengan

melakukan perubahan tekanan ekstraksi yang lebih besar

menyebabkan penurunan daya, heat rate dan kalor yang

dibutuhkan oleh boiler akan tetapi effisiensi sistem pembangkit

semakin meningkat .

Kata kunci : Power Plant, Variasi Tekanan Ekstraksi, Gate

Cycle, Efisiensi Thermal.

iii

THERMODYNAMICS ANALYSIS THE EFFECT

VARIATION OF PRESSURE EXTRACTION OF HIGH

PRESSURE TURBINE ON PERFORMANCE STEAM

POWER PLANT 410 MW SURALAYA BY USING MODEL

OF GATE CYCLE

Name : Achmad Maryono

NRP : 2113105044

Department : Teknik Mesin FTI ITS

Advisor Lecturer : Ary Bachtiar K. P., ST, MT, Ph. D

Abstract

Through 2014, there had been an increase in power plant

projects realization in Indonesia. Among many power plant

companies, Indonesia power is among those who owned various

power plants including Steam-powered power plants, which are

the most common source of electricity. Being used much, steam

power plants are often subjected to evaluation in order to improve

the performance of the power plants. After the evaluation is

conducted, it is expected that the power plants will operate with

better efficiencies, therefore; enabling them to turn the same

amount of fuels to produce more electricity to be used

This research is conducted by modelling the steam power

plant in normal operation condition. The intention of this

modelling is to obtain the efficiency of the system, cost for the fuel

at normal condition and the extraction pressure variations. The

modelling is conducted using Gate Cycle software while the

performance values are obtained through thermodynamic

calculations. Performance values calculated for the analysis are

iv

the incoming heat rate boiler, total power produced (∑𝑊𝑛𝑒𝑡) and

the thermal efficiency of the power plant system (𝜂𝑡ℎ).

From the modelling in Gate Cycle, with inlet pressure

FWH 7 3961, 89 kPa power of 410,01 MW with 40,22% efficiency

and 8950,94 kJ/kW-hr heat rate is produced. Inlet pressure FWH

7 4952,3 kPa power of 406,83 MW with 40,32% efficiency and

8927,32 kJ/kW-hr heat rate is produced. Inlet pressure FWH 7

6190,3 kPa power of 403,79 MW with 40,5% efficiency and


7737.8 kPa power of 400,83 MW with 40,53% efficiency and


9672,2 kPa power of 399,925 MW with 40,54% efficiency and

8879,1 kJ/kW-hr heat rate is produced. The conclusion from the

research is that by making bigger change in the extraction pressure

will result in power, heat rate and needed calorie drop while the

efficiency of the system will increase.

Kata kunci : Power Plant, Variasi Tekanan Ekstraksi, Gate

Cycle, Efisiensi Thermal.

v

KATA PENGANTAR

Syukur Alhamdulillah penulis panjatkan kehadirat

ALLAH SWT atas segala rahmat, hidayah, rizki, inayah-Nya serta

kasih sayang-Nya dan ijin-Nya yang diberikan kepada Penulis

sehingga penyusunan Tugas Akhir ini dapat terselesaikan. Pada

kesempatan ini Penulis ingin mengucapkan terima kasih kepada

pihak-pihak yang telah membantu penyelesaian tugas akhir ini

antara lain :

1. Bapak Ary Bachtiar K. P. ST, MT, Ph. D selaku dosen

pembimbing penulis yang telah banyak meluangkan waktu,

tenaga, pikiran serta nasihat dalam penyusunan Tugas Akhir

2. Bapak Ir. Bambang Pramujati, MSc, Eng, PhD selaku Ketua

Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS dan Bapak Arif Wahjudi selaku

koordinator Tugas Akhr di Jurusan Teknik Mesin FTI-ITS

yang telah banyak membantu selama proses perkuliahan.

3. Bapak Ir. Kadarisman dan Bapak Prof. Dr. Ir. Djatmiko

Ichsani, M. Eng., selaku dosen penguji Sidang Tugas Akhir

saya terimakasih atas ilmu dan saran yang diberikan untuk

Tugas Akhir saya.

4. Seluruh dosen S1 Teknik Mesin FTI-ITS yang tidak dapat

Penulis sebutkan satu per satu.

5. Cak To, Ibu Sri, Mbak Sri, Pak No, Pak Jo, dan seluruh

karyawan Teknik Mesin FTI-ITS terimakasih atas bantuan

yang diberikan kepada Penulis selama kuliah.

6. Koordinator Lab Pendingin Pak Minto dan Mas Erdin atas

dukungan doa dan semangat kepada Penulis dalam

penyelesaian Tugas Akhir.

7. Partner Tugas Akhir Muh. Hasan Jauhari terimakasih atas

segala dukungan doa serta semangat dan juga susah senang

yang dilalui bersama dalam penyelesaian Tugas Akhir dan

pendidikan S1 di Teknik Mesin ITS ini.

vi

8. Anggota seperjuangan Tugas Akhir di Lab. Pendingin dan

Pengkondisian Udara: Teh Meilani, kang Agung, Sanna, Septi,

Dwina, Acan, Ruben, kang Asep, kang Ujik selalu semangat

dan semoga sukses.

9. Syarfian Nur Asyisyah, AM.d yang selalu memberikan

dukungan doa dan motivasi kepada Penulis dalam

penyelesaian Tugas Akhir.

10. Seluruh pihak yang belum disebutkan satu per satu terimakasi

atas bantuan, doa, dukungan, serta motivasi kepada Penulis

sehingga Penulis dapat menyelesaikan Tugas Akhir ini dengan

baik dan tepat waktu.

Penulis menyadari masih banyak kekurangan dalam

penyusunan Tugas Akhir ini, oleh karena itu saran dan masukan

dari semua pihak sangat penulis harapkan. Penulis berharap

semoga Tugas Akhir ini dapat memberikan manfaat.

Surabaya, Juli 2015

Penulis

v

DAFTAR ISI

ABSTRAK . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . i

ABSTRACT . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . iii

DAFTAR ISI . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . v

DAFTAR GAMBAR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . vii

DAFTAR TABEL . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . xiii

BAB I PENDAHULUAN

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

1.2 Perumusan Masalah . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2

1.3 Tujuan Penilitian . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3

1.4 Batasan Masalah . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3

1.5 Manfaat Penelitian . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . 4

BAB II TINJAUAN PUSTAKA

2.1 Siklus Rankine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5

2.2 Analisa Termodinamika . . . . .. . . . . . . . . . . . . . 7

2.3 Perhitungan Sistem Pembangkit . . . . .. . . . . . . 9

2.3.1 Analisa Turbin Uap. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9

2.3.2 Analisa Kondensor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11

2.3.3 Analisa Pompa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13

2.3.4 Analisa Boiler . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . 14

2.4 Siklus Rankine Regenerative . . . . . . . . . . . . . 16

2.4.1 Siklus Closed Feed Water Heater . . . . . . . 17

2.4.2 Siklus Open Feed Water Heater . . . . . . . . 22

2.5 Extraction Steam Turbine .. . . . . . . . . . . . . . . . 24

2.6 Software Gate Cycle . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . 26

2.7 Penelitian Terdahulu . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28

BAB III METODOLOGI PENELITIAN

3.1 Sistematika Penelitian . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31

3.2 Permodelan Powerplant dengan Process Flow

Diagram . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . 32

3.3 Analisa Sistem Pembangkit . . .. . . . . . . . . . . . . 37

3.4 Flowchart Analisa Termodinamika . . . .. . . . . . 39

3.5 Variasi Ekstraksi Uap Dari High Pressure

Turbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44

vi

3.6 Permodelan Powerplant dengan Gate

Cycle Software . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47

3.7 Flowchart Permodelan dengan Gate Cycle

Software . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . 50

BAB IV ANALISA DAN PEMBAHASAN

4.1 Data Sistem Pembangkit Suralaya . . . . . . . . . . 57

4.2 Data Sistem Pembangkit Dengan Perubahan

Tekanan Ekstraksi . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . 67

4.3 Perhitungan Sistem Pembangkit Dengan

Menggunakan Analisa Secara Thermodinamika.. 68

4.3.1 Menentukan Entalphy Dan Entrophy

Spesifik Pada Kondisi Utama Dari Siklus

Penelitian. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 69

4.3.1.1 Menentukan Kualitas Dan Entalphy

Spesifik Keluaran Ekstraksi 3 Turbin 3. 70


Spesifik Keluaran Ekstraksi 3 Turbin 4 . 70


Spesifik Keluaran Turbin 3 Dan 4

Menuju Kondenser . . . . . . . . . . . . . . . . 71

4.3.2 Menentukan Entalphy Pada Pompa . . . . 75

4.3.3 Perhitungan Properties Keluaran 8

Feedwater Heater 6 . . . . . . . . . . . . . . . . 76

4.3.4 Perhitungan Properties Keluaran

Feedwater Heater 7 . . . . . . . . . . . . . . . . 78

4.3.5 Perhitungan Fraksi Massa Ekstraksi . . . 78

4.3.5.1 Perhitungan Fraksi Massa Ekstraksi

Pada Heater 7 . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . 79


Pada Heater 6 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 80


Pada Heater 5 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 81


Pada Deaerator . . . . . . . . . . . . .. . . . . . 83

vii


Pada Heater 3 . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . 83


Pada Heater 2 . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . 85


Pada Heater 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 86

4.3.6 Menghitung Daya Turbin . . . . . . . . . . 91

4.3.7 Menghitung Daya Pompa . . . . . . . . . 94

4.3.8 Menghitung Kalor Yang Dibutuhkan

Boiler . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 95

4.3.9 Menghitung Efisiensi Thermal Pada

System Powerplant . . . . . . . .. . . . . . . . . 97

4.3.10 Menghitung Daya Netto Pada System

Powerplant . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . 99

4.3.11 Menghitung Heat Rate Pada System

Powerplant . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . 99

4.4 Pemodelan Sistem Pembangkit Dengan Variasi

Tekanan Ekstraksi 4952,3 Kpa Dengan

Menggunakan Gate Cycle . . . . . . . . . . . . . . . . . 105

4.5 Analisa Sistem Pembangkit Dengan Perubahan

Tekanan Ekstraksi High Pressure Turbine . .. . . 109

4.7 Bar Chart Beda Daya Serta Efisiensi Sistem

Pembangkit Di Berbagai Kondisi Pada

Pemodelan Gate Cycle . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . 110

4.8 Bar Chart Kalor Yang Dibutuhkan Boiler Serta

Temperatur Inlet Boiler Pada Berbagai

Kondisi . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . 114

BAB V PENUTUP

5.1 Kesimpulan . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 117

5.2 Saran . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . 117

DAFTAR PUSTAKA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 119

LAMPIRAN .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 119

xiii

DAFTAR TABEL

Tabel 3.1 Variasi tekanan ekstraksi dan dampaknya pada

performa pembangkit . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . 47

Tabel 3.2 Tabel data input . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . 49

Tabel 4.1 Data-Data Awal Sistem Pembangkit Yang

Digunakan Untuk Melakukan Perhitungan

Daya Dan Effisiensi Powerplant Secara

Teoritis . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . 57

Tabel 4.2 Data-Data Sistem Pembangkit Yang Telah

Dilakukan Perubahan Tekanan Ekstraksi Dan

Digunakan Untuk Melakukan Perhitungan

Daya Dan Effisiensi Powerplant Secara

Teoritis. . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63

Tabel 4.3 Data Entalphy Pada Steam Turbin . .. . . . . . . . 68

Tabel 4.4 Komparasi data hasil simulasi pada software

gate cycle di setiap komponen pada kondisi

variasi tekanan ekstraksi 1 dengan perhitungan

secara thermodinamika . . . . . . . . . . .. . . . . . . . 101

Tabel 4.5 Data hasil simulasi dari berbagai keadaan

variasi dengan menggunakan software Gate

Cycle . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 103

Tabel 4.6 Nilai variasi tekanan ekstraksi dari turbin HP.. 106

Tabel 4.7 Properti Yang Diperoleh Dari Gatecycle

Berdasarkan 4 Titik Yang Ditinjau . . . . . . . . . 107

vii

DAFTAR GAMBAR

Gambar 2.1 Skema dan T-s Diagram Siklus Rankine .. 5

Gambar 2.2 Skema dan T-s Diagram Siklus Rankine

dengan Satu Closed Feed Water Heater. . 17

Gambar 2.3 T-x Diagram pada Closed Feed Water

Heater . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21


dengan Satu Open Feed Water Heater.. . . 22

Gambar 2.5 (a) Condensing turbine (b) Back-pressure

turbine (c) Extraction turbine

(d) Induction turbine . . . . . . . . . . . . .. . . . 25

Gambar 2.6 Hubungan antara uncontrolled stage

extraction versus flow to following

stage . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . 26

Gambar 2.7 (a) pemodelan power plant sederhana (b)

display hasil pengerjaan . . . . . . . . . . . . . 27

Gambar 2.8 Pengaruh Perbedaan Kerugian Ekstraksi

Turbin Uap Terhadap Efisiensi Internal

Relative . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28

Gambar 2.9 (a) Nilai terbaik dari tekanan ekstraksi dari

turbin HP (b) Skema sistem pembangkit .. 29

Gambar 2.10 Nilai daya pembangkit dengan melakukan

variasi massa ekstraksi high pressure

turbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . 32

Gambar 3.1 Skema sistematika penelitian . . . . . . . . . 33

Gambar 3.2 Process Flow Diagram permodelan

power plant kondisi normal . . . . . . . . . . 34

Gambar 3.3 Diagram T-S sistem powerplant kondisi

normal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 35

Gambar 3.4 Process Flow Diagram permodelan

power plant variasi 1 . . . . . . . . . . . . . . . . 36

Gambar 3.5 Diagram T-S aktual sistem powerplant

kondisi 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 37

Gambar 3.6 Model pembangkit listrik tenaga uap . . . . 38

viii

Gambar 3.7 Diagram T-S aktual sistem powerplant

kondisi normal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 43

Gambar 3.8 Flowchart perhitungan powerplant . . . . . 44

Gambar 3.9 Kondisi awal ekstraksi turbin . . . . . . . . . . 45

Gambar 3.10 Proses ekstraksi pada steam turbine . . . . 46

Gambar 3.11 Variasi tekanan ekstraksi turbine HP

pada tugas akhir . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48

Gambar 3.12 Permodelan dengan Gate Cycle Software.. 48

Gambar 3.13 Gate Cycle Software dengan hasil build

review . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . 52

Gambar 3.14 (a) Permodelan variasi tekanan ekstrasi

Turbin (b) Permodelan normal . . . . . .. . . 53

Gambar 3.15 Simulasi hasil permodelan Gate Cycle

Software . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 54

Gambar 3.16 Flowchart permodelan dengan Gate

Cycle Software . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 56

Gambar 4.1 Heat Balance PLTU Suralaya . . . . . . . . . . 61

Gambar 4.1 Process and Flow Diagram Sistem

Pembangkit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62

Gambar 4.3 Process and Flow Diagram Sistem

Pembangkit keadaan variasi ekstraksi

Tekanan . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67

Gambar 4.4 Pemodelan Sistem Pembangkit Dengan

Ekstraksi Tekanan High Pressure Turbine

4952,3 kPa Dengan Menggunakan Gate

Cycle . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . 100

Gambar 4.5 Variasi Tekanan Ekstraksi Uap Dari

Turbin HP . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 105

Gambar 4.6 Bagian Sistem Pembangkit yang

Ditinjau . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 106

Gambar 4.7 Diagram T-s Sistem Pembangkit Setelah

Dilakukan Proses Variasi Tekanan Ekstraksi

High Pressure Turbine . . . . . . . . . . . . . . 108

Gambar 4.8 Bar Chart Beda Daya yang Terjadi Pada

Setiap Keadaan Dengan Pemodelan Gate

ix

Cycle . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 109

Gambar 4.9 Posisi Ekstraksi Pada Turbin HP . . . . . . . 110

Gambar 4.10 Bar Chart Efisiensi Sistem yang Terjadi

Pada Setiap Keadaan Dengan Pemodelan

Gate Cycle . . . . . . .. . . . . . . . .. . . . . . . . . 111

Gambar 4.11 Kondisi Sebelum Masuk Boiler . . . . . . . . 112

Gambar 4.12 Bar Chart Heat Rate yang Terjadi Pada

Setiap Keadaan Dengan Pemodelan Gate

Cycle . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 113

Gambar 4.13 Bar Chart Beda Q Boiler yang Terjadi

Pada Setiap Keadaan Dengan Pemodelan

Gate Cycle . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 114

v

1

Tugas Akhir

Bidang Studi Konversi Energi

BAB I

PENDAHULUAN

1.1 Latar Belakang

Seiring dengan berkembangnya zaman dan berkembangnya

teknologi berbanding lurus dengan kebutuhan energi listrik.

Hampir seluruh aspek kehidupan di Indonesia bergantung pada

ketersediaan energi listrik. Indonesia Power sebagai salah satu

perusahaan pembangkit listrik di Indonesia mempunyai beragam

jenis pembangkit listrik, dengan PLTU-nya sebagai penyuplai

listrik terbesar tahun 2014 di Indonesia. PLTU adalah suatu

pembangkit listrik tenaga uap dimana energi listrik dihasilkan oleh

generator yang diputar oleh turbin uap yang memanfaatkan

tekanan uap hasil dari penguapan air yang dipanaskan oleh bahan

bakar di dalam ruang bakar (boiler). Menurut sumber energinya

PLTU terdiri dari berbagai macam jenis, salah satunya adalah

PLTU berbahan bakar batubara. PLTU berbahan bakar batubara

sangat vital penggunaannya di Indonesia maupun di dunia. PLTU

batubara merupakan sumber utama energi di dunia. Menurut situs

majalah energi

(http://www.manajemenenergi.org/2013/12/artikel-khusus-

renewable-energy) dimana 50 % pasokan listrik dunia masih

bertumpu pada PLTU berbahan bakar batubara. PLTU ini

merupakan suatu sistem yang saling terkait antara satu komponen

dengan komponen lainnya.

Pembangkit listrik tenaga uap telah banyak dilakukan evaluasi

di dalam proses kerjanya. Hal tersebut dilakukan untuk

meningkatkan performansi pembangkit yang telah ada sehingga

dengan pemakaian sejumlah bahan bakar yang sama dapat

diperoleh nilai efisiensi system pembangkit yang lebih tinggi dan

jumlah pasokan listrik ke masyarakat lebih baik.

Menurut GE (General Electric)Power Systems untuk

meningkatkan efisiensi pembangkit listrik, sebelum fluida kerja

2

Jurusan Teknik Mesin

FTI – ITS

Tugas Akhir


yaitu air yang dipompa menuju boiler, air-umpan dinaikkan

suhunya. Pemanasan tersebut dilakukan dengan heater (heat

exchanger) yang memanfaatkan uap panas yang diambil

(diekstraksi) dari turbin.

Kondisi fisik dari steam turbine memungkingkan untuk

melakukan ekstraksi pada tiap tingkatan sudu yang ada pada steam

turbine, hal tersebut juga memudahkan dalam penentuan tekanan

yang diekstraksi, namun semakin besar tekanan yang diekstraksi

berpengaruh pada efisiensi dari pembangkit tersebut. Sehingga

diperlukan studi lebih lanjut mengenai hubungan tekanan ekstraksi

turbin uap terhadap performa dari pembangkit listrik tenaga uap.

Pada tugas akhir kali ini penulis akan membahas sebuah

permasalahan yaitu pengaruh tekanan ekstraksi high pressure

turbine terhadap efisiensi thermal dan heat rate pembangkit 410

MW dengan pemodelan gate cycle. Judul ini diambil berdasarkan

keadaan aktual di PLTU Suralaya.

1.2 Perumusan Masalah

Sistem pembangkit tenaga uap secara umum terdiri dari boiler,

turbin uap, kondenser dan juga pompa. Peningkatan efisiensi dari

sistem pembangkit tenaga uap bisa dengan cara menambahkan

economizer dan superheaters pada boiler dan setelah itu dapat

dilakukan dengan penambahan feedwater heater yang berasal dari

ekstraksi turbin uap. Turbin uap bisa terdiri dari beberapa tingkatan

ekstraksi yang tergantung sesuai kebutuhan. Analisa dalam tugas

akhir ini bermaksud mencari tahu pengaruh besaran tekanan

ekstraksi high pressure turbine pada sistem pembangkit tenaga uap

terhadap unjuk kerja pembangkit secara keseluruhan.

1.3 Batasan Masalah

Batasan dalam pembahasan tugas akhir ini terdapat beberapa

batasan yang diambil guna menjaga alur permasalahan utama agar

3


FTI – ITS

Tugas Akhir


tidak melenceng dari tujuan yang ada. Adapun batasan masalah

yang di gunakan diantaranya adalah:

1. Analisa berdasarkan data operasi PLTU Suralaya.

2. Variasi tekanan ekstraksi dilakukan pada high pressure

turbine dengan pressure ratio sebesar 0,8.

3. Siklus yang bekerja di asumsikan dalam keadaan tunak

(steady state).

4. Perubahan energi kinetik dan energi potensial di

asumsikan di abaikan.

5. Rugi-rugi panas pada instalasi pipa tidak di perhitungkan.

6. Kebocoran pada sistem di asumsikan tidak ada.

7. Sesuatu yang berhubungan dengan analisa kimiawi di

abaikan.

8. Fluida kerja yang digunakan adalah air

9. Laju aliran massa pada sistem pembangkit di berbagai

keadaan sama.

1.4 Tujuan Penelitian

Berdasarkan latar belakang dan rumusan masalah di atas maka

tujuan penelitian ini adalah:

1. Dapat membuat analisa perhitungan manual sistem

pembangkit dengan menggunakan pendekatan analisa

secara thermodinamika.

2. Mengetahui efisiensi thermal sistem pembangkit pada

kondisi sebelum dan sesudah dilakukan perubahan tekanan

ekstraksi high pressure turbine dengan menggunakan

pemodelan sistem pembangkit di gate cycle.

3. Mengetahui daya sistem pembangkit pada kondisi sebelum

dan sesudah dilakukan perubahan tekanan ekstraksi high

pressure turbine dengan menggunakan pemodelan sistem

pembangkit di gate cycle.

4. Mengetahui heat rate sistem pembangkit pada kondisi

sebelum dan sesudah dilakukan perubahan tekanan

4


FTI – ITS

Tugas Akhir


ekstraksi high pressure turbine dengan menggunakan

pemodelan sistem pembangkit di gate cycle.sebelumnya.

1.5 Manfaat Penelitian

Dalam pelaksanaan Tugas akhir ini di harapkan dapat

memberikan manfaat sebagai berikut:

1. Dapat mengetahui efisiensi thermal sistem pembangkit

dengan menggunakan pendekatan secara themodinamika.

2. Dapat membuat dan mengetahui pengaruh variasi

ekstraksi tekanan terhadap daya, efisiensi thermal dan heat

rate sistem pembangkit dengan menggunakan software

gate cycle.

3. Dapat digunakan sebagai data pembanding dalam

penentuan tekanan ekstraksi turbin uap.

v

5

Tugas Akhir


BAB II

TINJAUAN PUSTAKA

2.1 Siklus Rankine

Siklus Rankine merupakan siklus teoritis paling sederhana

yang menggunakan uap sebagai medium kerja sebagaimana

digunakan pada sebuah PLTU. Dikatakan siklus teoritis paling

sederhana, karena setelah terjadi satu siklus, fluida kerja kembali

kepada keadaan/sifat semula. Pada siklus rankine, komponen-

komponen utama yang bekerja dapat dilihat seperti gambar 2.1 di

bawah ini.


Gambar diatas adalah gambar dari siklus rankine.Terdapat 4

proses prinsip kerja siklus Rankine, setiap siklus mengubah

keadaan fluida (tekanan dan atau wujud). yaitu :

• Proses 1 - 2 : Uap melakukan kerja sehingga tekanan

dan temperaturnya turun. Langkah ini adalah langkah

ekspansi isentropis, dan terjadi didalam turbin.

• Proses 2 – 3 : Pembuangan panas laten uap sehingga

berubah menjadi air kondensat. Langkah ini adalah isobar

isothermis, dan terjadi didalam kondensor.

6


FTI – ITS

Tugas Akhir


• Proses 3 – 4 : Air dipompa dari tekanan P2

menjadi P1. Langkah ini adalah langkah kompresi isentropis,

dan proses ini terjadi pada pompa air pengisi.

• Proses 4 – 1 : Air bertekanan ini dinaikkan

temperaturnya hingga mencapai titik cair jenuh Lalu air

berubah wujud menjadi uap jenuh, setelah itu uap dipanaskan

lebih lanjut hingga uap mencapai temperature kerjanya

menjadi uap panas lanjut. Langkah ini adalah isobar

isothermis, dan terja didalam boiler.

Efisiensi siklus Rankine

Efisiensi siklus Rankine mengukur seberapa banyak energi

yang masuk ke dalam fluida kerja melalui boiler yang dikonversi

menjadi keluaran kerja netto. Efisiensi siklus Rankine dijelaskan

dalam bentuk rumus sebagai berikut :

η =�̇�𝑡

�̇�⁄ −

�̇�𝑝�̇�

⁄

�̇�𝑖𝑛�̇�

⁄

(2.1)

dimana :

�̇�𝑡�̇�

⁄ = Laju kerja yang dihasilkan per unit massa uap yang

melalui turbin

�̇�𝑝�̇�

⁄ = Tenaga masuk per unit massa yang melalui pompa

Laju kalor (heat rate) pada siklus Rankine

Laju kalor (heat rate) adalah jumlah energi yang ditambahkan

melalui perpindahan kalor ke dalam siklus, biasanya dalam Btu,

untuk menghasilkan satu unit keluaran kerja netto, biasanya dalam

7


FTI – ITS

Tugas Akhir


kW-h. Oleh karena itu, laju kalor berbanding terbalik dengan

efisiensi thermal, memiliki satuan Btu/kW-h.

𝐻𝑒𝑎𝑡 𝑟𝑎𝑡𝑒 = 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑓𝑢𝑒𝑙 ℎ𝑒𝑎𝑡 𝑖𝑛𝑝𝑢𝑡 (𝐵𝑡𝑢)

𝐸𝑙𝑒𝑐𝑡𝑟𝑖𝑐𝑎𝑙 𝑔𝑒𝑛𝑒𝑟𝑎𝑡𝑖𝑜𝑛 (𝑘𝑊−ℎ) (2.2)

Parameter lain yang digunakan untuk mengukur kinerja

pembangkit tenaga adalah rasio kerja balik (back work ratio) atau

bwr, yang didefinisikan sebagai rasio masukan kerja pompa

terhadap kerja yang dihasilkan oleh turbin. Melalui persamaan,

rasio kerja balik untuk siklus pembangkit tenaga adalah :

𝑏𝑤𝑟 =

�̇�𝑝

�̇�⁄

�̇�𝑡�̇�

⁄ (2.3)

Selain siklus Rankine ideal terdapat juga siklus uap lain yaitu

siklus regeneratif. Siklus ini merupakan salah satu metode untuk

meningkatkan efisiensi thermal dari pembangkit listrik tenaga uap

(PLTU) yaitu dengan cara meningkatkan temperatur rata-rata

fluida yang akan masuk ke dalam boiler. Peningkatan temperatur

ini dapat dilakukan dengan menggunakan suatu alat yang disebut

dengan feedwater heater.

2.2 Analisa Termodinamika

Meskipun peralatan – peralatan seperti turbin, pompa,

kompresor dan heat exchanger dapat dilakukan analisa system

tertutup terhadap laju aliran massa yang melewati peralatan

peralatan tersebut. Namun hal tersebut lebih mudah dilakukan

dengan menggunakan sudut pandang control volume. Control

volume merupakan suatu daerah yang akan dilakukan analisa

secara detail.

Dalam sistem teknik keadaan steady state merupakan keadaan

yang ideal yang berarti semua sifat tidak berubah seiring dengan

8


FTI – ITS

Tugas Akhir


berubahnya waktu. Begitu juga dengan laju aliran massa laju serta

perpindahan energi oleh kalor dan kerja juga konstan terhadap

waktu, dengan demikian 𝑑𝐸𝑐𝑣

𝑑𝑡= 0.

Persamaan Energi dengan hukum Termodinamika:

Untuk enthalpy :

ℎ = 𝑢𝑡 + 𝑝𝑣 (2.4)

�̇�(ℎ𝑖𝑛 − ℎ𝑜𝑢𝑡) = �̇�𝑐𝑝((𝑢𝑖𝑛 + 𝑝𝑣𝑖𝑛) − (𝑢𝑖𝑛 + 𝑝𝑣𝑖𝑛))

�̇� − �̇� + �̇�(ℎ𝑖𝑛 − ℎ𝑜𝑢𝑡) = 0

(2.5)

(2.6)

Dimana: cp = kalor spesifik

T = temperatur

Hal diatas dijelaskan bahwa energi kinetik dan energi

potensial dapat diabaikan dikarenakan kecepatan aliran fluida yang

masuk sama dengan kecepatan aliran fluida yang keluar.

Sedangkan energi potensial diabaikan karena tidak ada pengaruh

ketinggian antara fluida di dalam sistem karena masih dalam

volume atur yang sama.

2.3 Perhitungan Sistem Pembangkit

Seperti halnya pada Rankine Cycle, hukum pertama maupun

kedua termodinamika dapat diterapkan untuk mengetahui

performa dari sistem powerplant. Untuk mendapatkan kerja output

9


FTI – ITS

Tugas Akhir


dan meningkatkan efisiensi dapat ditentukan dengan menggunakan

hukum keseimbangan energi. Perpindahan energi ini dianggap

positif ke arah tanda panah. Perpindahan kalor yang tidak dapat

dihindari antara komponen pembangkit dan sekelilingnya

diabaikan untuk memudahkan analisis. Perubahan energi kinetik

dan potensial juga diabaikan. Dengan menggunakan penerapan

kesetimbangan laju massa dan energi pada volume atur dari tiap

bagian peralatan utama dapat dijelaskan sebagai berikut :

2.3.1 Analisa Turbin Uap

Turbin uap adalah alat yang mengekstraksi uap air yang

bertekanan menjadi kerja. Cara kerja pada turbin uap ini yaitu

fluida kerja berupa air yang mempunyai massa dan tekanan

dinaikkan temperaturnya dalam boiler sehingga berubah fase uap

panas lanjut (superheat) dan memiliki energi yang besar. Energi

dalam uap panas lanjut ini diekspansikan secara adiabatic

(isentropic) sehingga menjadi kerja. Setelah diekspansikan oleh

turbin, tekanan dan temperatur uap akan mengalami penurunan

karena energinya digunakan untuk menggerakkan sudu-sudu

turbin. Dengan analisa hukum thermodinamika pertama persamaan

energi pada turbin adalah :

𝑑𝐸𝑐𝑣

𝑑𝑡= �̇�𝑐𝑣 − �̇�𝑐𝑣 + ∑ �̇�𝑖 (𝒉𝒊 +

𝑽𝒊𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒊) − ∑ �̇�𝑒 (𝒉𝒆 +

𝑽𝒆𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒆)

Asumsi : 1. Steady state

2. ∆𝐸𝐾diabaikan

10


FTI – ITS

Tugas Akhir


0(1)

3. ∆𝐸𝑃 diabaikan

4. Qcv= 0

Maka :

Balance massa

𝑑𝑀𝑐𝑣

𝜕𝑡= ∑ �̇�𝑖 − ∑ �̇�𝑜

�̇�𝑖 = 𝑦1′ . �̇�𝑖 + 𝑦2

′ . �̇�𝑖 + �̇�𝑜 = �̇� �̇�𝑖 = 𝑦1

′ . �̇�𝑖 + 𝑦2′ . �̇�𝑖 + (1 − 𝑦1

′ − 𝑦2′ )�̇�𝑖 = �̇�

Balance Energi

11


FTI – ITS

Tugas Akhir


�̇�𝑐𝑣

�̇�= (𝒉𝒊 − 𝒉𝒆𝒙𝟏) + (𝟏 − 𝒚𝟏

′ )(𝒉𝒆𝒙𝟏 − 𝒉𝒆𝒙𝟐)

+(𝟏 − 𝒚𝟏′ − 𝒚𝟐

′ )(𝒉𝒆𝒙𝟏 − 𝒉𝒐)

(2.7)

2.3.2 Analisa Kondenser

Kondensor merupakan alat penukar panas yang berfungsi

mengkondensasi fluida kerja. Agar tidak mengurangi efisiensi

suatu pembangkit turbin uap, sejumlah uap yang telah digunakan

untuk menggerakan turbin harus dukembalikan dalam bentuk air

yang disebut kondensat. Uap yang keluar dari turbin tekanan

rendah terkondensasi menjadi air yang mengeluarkan panas laten

dari uap. Sebagai akibat dari kehilangan panas, uap hasil ekstrasi

dari turbin mula-mula didinginkan menjadi uap jenuh atau

campuran, kemudian mengembun berubah menjadi cair. Dengan

analisa hukum thermodinamika pertama persamaan energi pada

kondenser adalah :

𝑑𝐸𝑐𝑣

𝑑𝑡= �̇�𝑐𝑣 − �̇�𝑐𝑣 + �̇� (𝒉𝒊 +

𝑽𝒊𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒊) − �̇� (𝒉𝒐 +

𝑽𝒐𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒐)


2.∆𝐸𝐾diabaikan


4. �̇�𝑐𝑣 ≈ 0

12


FTI – ITS

Tugas Akhir


0(1)

Maka :

Balance massa

𝑑𝑀𝑐𝑣

𝜕𝑡= ∑ �̇�𝑖 − ∑ �̇�𝑜

�̇�𝑖 = �̇�𝑜 = �̇�

Balance energi

�̇�𝑐𝑜𝑛𝑑𝑒𝑛𝑠𝑜𝑟

�̇� = −

�̇�𝑐𝑣

�̇�= (𝒉𝒊 − 𝒉𝒐) (2.8)

2.3.2 Analisa Pompa

Pompa adalah suatu alat atau mesin yang digunakan untuk

memindahkan cairan dari suatu tempat ke tempat yang lain melalui

suatu media perpipaan dengan cara menambahkan energi pada

cairan yang dipindahkan dan berlangsung secara terus menerus.

Pompa beroperasi dengan prinsip membuat perbedaan tekanan

antara bagian masuk (suction) dengan bagian keluar (discharge).

Dengan kata lain, pompa berfungsi mengubah tenaga mekanis dari

suatu sumber tenaga (penggerak) menjadi tenaga kinetis

(kecepatan), dimana tenaga ini berguna untuk mengalirkan cairan

dan mengatasi hambatan yang ada sepanjang pengaliran.

Pompa pada siklus rankine ini berfungsi untuk mengalirkan

dan menaikkan tekanan air kondensat yang telah di kondensasi

sampai tekanan operasi kerja high pressure turbine. Air kondensat

13


FTI – ITS

Tugas Akhir


0(1)

ini selanjutnya dinaikkan temperaturnya pada boiler sehingga

memiliki tekanan dan temperatur yang cukup untuk menggerakkan

turbin. Poma ini bekerja secara isetropis dimana secara ideal tidak

terjadi perubahan entropi antara aliran masuk dan keluarnya.

𝑑𝐸𝑐𝑣

𝑑𝑡= �̇�𝑐𝑣 − �̇�𝑐𝑣 + �̇� (𝒉𝒊 +

𝑽𝒊𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒊) − �̇� (𝒉𝒐 +

𝑽𝒐𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒐)


2.∆𝐸𝐾diabaikan


4. pompa diisolasi

Maka :

Balance massa

𝑑𝑀𝑐𝑣

𝜕𝑡= ∑ �̇�𝑖 − ∑ �̇�𝑜

�̇�𝑖 = �̇�𝑜 = �̇�

Balance energi

𝑊𝑐𝑣̇ = �̇�(ℎ𝑖 − ℎ𝑜)

14


FTI – ITS

Tugas Akhir


𝑊𝑝𝑜𝑚𝑝𝑎

�̇�= −

�̇�𝑐𝑣

�̇�= (ℎ𝑜 − ℎ𝑖)

(2.9)

2.3.2 Analisa Boiler

Boiler adalah suatu alat yang digunakan untuk dapat

menghasilkan uap bertekanan yang mempunyai temperatur tinggi,

dimana fluida kerjanya adalah air. Pada siklus rankine ideal, fluida

kerja menyelesaikan siklus ketika uap yang terkondensasi menjadi

cair, dipompakan kemudian dipanaskan sampai keadaan jenuh dan

diuapkan didalam boiler. Uap panas tersebut dapat dimanfaatkan

sebagai penggerak turbin untuk membangkitkan tenaga listrik.

Dengan analisa hukum thermodinamika pertama persamaan energi

pada boiler adalah :

𝑑𝐸𝑐𝑣

𝑑𝑡= �̇�𝑐𝑣 − �̇�𝑐𝑣 + ∑ �̇�𝑖 (𝒉𝒊 +

𝑽𝒊𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒊)

− ∑ �̇�𝑜 (𝒉𝒐 +𝑽𝒐

𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒐)




4. �̇�𝑐𝑣 = 0

15


FTI – ITS

Tugas Akhir


0(1)

Maka :

Balance massa

𝑑𝑀𝑐𝑣

𝜕𝑡= ∑ �̇�𝑖 − ∑ �̇�𝑜

�̇�𝑠𝑡−𝑖 = �̇�𝑠𝑡−𝑜 = �̇�

�̇�𝑟𝑒−𝑖 = �̇�𝑟𝑒−𝑜 = �̇�𝑟𝑒

Balance massa

�̇�𝑏𝑜𝑖𝑙𝑒𝑟 = �̇�𝑖𝑛 = �̇�𝑠𝑡(ℎ𝑠𝑡𝑜 − ℎ𝑠𝑡𝑖)

+ �̇�𝑟𝑒(ℎ𝑟𝑒𝑜 − ℎ𝑟𝑒𝑖)

(2.10)

2.4 Siklus Rankine Regenerative

Siklus Rankine regenerative adalah modifikasi siklus Rankine

dimana air sebagai fluida kerja dinaikkan temperaturnya dengan

memanfaatkan uap ekstraksi dari turbin sehingga kalor yang

dibutuhkan untuk memanaskan fluida kerja pada boiler berkurang.

Hal ini tentu saja akan menaikkan efisiensi siklus.

Regenerasi tidak hanya meningkatkan efisiensi siklus tetapi

juga salah satu cara deareasi. Dearasi yaitu menghilangkan kadar

oksigen dalam air yang bisa menyebabkan korosi pada jalur

16


FTI – ITS

Tugas Akhir


perpipaan. Proses regenerasi umumnya dengan menggunakan alat

yang biasanya disebut feed water heater dengan prinsip kerja

seperti heat exchanger. Feed water heater ada 2 jenis yaitu tipe

terbuka dan tertutup. Open feed water heater atau bisa disebut

juga pemanas kontak langsung secara prinsip adalah sebuah

ruangan pencampur antara uap ekstraksi dengan fluida kerja (air).

Tipe selanjutnya adalah Close Feedwater Heater atau biasa disebut

pemanas sistem tertutup. Prinsip kerjanya adalah panas dari uap

ekstraksi dipindahkan ke air pengisi namun tanpa terjadi kontak

langsung

2.4.1 Siklus Closed Feed Water Heater

Untuk sebuah siklus tenaga uap regenerative yang memiliki

satu pemanas air pengisian tertutup, siklus ini, fluida kerja

mengalir secara isentropic melalui tingkat tingkat turbin dan

pompa, dan aliran yang melewati generator uap, condenser, dan

pemanas air pengisian terjadi tanpa adanya penurunan tekanan di

setiap komponen tersebut.

Gambar 2.2 Skema dan T-s Diagram Siklus Rankine dengan

Satu Closed Feed Water Heater

17


FTI – ITS

Tugas Akhir


Pada gambar 2.2 diatas, menunjukkan bahwa kondensat

dialirkan melalui sebuah pompa yang berfungsi memompa

kondensat ke depan hingga mencapai titik didalam siklus dengan

tekanan yang lebih tinggi.

Proses pada closed feedwater heater ini terjadi dengan

ekspansi tekanan yang cukup signifikan dengan entalphy yang

konstan atau dapat dikatakan entalphy pada keadaan 1 memiliki

nilai yang sama besar dengan entalphy pada keadaan 2. Fraksi dari

aliran total yang diekstraksi y dapat dihitung dengan menerapkan

prinsip-prinsip konservasi massa dan konservasi energi pada

volume atur di sekeliling pemanas tertutup. Dengan

mengasumsikan tidak terjadi perpindahan kalor antara pemanas air

pengisian dan lingkungan sekelilingnya dan mengabaikan efek

energi kinetik dan potensial, kesetimbangan laju massa dan energi

pada kondisi steady state dapat disederhanakan menjadi

𝑑𝐸𝑐𝑣

𝑑𝑡= �̇�𝑐𝑣 − �̇�𝑐𝑣 + �̇�𝑢𝑖𝑛

(𝒉𝒖𝒊𝒏+

𝑽𝒖𝒊𝒏

𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒖𝒊𝒏

)

+�̇�𝑓𝑤𝑖𝑛(𝒉𝒇𝒘𝒊𝒏

+𝑽𝒇𝒘𝒊𝒏

𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒇𝒘𝒊𝒏

)

18


FTI – ITS

Tugas Akhir


0(1)

−�̇�𝑢𝑜𝑢𝑡(𝒉𝒖𝒐𝒖𝒕

+𝑽𝒖𝒐𝒖𝒕

𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒖𝒐𝒖𝒕

)

−�̇�𝒇𝒘_𝒐𝒖𝒕 (𝒉𝒇𝒘_𝒐𝒖𝒕 +𝑽𝒇𝒘_𝒐𝒖𝒕

𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒇𝒘_𝒐𝒖𝒕)




4. �̇�𝑐𝑣 = 0

5. �̇�𝑐𝑣 = 0, Perpindahan panas

hanya

terjadi pada fluida

Maka :

Balance massa

𝑑𝑀𝑐𝑣

𝜕𝑡= ∑ �̇�𝑖 − ∑ �̇�𝑜

�̇�𝑢_𝑖𝑛 = �̇�𝑢_𝑜𝑢𝑡 = �̇�𝑒𝑘𝑠𝑡𝑟𝑎𝑘𝑠𝑖

�̇�𝑓𝑤_𝑖𝑛 = �̇�𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡 = �̇�𝑚𝑎𝑖𝑛_𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚

19


FTI – ITS

Tugas Akhir


0 = �̇�𝑒𝑘𝑠𝑡𝑟𝑎𝑘𝑠𝑖(ℎ𝑢_𝑖𝑛 − ℎ𝑢_𝑜𝑢𝑡) + �̇�𝑚𝑎𝑖𝑛_𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚(ℎ𝑓𝑤_𝑖𝑛 − ℎ𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡)

0 =�̇�𝑒𝑘𝑠𝑡𝑟𝑎𝑘𝑠𝑖

�̇�𝑚𝑎𝑖𝑛_𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚

(ℎ𝑢_𝑖𝑛 − ℎ𝑢_𝑜𝑢𝑡) +�̇�𝑚𝑎𝑖𝑛_𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚

�̇�𝑚𝑎𝑖𝑛_𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚

(ℎ𝑓𝑤_𝑖𝑛 − ℎ𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡)

0 = 𝑦′(ℎ𝑢_𝑖𝑛 − ℎ𝑢_𝑜𝑢𝑡) + (ℎ𝑓𝑤_𝑖𝑛 − ℎ𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡)

Maka menyelesaikan y

𝑦′ = ℎ𝑓𝑤_𝑖𝑛 − ℎ𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡

(ℎ𝑢_𝑜𝑢𝑡 − ℎ𝑢_𝑖𝑛)

(2.11)

Berdasarkan arah alirannya, closed feedwater heater

terdiri dari paralel flow dan counter flow. Perpindahan panas yang

terjadi pada feedwater heater adalah dimana energi dalam bentuk

panas dari fluida panas atau steam diterima oleh fluida dingin atau

water sehingga akan terjadi kesetimbangan energi seperti

persamaan dibawah ini :

𝑞𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 = 𝑞𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟

�̇�𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚(ℎ𝑖 − ℎ𝑜) = �̇�𝑓𝑤(ℎ𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡 − ℎ𝑓𝑤_𝑖𝑛)

Sesuai hukum kedua thermodinamika tentang proses

reversible diketahui bahwa panas yang dilepas oleh steam tidak

diterima seratus persen oleh water sehingga feedwater heater

tersebut mempunyai efektifeness yaitu sesuai persamaan berikut :

20


FTI – ITS

Tugas Akhir


Ԑ =𝑞𝑎𝑐𝑡𝑢𝑎𝑙

𝑞𝑚𝑎𝑥𝑖𝑚𝑢𝑚

Gambar 2.3 T-x Diagram pada Closed Feed Water Heater

Gambar diatas merupakan diagram perpindahan panas yang

terjadi pada feedwater heater. Perpindahan panas maksimal (qmax)

pada feedwater heater adalah selisih antara temperatur steam

dengan temperatur water dimana

𝑞𝑚𝑎𝑥𝑖𝑚𝑢𝑚 = 𝐶𝑚𝑖𝑛. (𝑇𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚−𝑖𝑛 − 𝑇𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟−𝑖𝑛)

Dimana

𝐶𝑚𝑖𝑛 = perbandingan yang terkecil antara

𝐶𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 dan 𝐶𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟

𝐶𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚 = �̇�𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚. 𝐶𝑝𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚

𝐶𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟 = �̇�𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟. 𝐶𝑝𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟

Sehingga efectifeness menjadi berikut :

21


FTI – ITS

Tugas Akhir


Ԑ =𝑞𝑎𝑐𝑡𝑢𝑎𝑙

𝐶𝑚𝑖𝑛. (𝑇𝑠𝑡𝑒𝑎𝑚−𝑖𝑛 − 𝑇𝑤𝑎𝑡𝑒𝑟−𝑖𝑛) (2.12)

2.4.2 Siklus Feedwater Heater (Open Feed)

Untuk sebuah siklus tenaga uap regenerative yang memiliki

satu pemanas air pengisian terbuka, siklus ini, fluida kerja mengalir

secara isentropic melalui tingkat tingkat turbin dan pompa, dan

aliran yang melewati generator uap, condenser, dan pemanas air

pengisian terjadi tanpa adanya penurunan tekanan di setiap

komponen tersebut.

Gambar 2.4 Skema dan T-s Diagram Siklus Rankine dengan

Satu Open Feed Water Heater

Dari gambar 2.4 di atas, Energi yang di ekstraksi dapat

dihitung dengan menerapkan prinsip-prinsip konservasi massa dan

konservasi energi pada volume atur di sekeliling pemanas tertutup.

Dengan mengasumsikan tidak terjadi perpindahan kalor antara

pemanas air pengisian dan lingkungan sekelilingnya dan

mengabaikan efek energi kinetik dan potensial, kesetimbangan laju

massa dan energi pada kondisi steady state dapat disederhanakan

menjadi.

22


FTI – ITS

Tugas Akhir


0(1)

𝑑𝐸𝑐𝑣

𝑑𝑡= �̇�𝑐𝑣 − �̇�𝑐𝑣 + ∑ �̇�𝑖 (𝒉𝒊 +

𝑽𝒊𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒊)

− ∑ �̇�𝑜 (𝒉𝒐 +𝑽𝒐

𝟐

𝟐+ 𝒈𝒛𝒐)




4. �̇�𝑐𝑣 = 0

5. �̇�𝑐𝑣 = 0, Perpindahan

panas hanya

terjadi pada fluida

Balance massa

𝑑𝑀𝑐𝑣

𝜕𝑡= ∑ �̇�𝑖 − ∑ �̇�𝑜

�̇�𝑢_𝑖𝑛 + �̇�𝑓𝑤_𝑖𝑛 = �̇�𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡

23


FTI – ITS

Tugas Akhir


0 = �̇�𝑢_𝑖𝑛(ℎ𝑢_𝑖𝑛) + �̇�𝑓𝑤_𝑖𝑛(ℎ𝑓𝑤_𝑖𝑛) − (�̇�𝑢_𝑖𝑛 + �̇�𝑓𝑤_𝑖𝑛)(ℎ𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡)

0 = �̇�𝑢_𝑖𝑛(ℎ𝑢_𝑖𝑛 − ℎ𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡) + �̇�𝑓𝑤_𝑖𝑛(ℎ𝑓𝑤_𝑖𝑛 − ℎ𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡)

0 =�̇�𝑢_𝑖𝑛

�̇�𝑓𝑤_𝑖𝑛

(ℎ𝑢_𝑖𝑛 − ℎ𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡) +�̇�𝑓𝑤_𝑖𝑛

�̇�𝑓𝑤_𝑖𝑛

(ℎ𝑓𝑤_𝑖𝑛 − ℎ𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡)

0 = 𝑦′(ℎ𝑢_𝑖𝑛 − ℎ𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡) + (ℎ𝑓𝑤_𝑖𝑛 − ℎ𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡)

Maka menyelesaikan y

𝑦′ = (ℎ𝑓𝑤𝑖𝑛

− ℎ𝑓𝑤𝑜𝑢𝑡)

(ℎ𝑓𝑤_𝑜𝑢𝑡 − ℎ𝑢_𝑖𝑛)

(2.13)

2.4.3 Extraction Steam Turbine

Turbin uap adalah alat yang mengekstraksi uap air yang

bertekanan menjadi kerja. Jenis turbin uap terdiri dari berbagai

macam yaitu condensing turbine, back-pressure turbine, induction

turbine dan extraction turbine seperti yang ditunjukkan pada

gambar 2.5 di bawah ini :

24


FTI – ITS

Tugas Akhir


(a) (b) (c) (d)

Gambar 2.5 (a) Condensing turbine (b) Back-pressure

turbine (c) Extraction turbine (d) Induction turbine

Extraction turbine memanfaatkan tekanan diantara

tekanan masuk turbin dengan tekanan keluaran utama turbine.

Tekanan ekstraksi ini akan digunakan untuk berbagai kebutuhan

proses industri. Pada Pembangkit listrik tenaga uap, tekanan

ekstraksi tersebut digunakan untuk memanaskan fluida kerja

sebelum masuk boiler. Proses pemanasan tersebut terjadi pada

feedwater heater.

Extraction steam turbine terdiri dari dua tipe yaitu steam

turbine dengan laju aliran massa uap yang dapat dikontrol

(automatic steam turbine extraction) dan steam turbine dengan

laju aliran massa uap yang tidak dapat dikontrol (uncntrolled steam

turbine extraction). Pada uncontrolled steam turbine terdapat

hubungan laju aliran massa yang keluar ekstraksi dengan tekanan

ekstraksi. Semakin besar tekanan ekstraksi yang di inginkan maka

semakin besar pula laju aliran massa steam yang keluar dari

ekstraksi tersebut. Hal ini dapat ditunjukkan pada gambar 2.6 yaitu

hubungan antara tekanan ekstraksi dengan laju aliran massa.

25


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar 2.6 Hubungan Antara Uncontrolled Stage Extraction

Versus Flow To Following Stage

2.4.4 Software Gate Cyle

Gate Cycle adalah software yang digunakan untuk

menganalisa unjuk kerja dari sebuah power plant. Gate Cycle

menggunakan proses termodinamika, perpindahan panas dan

mekanika fluida dalam menjalankan perhitungan simulasinya.

Gate cycle yang digunakan dalam penelitian ini adalahversi 5.4.1.r

tahun 2004.

Software ini dapat membuat sebuah pembangkit listrik dengan

desain yang kita inginkan ataupun sesuai template yang sudah

disediakan oleh Gate Cycle. Selain itu, kita juga dapat menentukan

properties yang akan bekerja pada tiap komponen dalam desain

26


FTI – ITS

Tugas Akhir


pembangkit listrik tersebut. Hasil yang didapatkan dari software

Gate Cycle ini antara lain efisiensi, heat rate, load yang dihasilkan,

kadar polutan yang dilepas keudara, losses yang terjadi, konsumsi

bahanbakar, suhu, tekanan, kelembaban udara sekitar dan lain-lain.

Selain itu juga, kita dapat langsung mendapatkan grafik yang kita

inginkan hasil iterasi software Gate Cycle ini.

Selainitu, Gate cycle mempunyai proses yang disebut Cycle

Link,dimana proses ini digunakan untuk menentukan input dan

output parameter apa yang ingin diketahui dari power plant yang

telah dimodelkan sebelumnya.

Berikut ini adalah hasil dari pengerjaan dari software Gate

Cycle ditunjukkan oleh gambar 2.7 dibawah ini :

Gambar 2.7 Pemodelan Power Plant Sederhana Dan Display

Hasil Pengerjaan

2.5 Software Gate Cyle

27


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar 2.8 Pengaruh Perbedaan Kerugian Ekstraksi Turbin

Uap Terhadap Efisiensi Internal Relative

Yong Li dan Chao Wang dalam Jurnalnya yang berjudul

“Study on The Effect of Regenerative System on Power Type

Relative Internal Efficiency of Nuclear Steam Turbine”

menyimpulkan bahwa perubahan nilai efisiensi suatu pembangkit

pasti terjadi ketika pada turbin uap dilakukan proses ekstraksi.

Perubahan beberapa bagian pada sebuah system regenerative

mengakibatkan perubahan pada jumlah aliran massa ekstraksi

turbin uap, perubahan ektraksi itu akan mengakibatkan daya turbin

dan pembakaran pada boiler berubah, dan akhirnya perubahan daya

pada turbin dan boiler mengakibatkan efisiensi internal relative

berubah. Sehingga dapat disimpulkan bahwa dalam melihat

perubahan efisiensi pembangkit juga perlu diperhatikan perubahan

efisiensi pada turbin uap serta boiler yang berada pada sistem,

dimana kesimpulan dari hal itu ditunjukkan pada gambar 2.8.

28


FTI – ITS

Tugas Akhir


( a )

( b )

Gambar 2.7 (a) Nilai terbaik dari tekanan ekstraksi dari

turbin HP (b) Skema sistem pembangkit

M. M. Rashidi, A. Aghagoli, dan M. Ali dalam jurnal

penelitian yang berjudul “Thermodynamic Analysis of a Steam

Power Plant with Double Reheat and Feed Water Heaters”

menyimpulkan bahwa ketika tekanan HP turbin meningkat, entalpi

keluaran turbin menurun dan beban kalor condenser menurun

karena entalpi inlet dan outlet pada condenser konstan dan laju

aliran massa menurun. Dari gambar 2.8 a terlihat bahwa daya

turbin dan kalor bolier awalnya meningkat sampai maksimum dan

kemudian menurun karena tekanan inlet HP turbin meningkat. Hal

tersebut dapat diperhatikan bahwa penurunan entalpi lewat turbin

dan laju aliran massa ekstraksi meningkat seiring tekanan inlet HP

turbin meningkat, sehingga daya keluaran turbin meningkat.

Namun, akibat perubahan gradient garis uap jenuh, daya turbin

menurun dan hal tersebut menjelaskan perilaku dari efisiensi

termal yang mana meningkat dan kemudian menurun seiring

peningkatan tekanan ekstraksi turbin. Di dalam jumlah tertentu

29


FTI – ITS

Tugas Akhir


aliran massa ekstraksi dari turbin HP ke HPH akan menaikkan nilai

efisiensi pembangkit sampai optimal namun akan semakin turun

karena bila terlalu banyak yang diekstraksi justru mengurangi

peforma dari turbin tersebut karena fungsi awal dari uap yang

untuk memutar turbin tidak tercapai optimal sehingga efisiensi

secara keseluruhan akan menurun.

v

31

Tugas Akhir


BAB III

METODOLOGI

3.1 Sistematika Penelitian

Sistematika penelitian digunakan untuk mengetahui

gambaran umum tentang proses penelitian yang akan dilakukan.

Berikut ini merupakan gambaran umum sistematika penelitian

yang akan dilakukan.

START

Perumusan

Masalah

Study Literatur

Mencari data input semua komponen yang

dibutuhkan dari salah satu power plant

A

32


FTI – ITS

Tugas Akhir


Analisa Power Plant secara thermodinamika

dengan keadan normalPermodelan Power Plant dengan Gate Cycle

Keadaan NormalVariasi tekanan

ekstraksi

· Daya, Heat rate dan

Efisiensi thermal sistem

Power Plant normal

· Daya, Heat rate dan

Efisiensi thermal sistem

Power Plant dengan variasi

tekanan ekstraksi turbin

END

Kesimpulan

A

Gambar 3.1 Diagram alir langkah penelitian

3.2 Perumusan Masalah

Salah satu cara untuk mempermudah permahaman proses alur

pembangkit tenaga adalah dengan pembuatan PFD. Berikut ini

adalah Proses Flow Diagram (PFD) sebagai berikut :

33


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar 3.2 Process Flow Diagram permodelan power plant

keadaan normal

34


FTI – ITS

Tugas Akhir


Dari skema diatas dapat digambarkan distribusi temperaturnya

pada T-S diagram pada gambar 3.3 sebagai berikut :

Gambar 3.3 Diagram T-S sistem powerplant kondisi normal

ideal

Untuk mempermudah proses variasi tekanan ekstraksi high

pressure turbine, maka dilakukan perubahan skema instalasi

Process Flow Diagram dari keadaan normal menjadi seperti

gambar dibawah ini :

35


FTI – ITS

Tugas Akhir



keadaan variasi ekstraksi tekanan 1

36


FTI – ITS

Tugas Akhir


Dengan skema instalasi process flow diagram dengan keadaan

variasi tekanan ekstraksi high pressure turbine maka dapat

digambarkan distribusi temperaturnya pada T-S diagram pada

gambar 3.5 sebagai berikut :

Gambar 3.5 Diagram T-S sistem powerplant kondisi variasi 1

ideal

37


FTI – ITS

Tugas Akhir


3.3 Studi Literatur

Fuel

Air

Preheater

Burner

Reheater

Primarry

Superheater

Secondary

Superheater

Economizer

Steam

Drum

Ke

Cerobong

HP Turbin

IP Turbin LP Turbin 1 LP Turbin 2Generator

Condenser

Condenser Pump

FWH Pump

Boiler Feed

Pump

Deaerator

FWH 7

FWH 6

FWH 5

FWH 1

FWH 3

FWH 3

1

2

3

4

5 6

7

7"7'

8

9

10 11

12

1314

17

15

18

16

34

35

19

20

32

33

26

27

28

29

30

31

21

22

23

24

25

Gambar 3.6 Model pembangkit listrik tenaga uap

Model pembangkit yang digunakan adalah pembangkit listrik

410 MW Suralaya, dimana model tersebut menggunakan dua

turbin single case yang terdiri dari High Pressure Turbine (HP

Steam Turbine), Intermediate Pressure Turbine(IP Steam Turbin)

dan dua double flow turbine pada Low Pressure Turbine(LP Steam

Turbine). HP Turbine memiliki 1 main outlet yang kemudian

massa steam tersebut dibagi untuk pemanasan ulang (reheat) dan

untuk feedwater heater. IP Turbine memiliki 2 ekstraksi dan 1 main

outlet dimana ekstraksi 1 menuju feedwater heater 6 dan ekstraksi

2 menuju feedwater heater 5. Untuk tingkat low pressure, terdapat

2 LP Turbine dengan jenis double flow yang masing-masing

memiliki 3 ekstraksi dan 1 main outlet.

Pada gambar 3.3 grafik T-S diagram kondisi eksisting tiap

komponen tidak terjadi secara ideal karena peninjauan berdasarkan

software Gate Cycle. Komponen-komponen tersebut

disimulasikan berkerja di dalam kondisi riil sehingga terdapat

kehilangan atau losses.Selain itu, proses kompresi dan ekspansi

38


FTI – ITS

Tugas Akhir


tidak dapat secara ideal isentropic dan juga proses penambahan dan

pelepasan panas tidak secara ideal isobar. Siklus pembangkit

tenaga uap menggunakan fluida kerja dua fase berupa cairan dan

uap air (steam).

Gambar 3.7 Diagram T-S aktual sistem powerplant kondisi

normal

Setelah merumuskan masalah studi literatur dalam sebuah

penelitian dilakukan untuk mendapatkan gambaran yang

menyeluruh tentang apa yang sudah dikerjakan orang lain dan

bagaimana orang mengerjakannya, kemudian seberapa berbeda

penelitian yang akan kita lakukan.

39


FTI – ITS

Tugas Akhir


3.4 FlowChart Analisa Performa Termodinamika Powerplant

Start

Data :

· Steam turbin : P1, P2, P3, P3, P4,

P5, P6, P7, P8, P9, P10, P11, P12,

T1, T2, T3, T4, T5, T6, T7, T8, T9,

T10, T11, T12

· Daya : 410000 KW

Mencari Entalphy,

Entrophy, Specific

volume

Menghitung kualitas keadaan 10 :



Menghitung entalphy keadaan 10 :

A

40


FTI – ITS

Tugas Akhir




Menghitung entalphy keluaran

pompa 1

:

A


pompa 2 :


pompa 3 :

Mencari fraksi massa FWH 6


B

41


FTI – ITS

Tugas Akhir



Mencari fraksi massa Daerator

B

Menghitung Kerja high pressure turbine

persatuan massa :

Menghitung Kerja intermediate pressure turbine persatuan massa :

Menghitung Kerja low pressure turbine 1 persatuan massa :

C

42


FTI – ITS

Tugas Akhir


Menghitung Kerja pompa 1 persatuan massa :



Menghitung panas yang dibutuhkan boiler persatuan

massa :

Menghitung Kerja low pressure turbine 2 persatuan massa :

C

D

43


FTI – ITS

Tugas Akhir


Menghitung laju aliran massa :

Menghitung efisiensi thermal siklus power plant :

Hasil Perhitungan :

· Daya netto power

plant

· Efisiensi thermal

powerplant

· Kalor yang dibutuhkan

boiler

End

D

Gambar 3.8 Flowchart perhitungan performa powerplant

44


FTI – ITS

Tugas Akhir


3.5 Variasi Ekstraksi Uap dari High Pressure Turbine

High Pressure TurbineIntermediete Pressure Turbine

FWH 7FWH 6FWH 5

Boiler

Splitter

Reheat

P = 3961,89 kPa

T = 326,35 C

M = 36,78 kg/s

P = 3961,89 kPa

T = 326,35 C

M = 302,26 kg/s

P = 3961,89 kPa

T = 538 C

M = 302,26 kg/s

P = 16671 kPa

T = 538 C

M = 339,04 kg/s

P = 1833,8 kPa

T = 425 C

M = 15,27 kg/s

P = 1029,7 kPa

T = 332,77 C

M = 13,93 kg/s

P = 922,73 kPa

T = 322,16 C

M = 273,06 kg/s

Low Pressure Heater

Gambar 3.9 Kondisi awal ekstraksi turbin

Pada tugas akhir ini akan diteliti mengenai dampak dari variasi

tekanan ekstraksi steam pada High Pressure Turbine. Variasi

tekanan tersebut berpedoman pada standar dari General Electric.

Pembangkit Suralaya menggunakan sistem ekstraksi turbin

otomatis atau terkontrol sehingga estimasi variasi tekanan ekstraksi

steam yang akan dilakukan pada penelitian tugas akhir ini yaitu

dengan rasio tekanan 0,8 dari tekanan aliran uap main outlet. Pada

tingkatan selanjutnya dengan rasio tekanan maksimum adalah 0,8

dari variasi tekanan ekstraksi steam yang pertama.

Kondisi awal PLTU adalah untuk tekanan yang akan masuk

pada turbin HP sebesar 16771 kPa dengan laju aliran massa steam

1220540 kg/jam. Kemudian tekanan yang keluar dari main outlet

pada turbin HP sebesar 3961,98 kPa dan massa steam dibagi masuk

reheater sebesar 1063692 kg/jam serta untuk feedwater heater 7

sebesar 132749 kg/jam. Tekanan yang akan masuk pada turbin IP

sebesar 3961,98 kPa dengan laju aliran massa steam 1063692

kg/jam. Kemudian tekanan yang keluar dari ekstraksi 1 turbin IP

45


FTI – ITS

Tugas Akhir


(feedwater heater 6) adalah 1833,8 kPa dengan laju aliran massa

steam 55042 kg/jam, tekanan yang keluar dari ekstraksi 2

(feedwater heater 5) turbin IP adalah 1029,7 kPa dengan laju aliran

massa steam 50182 kg/jam dan main outlet pada turbin IP sebesar

922,73 kPa dan laju aliran massa steam 979751 kg/jam.

Port 1Port 2Port 3Port 4

Main InletMain Outlet Steam Turbine

Gambar 3.10 Proses ekstraksi pada steam turbine

Pada tugas akhir ini, variasi tekanan ekstraksi turbin HP sesuai

dengan standar GE yaitu ekstraksi yang diijinkan untuk steam

turbine adalah 4 port ceratan dengan ratio pressure maksimal 0,8

antar port ceratan. Untuk variasi pertama yaitu port 4 yang

digunakan untuk memanaskan feedwater heater 7 dimana hanya

terdapat satu ekstraksi saja pada high pressure turbine dengan ratio

pressure 0,8 dari tekanan main outlet. Untuk variasi kedua yaitu

pada port 3 saja yang digunakan untuk memanaskan feedwater

heater 7 dimana hanya terdapat satu ekstraksi pada high pressure

turbine dengan ratio pressure 0,8 dari tekanan port 4. Untuk variasi

ketiga yaitu pada port 2 saja yang digunakan untuk memanaskan

feedwater heater 7 dimana hanya terdapat satu ekstraksi pada high

pressure turbine dengan ratio pressure 0,8 dari tekanan port 3.

Untuk variasi keempat yaitu pada port 1 saja yang digunakan untuk

memanaskan feedwater heater 7 dimana hanya terdapat satu

ekstraksi pada high pressure turbine dengan ratio pressure 0,8 dari

tekanan port 2. Dari variasi tersebut digambarkan pada gambar

46


FTI – ITS

Tugas Akhir


3.11 dimana high pressure turbine ekstraksi dengan satu ekstraksi

dan tekanan dari ekstraksi tersebut divariasikan dengan pressure

ratio sebesar 0,8.

High Pressure TurbineIntermediete Pressure Turbine

FWH 6 FWH 7FWH 5

Boiler

V-2

Reheater

P = 3961,89 kPa

T = 326,35 C

M = 15,27 kg/s

P = 3961,89 kPa

T = 326,35 C

M = 286,99 kg/s

P = 3961,89 kPa

T = 538 C

M = 286,99 kg/s

P = 16671 kPa

T = 538 C

M = 339,04 kg/s

P Variasi

M = 36,78 kg/s

P = 1029,7 kPa

T = 349,77 C

M = 13,93 kg/s

P = 922,73 kPa

T = 335,16 C

M = 273,06 kg/s

Low Pressure Heater

P variasi 1 = 0,8 P main outlet

P variasi 2 = 0,8 P variasi 1



M = 10,71 kg/s

Gambar 3.11 Variasi tekanan ekstraksi turbin HP pada tugas

akhir

47


FTI – ITS

Tugas Akhir


Tabel 3.1 Variasi tekanan ekstraksi dan dampaknya pada

performa pembangkit

Pembangkit

Daya

netto

Efisisensi

Thermal

Heat

Rate

Netto

MW % kJ/MW hr

Variasi tekanan ekstraksi

1

Ratio pressure 0,8 dari

main outlet

( 4952,3 kPa)


2


ekstraksi 1

( 6190,3 kPa )


1


ekstraksi 2

( 7737,8 kPa )


1


ekstraksi 3

( 9672,2 kPa )

3.6 Pemodelan Powerplant dengan Gate Cycle Software

Adapun langkah-langkah dalam pemodelan dan simulasi

adalah sebagai berikut

1. Membuat model power plant sesuai dengan heat balance PLTU

seperti yang ditunjukkan oleh gambar 3.12 di bawah ini :

48


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar 3.12 Permodelan dengan Gate Cycle

Software

2. Menjalankan Gate Cycle, masukkan properties yang dibutuhkan

kedalam masing-masing komponen seperti yang ditunjukkan oleh

tabel tabel 3.2 dibawah ini :

Gambar 3.13 Gate Cycle Software dengan hasil build

review

49


FTI – ITS

Tugas Akhir


Berikut ini data yang akan diinput :

Tabel 3.2 Tabel data input

No Komponen Metode Data

Input

Satuan

1 Boiler Desired Flow

Exit Temperatur

1220540

538

Kg/h oC

2 HP-Turbine Input Pressure

Exit Pressure

16671

3961,89

kPa

kPa

3 IP-Turbine Input Pressure

Pressure

Extraction 1

Pressure

Extraction 2

Exit Pressure

3961,89

1833,8

1029,7

922,73

kPa

kPa

kPa

kPa

4 LP-Turbine 1 Input Pressure

Pressure

Extraction 1

Pressure

Extraction 2

Pressure

Extraction 3

Exit Pressure

922,73

467,78

184,37

55,45

6

kPa

kPa

kPa

kPa

kPa

5 LP-Turbine 2 Input Pressure

Pressure

Extraction 1

922,73

467,78

184,37

24,37

kPa

kPa

kPa

kPa

50


FTI – ITS

Tugas Akhir


Pressure

Extraction 2

Pressure

Extraction 3

Exit Pressure

6 kPa

6 Condenser Operating

Pressure

6 kPa

7 Pump 1 (CEP-

1)

Desired Mass

Flow

Outlet Pressure

799848

467,78

kg/h

kPa

8 Pump 2 (CEP-

2)

Desired Mass

Flow

Outlet Pressure

121212

467,78

kg/h

kPa

9 Pump 3 (BFP-

1)

Desired Mass

Flow

Outlet Pressure

1220540

16671

kg/h

kPa

10 LP Heater 1

(FWH1)

Terminal

Temperatur

Differential

2,6 oC

11 LP Heater 2

(FWH2)

Terminal

Temperatur

Differential

1,2 oC

12 LP Heater 3

(FWH3)

Terminal

Temperatur

Differential

3 oC

13 Deaerator Simple Constant

Pressure

467,78 kPa

51


FTI – ITS

Tugas Akhir


14 HP Heater 5

(FWH5)

Terminal

Temperatur

Differential

-2,4 oC

15 HP Heater 6

(FWH6)

Terminal

Temperatur

Differential

-2,8 oC

17 HP Heater 7

(FWH7)

Terminal

Temperatur

Differential

-4,6 oC

3. Menjalankan Gate Cycle, kemudian dicekapakah convergence atau

tidak. Jika tidak convergence, cek kembali list error dan ikuti

perintah yang terdapat di dalamnya.

4. Jika convergence, maka kita dapat mengetahui nilai daya yang

dihasilkan, heat rate, efisiensi serta data-data performa lain yang

dapat dihasilkan oleh power plant tersebut.

5. Melakukan permodelan saat kondisi variasi yaitu dengan ratio

pressure 0,8 dari setiap ekstraksi high pressure turbine.

52


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar 3.14 Permodelan variasi tekanan ekstraksi high

pressure turbine

53


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar 3.15 Permodelan normal

54


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar 3.16 Simulasi hasil permodelan Gate Cycle Software

6. Setelah convergence pada semua kondisi yang dibutuhkan, model

tersebut sudah dapat digunakan untuk simulasi dengan

menggunakan proses Cycle Link dimana proses ini merupakan

hasil kerja dari Gate Cycle yang dituangkan dalam Microsoft Excel.

Dari hasil yang didapatkan pada permodelan software gate cycle

selanjutnya dianalisis lebih lanjut untuk menghitung kebutuhan

bahanbakar.

55


FTI – ITS

Tugas Akhir


3.7 Flowchart Pemodelan dengan Gate Cycle Software

START

INPUT :

Pembuatan Pemodelan Power Plant

dengan Gate Cycle

Penginputan data serta metode yang

dibutuhkan pada setiap komponen

Power Pant

Running Gate

Cycle

Converged

Variasi i ≤ 3

No

No

Yes

Yes

A

56


FTI – ITS

Tugas Akhir


END

Output :

· Efisiensi thermal Power Plant

· Power yang dihasilkan dalam keadaan

normal

· Kalor bahan bakar yang dibutuhkan

dalam keadaan normal

· Heat Rate Power Plant keadaan

normal

A

Gambar 3.17 Flowchart permodelan dengan Gate Cycle Software

v

57

Tugas Akhir


BAB IV

ANALISA DATA DAN PEMBAHASAN

4.1 Data Hasil Pengujian

Dalam perancangan sistem pembangkit perlu diketahui data

awal sistem pembangkit tersebut. Hal ini dilakukan agar

mendapatkan efisiensi dan daya yang sesuai sistem pembangkit.

Berikut ini adalah data awal sistem pembangkit yang didapatkan

dari lapangan.

Tabel 4.1 Data-data awal sistem pembangkit yang digunakan

untuk melakukan perhitungan daya dan effisiensi

powerplant secara teoritis :

No Nama Komponen Fluida Kerja

1

Boiler Inlet Outlet

Flowrate kg/s 339,04 339,04

Temperature C 235,3 538

Entalphy kJ/kg 984,74 3397,17

2

Turbine 1 Inlet Outlet Outlet

(FWH 7)

Flowrate kg/s 339,04 302,16 36,88

Temperature C 538 340,8 340,8

Entalphy

kJ/kg

3397,17

3066,412

3066,412

3

Reheater Inlet Outlet




58


FTI – ITS

Tugas Akhir


4

Turbine 2 Inlet Outlet Ekstraksi 1

(FWH 6)

Ekstraksi 2 (FWH

5)

Flowrate kg/s 302,16 272,43 15,29 13,94

Temperature C 538 332,8 425,9 334,8

Entalphy kJ/kg 3532,4 3122,93 3302,13 3123,77

5

Turbine 3 Inlet Outlet Ekstraksi 1 (Deaerator)

Ekstraksi 2(FWH 3)

Ekstraksi 3(FWH 2)

Flowrate kg/s 136,98 113,18 7,68 7,57 8,55

Temperature C 332,8 40,35 247,2 155,3 81,27

Entalphy kJ/kg 3122,93 2325,77 2957,97 2782,13 2597,49

6


Ekstraksi 2(FWH 3)

Ekstraksi 3(FWH 1)

Flowrate kg/s 135,45 113,18 7,68 7,57 7,02

Temperature C 332,8 40,35 247,2 155,3 62,13

Entalphy kJ/kg 3122,93 2325,77 2957,97 2782,13 2486,54

7

Condensor Inlet Outlet


Temperature C 40,35 40,35

Entalphy

kJ/kg

2325,77

168,85

8

Feedwater Heater 1 Inlet Outlet Ekstraksi

Inlet Ekstraksi

Outlet Drain Inlet

Flowrate kg/s 226,86 226,86 7,02 30,71 23,69

Temperature C 40,35 58,55 62,13 61,01 64,11

Entalphy kJ/kg 168,85 245,01 2486,54 255,35 268,29

59


FTI – ITS

Tugas Akhir


9


Inlet Ekstraksi

Outlet Drain Inlet

Flowrate kg/s 257,57 257,57 8,55 23,69 15,14

Temperature C 58,55 77,22 81,27 64,11 82,77

Entalphy kJ/kg 245,01 323,26 2597,49 268,29 346,58

10


Inlet Ekstraksi

Outlet

Flowrate kg/s 257,57 257,57 15,14 15,14

Temperature C 77,22 109,7 155,3 82,77

Entalphy kJ/kg 323,26 460,13 2782,13 346,58

11

Deaerator Inlet Outlet Ekstraksi

Inlet Drain Inlet

Flowrate kg/s 257,57 339,04 15,37 66,1

Temperature C 109,7 147,5 247,2 153,1

Entalphy kJ/kg 460,13 633,46 2957,97 645,61

12


Inlet Ekstraksi

Outlet Drain Inlet

Flowrate kg/s 339,04 339,04 13,94 66,1 52,16

Temperature C 147,5 174,7 332,8 153,1 180,2

Entalphy kJ/kg 633,46 749,44 3123,77 645,61 764,09

13


Inlet Ekstraksi

Outlet Drain Inlet

Flowrate kg/s 339,04 339,04 15,29 52,16 36,88

Temperature C 174,7 203,1 435,9 180,2 208,6

Entalphy kJ/kg 749,44 873,37 3302,13 764,09 891,37

14 Feedwater Heater 7 Inlet Outlet

Ekstraksi Inlet

Ekstraksi Outlet

Flowrate kg/s 339,04 339,04 36,88 36,88

60


FTI – ITS

Tugas Akhir


Temperature C 203,1 246,3 340,8 208,6

Entalphy kJ/kg 873,37 1060,09 3066,41 891,37

Berikut ini adalah heat balance yang penulis dapat dari PLTU

Suralaya.

Gambar 4.1 Heat Balance di PLTU Suralaya

61


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar dibawah ini merupakan heat and mass balance yang

penulis gambarkan dalam bentuk PFD yang akan digunakan pada

software gate cycle.

Gambar 4.2 Process and Flow Diagram pada Sistem

Pembangkit

62


FTI – ITS

Tugas Akhir


Selain data-data diatas diperlukan data tambahan yang

diperoleh dari melihat tabel thermodinamika ataupun referensi

yang lain. Data-data pendukung lain pada sistem pembangkit

antara data heat balance PLTU Suralaya dengan PFD yang akan

dimodelkan pada software gate cycle dapat dilihat pada bagian

lampiran.

4.2 Flowchart Perhitungan

Setelah dilakukan perubahan tekanan ekstraksi high pressure

turbine, maka ada sejumlah properties yang mengalami perubahan

seperti tekanan ekstraksi dan temperatur ekstraksi. Dalam

perhitungan sistem pembangkit perlu diketahui data properties

sistem pembangkit tersebut. Hal ini dilakukan agar mendapatkan

efisiensi dan daya yang sesuai sistem pembangkit. Berikut ini

adalah data sistem pembangkit tersebut :

Tabel 4.2 Data-data sistem pembangkit yang telah dilakukan

perubahan tekanan ekstraksi dan digunakan

untuk melakukan perhitungan daya dan effisiensi

powerplant secara teoritis :

No Nama Komponen Fluida Kerja

1

Boiler Inlet Outlet



Entalphy

kJ/kg

984,74

3397,17

2 Turbine 1 Inlet Outlet

Ekstraksi 1 (FWH 7)

Flowrate kg/s 339,04 302,16 36,88

63


FTI – ITS

Tugas Akhir


Temperature C 538 340,8 340,8

Entalphy

kJ/kg

3397,17

3066,412

-

3

Reheater Inlet Outlet




4

Turbine 2 Inlet Outlet Ekstraksi 1

(FWH 6)

Ekstraksi 2 (FWH

5)

Flowrate kg/s 302,16 272,43 15,29 13,94

Temperature C 538 332,8 425,9 334,8

Entalphy kJ/kg 3532,4 3122,93 3302,13 3123,77

5


Ekstraksi 2(FWH 3)

Ekstraksi 3(FWH 2)

Flowrate kg/s 136,98 113,18 7,68 7,57 8,55

Temperature C 332,8 40,35 247,2 155,3 81,27

Entalphy kJ/kg 3122,93 2325,77 2957,97 2782,13 2597,49

6


Ekstraksi 2(FWH 3)

Ekstraksi 3(FWH 1)

Flowrate kg/s 135,45 113,18 7,68 7,57 7,02

Temperature C 332,8 40,35 247,2 155,3 62,13

Entalphy kJ/kg 3122,93 2325,77 2957,97 2782,13 2486,54

7

Condensor Inlet Outlet


Temperature C 40,35 40,35

64


FTI – ITS

Tugas Akhir


Entalphy

kJ/kg

2325,77

168,85

8


Inlet Ekstraksi

Outlet Drain Inlet

Flowrate kg/s 226,86 226,86 7,02 30,71 23,69

Temperature C 40,35 58,55 62,13 61,01 64,11

Entalphy kJ/kg 168,85 245,01 2486,54 255,35 268,29

9


Inlet Ekstraksi

Outlet Drain Inlet

Flowrate kg/s 257,57 257,57 8,55 23,69 15,14

Temperature C 58,55 77,22 81,27 64,11 82,77

Entalphy kJ/kg 245,01 323,26 2597,49 268,29 346,58

10


Inlet Ekstraksi

Outlet

Flowrate kg/s 257,57 257,57 15,14 15,14

Temperature C 77,22 109,7 155,3 82,77

Entalphy kJ/kg 323,26 460,13 2782,13 346,58

11

Deaerator Inlet Outlet Ekstraksi

Inlet Drain Inlet

Flowrate kg/s 257,57 339,04 15,37 66,1

Temperature C 109,7 147,5 247,2 153,1

Entalphy kJ/kg 460,13 633,46 2957,97 645,61

12


Inlet Ekstraksi

Outlet Drain Inlet

Flowrate kg/s 339,04 339,04 13,94 66,1 52,16

Temperature C 147,5 174,7 332,8 153,1 180,2

Entalphy kJ/kg 633,46 749,44 3123,77 645,61 764,09

65


FTI – ITS

Tugas Akhir


13


Inlet Ekstraksi

Outlet Drain Inlet

Flowrate kg/s 339,04 339,04 15,29 52,16 36,88

Temperature C 174,7 - 435,9 - -

Entalphy kJ/kg 749,44 - 3302,13 - -

14


Inlet Ekstraksi

Outlet

Flowrate kg/s 339,04 339,04 36,88 36,88

Temperature C 203,1 - 340,8 -

Entalphy kJ/kg 873,37 - 3066,41 -

Untuk mempermudah proses variasi tekanan ekstraksi high

pressure turbine, maka dilakukan perubahan skema instalasi

Process Flow Diagram dari keadaan normal menjadi seperti

gambar dibawah ini :

66


FTI – ITS

Tugas Akhir



keadaan variasi ekstraksi tekanan

4.3 Perhitungan Sistem Pembangkit Dengan menggunakan

Analisa Secara Termodinamika

Analisis efisiensi sistem powerplant secara thermodinamika

dilakukan pada sistem powerplant kondisi variasi ekstraksi 1

dengan tujuan crosscheck hasil efisiensi yang didapatkan pada

software gate cycle. Untuk mengetahui daya dan efisiensi dari

siklus maka harus diketahui properties pada setiap keadaan yang

masuk dan keluar komponen pada sistem pembangkit.

67


FTI – ITS

Tugas Akhir


4.3.1 Menentukan Enthalphy Spesifik Pada Kondisi Utama

Dari Siklus Penelitian

Dengan menggunakan tabel A-4 dan interpolasi, penulis dapat

mengetahui nilai entalphy spesifik dari tekanan dan temperature

yang telah diketahui. Berikut ini merupakan tabel entalphy di setiap

keadaan.

Tabel 4.3 Data entalphy pada steam turbin

No

Komponen Tekanan

(P) kg/cm2

Tekanan (P) MPa

Temperatur (T) oC

Entalpi (h) kJ/kg

1 High

Pressure Turbine

Inlet 170 16,671 538 3397,17

Outlet 39,7 3,9618 340,8 3043,3

2

Intermediate

Pressure Turbine

Inlet 39,7 3,9618 538 3532,4

Ekstraksi 1 10,8 1,0591 332,1 3158,07

Outlet 9,41 0,9228 322,8 3122,93

3 Low

Pressure Turbine 1

Inlet 9,41 0,9228 332,8 3122,93

Ekstraksi 1 4,76 0,4667 247,2 2957,97

Ekstraksi 2 1,67 0,1637 155,3 2782,13

Ekstraksi 3 0,56 0,0549 81,27 -

Outlet 0,07 0,0068 40,35 -

4 Low

Pressure Turbine 2

Inlet 9,41 0,9228 332,8 3122,93

Ekstraksi 1 4,76 0,4667 247,2 2957,97

Ekstraksi 2 1,67 0,1637 155,3 2782,13

Ekstraksi 3 0,51 0,0500 62,13 -

Outlet 0,07 0,0068 40,35 -

68


FTI – ITS

Tugas Akhir


Dengan asumsi turbin bekerja secara isentropis 𝑠1 = 𝑠2, maka

temperatur dan enthalphy pada ekstraksi turbin 1 dapat diperoleh

sebagai berikut : 𝑠1 = 𝑠2 = 6,4 kJ/ kg oC dengan tekanan ekstraksi P = 4952,3 kPa Maka dari tabel A-4 dan interpolasi didapat : T = 355,27 oC

h = 3083,01 kJ/kg

4.3.1.1 Menentukan Kualitas Dan Entalphy Spesifik Keluaran

Ekstraksi 3 Turbin 3

Kualitas pada kondisi 10

Dengan menggunakan 𝑠10 = 𝑠9′ , kualitas pada kondisi 10 dapat

diperoleh sebagai berikut:

𝑥10 = 𝑠9

′ −𝑠𝑓10

𝑠𝑔10−𝑠𝑓10

𝑥10 = 7,401−1,12

7,561−1,12= 0.974

Dimana : 𝑥10 = kualitas pada keadaan 10

𝑠10 = entrophy pada keadaan 10

𝑠𝑓10 = entrophy cair jenuh pada keadaan 10

𝑠𝑔10 = entrophy uap jenuh pada keadaan 10

Entalphy spesifik pada ekstraksi 3 turbin 3

Dengan menggunakan tabel A-2 dan melakukan interpolasi maka

nilai entalphy cair jenuh pada tekanan 0,56 Kg/cm2 dengan

x=0,974 sebesar 2597,49 kJ/kg.

69


FTI – ITS

Tugas Akhir



Ekstraksi 3 Turbin 4


Dengan menggunakan 𝑠11 = 𝑠9", kualitas pada kondisi 11 dapat


𝑥11 = 𝑠11−𝑠𝑓11


𝑥11 = 7,401−1,091

7,593−1,091= 0.9704





Entalphy spesifik pada keluaran kondensor



x=0,9704 sebesar 2486,54 kJ/kg.


Turbin 3 dan 4 Menuju Kondenser


Dengan menggunakan 𝑠12 = 𝑠11, kualitas pada kondisi 12 dapat


𝑥12 = 𝑠12−𝑠𝑓12


𝑥12 = 7,401−0,5448

8,2947−0,5448= 0.885

70


FTI – ITS

Tugas Akhir






Entalphy spesifik pada keluaran kondensor



x=0,885 sebesar 2310,6 kJ/kg.

4.3.2 Menentukan Entalphy pada Pompa

Pompa 1

Berikut adalah data yang dibutuhkan untuk menentukan

entalphy spesifik pada bagian keluaran pompa :

𝑃13 = 0,07Kg

cm2= 6.86 𝑘𝑃𝑎

𝑃14 = 4,76Kg

cm2= 466.79 𝑘𝑃𝑎

𝜈13 = 1,0075 𝑥 10−3 𝑚3

𝑘𝑔⁄

ℎ13 = 168,05 𝑘𝐽/𝑘𝑔

71


FTI – ITS

Tugas Akhir


setelah mendapatkan data awal yang dibutuhkan, penulis dapat

diperoleh entalphy spesifik sebagai berikut:

Pompa diasumsikan bekerja secara internal reversible sehingga

(�̇�𝑝1

�̇�)

𝑖𝑛𝑡𝑒𝑟𝑛𝑎𝑙𝑟𝑒𝑣𝑒𝑟𝑠𝑖𝑏𝑙𝑒

= ∫ 𝑣 𝑑𝑝14

13

(�̇�𝑝1

�̇�)


= ν13(𝑃14 − 𝑃13)

Dimana persamaan untuk kerja pada pompa adalah

�̇�𝑝1

�̇�= ℎ14 − ℎ13

Sehingga persamaan menjadi ℎ14 − ℎ13 = ν13(𝑃14 − 𝑃13)

ℎ14 = ℎ13 + ν13(𝑃14 − 𝑃13)

ℎ14 = 168,05𝑘𝐽

𝑘𝑔+ 1,0075 𝑥 10−3 𝑚3

𝑘𝑔⁄ (466,79 − 6,86) 𝑁𝑚2⁄

ℎ14 = 168,5134 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Pompa 2

Adapun data awal yang dibutuhkan untuk menentukan

entalphy spesifik pada bagian keluaran pompa sebagai berikut

:

𝑃16 = 0,47 Kg/cm2 = 46.091 kPa

𝑃17 = 4,76 Kg/cm2 = 466.79 𝑘𝑃𝑎

Ѵ16 = 1,02 𝑥 10−3 𝑚3

𝑘𝑔⁄

ℎ16 = 255,48 𝑘𝐽/𝑘𝑔

72


FTI – ITS

Tugas Akhir


setelah mendapatkan data awal yang dibutuhkan, penulis

dapat diperoleh entalphy spesifik sebagai berikut:

Pompa diasumsikan bekerja secara internal reversible

sehingga

(�̇�𝑝2

�̇�)


= ∫ 𝑣 𝑑𝑝17

16

(�̇�𝑝2

�̇�)


= ν16(𝑃17 − 𝑃16)


�̇�𝑝2

�̇�= ℎ17 − ℎ16

Sehingga persamaan menjadi ℎ17 − ℎ16 = ν16(𝑃17 − 𝑃16) ℎ17 = ℎ16 + ѵ16(𝑃17 − 𝑃16)

ℎ17 = 255,48𝑘𝑐𝑎𝑙

𝑘𝑔+ 1,02 𝑥 10−3 𝑚3

𝑘𝑔⁄ (466.79 − 46.091) 𝑁𝑚2⁄

ℎ17 = 255,9091 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Pompa 3

Adapun data awal yang dibutuhkan untuk menentukan

entalphy spesifik pada bagian keluaran pompa sebagai berikut

:

𝑃21 = 4.76Kg

cm2= 466.796 kPa

𝑃22 = 170Kg

cm2= 16671𝑘𝑃𝑎

73


FTI – ITS

Tugas Akhir


𝜈21 = 1,0905 𝑥 10−3 𝑚

3

𝑘𝑔⁄

ℎ21 = 633,46 𝑘𝐽/𝑘𝑔

setelah mendapatkan data awal yang dibutuhkan, penulis

dapat diperoleh entalphy spesifik sebagai berikut:

(�̇�𝑝3

�̇�)


= ∫ 𝑣 𝑑𝑝22

21

(�̇�𝑝3

�̇�)


= ν21(𝑃22 − 𝑃21)


�̇�𝑝3

�̇�= ℎ22 − ℎ21

Sehingga persamaan menjadi ℎ22 − ℎ21 = ν21(𝑃22 − 𝑃21)

ℎ22 = ℎ21 + ѵ21(𝑃22 − 𝑃21)

ℎ22 = 633,46 𝑘𝐽

𝑘𝑔+ 1,0905 𝑥 10−3 𝑚3

𝑘𝑔⁄ (16671 −

466,796) 𝑘𝑁𝑚2⁄

ℎ22 = 652,431 𝑘𝐽/𝑘𝑔

4.3.3 Perhitungan Properties Keluaran Feedwater Heater 6

Berikut adalah data untuk melakukan perhitungan terhadap

temperatur yang keluar dari feedwater heater 6 :

Ԑ = 0,801 T Drain Cooling Approach = 5 oC

Properties Steam

T inlet = 339,59 oC P inlet = 39,7 kg/cm2

Properties Water

T inlet = 174,7 oC �̇� = 1263677 kg/jam

P inlet = 170 kg/cm2

Temperatur maksimal water out = 339,59 oC

74


FTI – ITS

Tugas Akhir


Temperatur rata − rata water out = T max + T inlet

2

= 339,59 + 174,7

2

= 257,145 oC

= 530,145 K

Dari tabel A-6 incropera dan intepolasi water T = 530,145 K maka

Cpc = 4,98 kJ/kg.K

Kondisi hot steam mengalami perubahan fase sehingga Cph = ∞

Cc = �̇�. 𝐶𝑝𝑐 = 1263677 𝑘𝑔

𝑗𝑎𝑚

𝑗𝑎𝑚

3600 𝑠 4,98

𝑘𝐽

𝑘𝑔.𝐾 = 6293111,46

𝑘𝐽

𝑠.𝐾

Ch = �̇�. 𝐶𝑝ℎ = ∞ 𝑘𝐽

𝑠.𝐾

Sehingga Cmin = 6293111,46 𝑘𝐽

𝑠.𝐾

Ԑ = 𝑞𝑎𝑐𝑡

𝑞𝑚𝑎𝑥

Ԑ = �̇�.𝐶𝑝𝑐.(𝑇𝑐𝑜−𝑇𝑐𝑖)

𝐶𝑚𝑖𝑛.(𝑇h𝑖−𝑇𝑐𝑖)

Tco = Ԑ.𝐶𝑚𝑖𝑛.(𝑇h𝑖−𝑇𝑐𝑖)

�̇�.𝐶𝑝𝑐+ 𝑇𝑐𝑖

= 0,801.6293111,46

𝑘𝐽

𝑠.𝐾.(612,59𝐾−447,7𝐾)

1263677 𝑘𝑔

𝑗𝑎𝑚

𝑗𝑎𝑚

3600 𝑠 4,98

𝑘𝐽

𝑘𝑔.𝐾

+ 447,7𝐾

= 484,34 K

= 211,34 oC

Dengan menggunakan tabel A-2 dan melakukan interpolasi

maka nilai entalphy cair jenuh pada temperatur 211,34 oC sebesar

903,77 kJ/kg

Dengan selisih DCA = 5 oC maka Tho keluaran feedwater heater 6

adalah

Tho = Tci + 5 oC

= 174,7 oC + 5 oC

= 179,7 oC

75


FTI – ITS

Tugas Akhir


Dengan menggunakan tabel A-2 dan melakukan

interpolasi maka nilai entalphy cair jenuh pada temperatur 179,7 oC sebesar 761,92 kJ/kg

4.3.4 Perhitungan Properties Keluaran Feedwater Heater 7

Berikut adalah data untuk melakukan perhitungan terhadap

temperatur yang keluar dari feedwater heater 7 :

Ԑ = 0,832 T Drain Cooling

Approach = 5 oC

Properties Steam

T inlet = 355.27 oC P inlet = 49,5 kg/cm2

Properties Water

T inlet = 211,34 oC �̇� = 1263677 kg/jam

P inlet = 170 kg/cm2

Temperatur maksimal water out = 355,27 oC

Temperatur rata − rata water out = T max + T inlet

2

= 355,27 + 211,34

2

= 283,31 oC

= 556,31 K

Dari tabel A-6 incropera dan intepolasi water T = 556,31 oC maka

Cpc = 5,36 kJ/kg.K

Kondisi hot steam mengalami perubahan fase sehingga Cph = ∞

kJ/kg.K

Cc = �̇�. 𝐶𝑝𝑐 = 1263677 𝑘𝑔

𝑗𝑎𝑚

𝑗𝑎𝑚

3600 𝑠 5,36

𝑘𝐽

𝑘𝑔.𝐾

= 6773308,72 𝑘𝐽

𝑠.𝐾

Ch = �̇�. 𝐶𝑝ℎ = ∞ 𝑘𝐽

𝑠.𝐾

Sehingga Cmin = 6773308,72 𝑘𝐽

𝑠.𝐾

Ԑ = 𝑞𝑎𝑐𝑡

𝑞𝑚𝑎𝑥

Ԑ = �̇�.𝐶𝑝𝑐.(𝑇𝑐𝑜−𝑇𝑐𝑖)

𝐶𝑚𝑖𝑛.(𝑇h𝑖−𝑇𝑐𝑖)

76


FTI – ITS

Tugas Akhir


Tco = Ԑ.𝐶𝑚𝑖𝑛.(𝑇h𝑖−𝑇𝑐𝑖)

�̇�.𝐶𝑝𝑐+ 𝑇𝑐𝑖

= 0,832.186,36

𝑘𝐽

𝑠.𝐾.(628,27𝐾−484,34𝐾)

1263677 𝑘𝑔

𝑗𝑎𝑚

𝑗𝑎𝑚

3600 𝑠 5,36

𝑘𝐽

𝑘𝑔.𝐾

+ 484,34𝐾

= 553,4 K

= 280,4 oC



1240,47 kJ/kg

Dengan selisih DCA = 5 oC maka Tho keluaran feedwater heater

6 adalah

Tho = Tci + 5 oC

= 211,34 oC + 5 oC

= 216,34 oC



926,66 kJ/kg

4.3.5 Perhitungan Fraksi Massa Ekstraksi

Perhitungan fraksi massa ekstraksi dilakukan dengan

menggunakan hukumthermodinamika I dengan asumsi adiabatis,

energi kinetik dan energi potensial diabaikan serta tidak terdapat

kerja yang keluar masuk sistem

4.3.5.1 Menentukan fraksi massa pada Feedwater heater 7

Adapun data awal yang dibutuhkan untuk menentukan fraksi

massa pada Feedwater heater 7 sebagai berikut:

Pada sisi steam

ℎ2 = 3083,01𝑘𝐽

𝑘𝑔 ℎ26 = 926,66

𝑘𝐽

𝑘𝑔

Pada sisi water

ℎ24 = 903,77𝑘𝐽

𝑘𝑔 ℎ25 = 1240,47

𝑘𝐽

𝑘𝑔

Berikut gambar control volume pada feedwater heater 7:

77


FTI – ITS

Tugas Akhir


Setelah mendapatkan data yang dibutuhkan penulis dapat

menentukan fraksi massa yang dibutuhkan pada feedwater heater

7 sebagai berikut:

𝑦1′ (ℎ2 − ℎ26) = ℎ25 − ℎ24

𝑦1′ =

ℎ25−ℎ24

ℎ2−ℎ26

𝑦1′ =

1240,47−903,77

3085,12−926,66= 0,105




Pada sisi steam/drain

ℎ4 = 3302,13𝑘𝐽

𝑘𝑔 ℎ28 = 761,92

𝑘𝐽

𝑘𝑔

ℎ27 = 926,66 𝑘𝐽

𝑘𝑔

Pada sisi water

ℎ23 = 749,44𝑘𝐽

𝑘𝑔 ℎ24 = 903,77

𝑘𝐽

𝑘𝑔

ℎ2

ℎ24 ℎ25

ℎ26

𝑦1′

𝑦1′

78


FTI – ITS

Tugas Akhir





6 sebagai berikut:

𝑦2′ (ℎ4 − ℎ28) + 𝑦1

′ (ℎ27 − ℎ28) = ℎ24 − ℎ23

𝑦2′ =

(ℎ24−ℎ23)−𝑦1′(ℎ27−ℎ28)

ℎ4−ℎ28

𝑦2′ =

(903,77−749,44)−0,1503(926,66−791,92)

(3302,13−761,92)

𝑦2′ =

38,38−5,89

550,5

𝑦2′ = 0,053




Pada sisi steam

ℎ6 = 3123,77 𝑘𝐽

𝑘𝑔 ℎ29 = 761,92

𝑘𝐽

𝑘𝑔

ℎ30 = 645,61𝑘𝐽

𝑘𝑔

ℎ4

ℎ23 ℎ24

ℎ28

𝑦2′

ℎ27

𝑦1′

𝑦1′ + 𝑦2

′

𝑦2′

79


FTI – ITS

Tugas Akhir


Pada sisi Water

ℎ22 = 633,46𝑘𝐽

𝑘𝑔 ℎ23 = 749,44

𝑘𝐽

𝑘𝑔




5 sebagai berikut:

𝑦3′ (ℎ6 − ℎ30) + (𝑦1

′ +𝑦2′ )(ℎ29 − ℎ30) = ℎ23 − ℎ22

𝑦3′ =

(ℎ23−ℎ22)−(𝑦1′+𝑦2

′)(ℎ29−ℎ30)

ℎ6−ℎ30

𝑦3′ =

(749,44−633,46)−(0,1503 +0,053)(761,92−645,61)

3123,77−645,61

𝑦3′ =

115,98−23,64

2478,16

𝑦3′ = 0,03679

4.3.5.4 Menentukan fraksi massa pada Deaerator


massa pada Deaerator sebagai berikut:

Pada sisi steam

ℎ8 = 706,5𝑘𝑐𝑎𝑙

𝑘𝑔

ℎ6

ℎ22 ℎ23

ℎ30

𝑦3′

ℎ29

𝑦1′ + 𝑦2

′

𝑦2′

𝑦1′ + 𝑦2

′ + 𝑦3′

𝑦2′

80


FTI – ITS

Tugas Akhir


Pada sisi Drain Inlet

ℎ31 = 109,9𝑘𝑐𝑎𝑙

𝑘𝑔

Pada sisi Water

ℎ20 = 109,9𝑘𝑐𝑎𝑙

𝑘𝑔

Keluaran

ℎ21 = 109,9𝑘𝑐𝑎𝑙

𝑘𝑔

Berikut gambar Control Volume pada feedwater heater 4:



4 sebagai berikut:

(𝑦1′ + 𝑦2

′ + 𝑦3′ )(ℎ31 − ℎ21) + 𝑦4

′(ℎ8 − ℎ21) = (1 − 𝑦1′ − 𝑦2

′ −𝑦3

′ − 𝑦4′)(ℎ21 −

ℎ20)

𝑦4′(ℎ21 − ℎ20) + 𝑦4

′(ℎ8 − ℎ21) = (1 − 𝑦1′ − 𝑦2

′ − 𝑦3′ )(ℎ21 −

ℎ20) − (𝑦1′ + 𝑦2

′ +𝑦3

′ )(ℎ31 − ℎ21)

𝑦4′ =

(1−(𝑦1′+𝑦2

′+𝑦3′))(ℎ21−ℎ20)−(𝑦1

′+𝑦2′+𝑦3

′)(ℎ31−ℎ21)

(ℎ21−ℎ20)+(ℎ8−ℎ21)

81


FTI – ITS

Tugas Akhir


𝑦4

′ =

(1−(0,1503+0,053+0,0367))(151,3−109,9)−(0,1503+0,059+0,0367)(154,2−151,3)

(151,3−109,9)+(706,5−151,3)

𝑦4′ =

31,2156−0,7134

596,6

𝑦4′ = 0,05113




Pada sisi steam

ℎ9 = 2782,13𝑘𝐽

𝑘𝑔 ℎ32 = 346,58

𝑘𝐽

𝑘𝑔

Pada sisi water

ℎ19 = 323,26𝑘𝐽

𝑘𝑔 ℎ20 = 460,13

𝑘𝐽

𝑘𝑔

Berikut gambar Control Volume pada feedwater heater 3:



3 sebagai berikut:

𝑦5′ (ℎ9 − ℎ32) = (1 − 𝑦1

′ − 𝑦2′ − 𝑦3

′ − 𝑦4′)(ℎ20 − ℎ19)

𝑦5′ =

(1−𝑦1′−𝑦2

′ −𝑦3′−𝑦4

′ )(ℎ20−ℎ19)

ℎ9−ℎ32

82


FTI – ITS

Tugas Akhir


𝑦5′ =

(1−0,105−0,053−0,0367−0,05113)(460,13−323,26)

2782,13−346,58= 0,0424




Pada sisi steam

ℎ10 = 2597,49𝑘𝐽

𝑘𝑔 ℎ34 = 268,29

𝑘𝑐𝑎𝑙

𝑘𝑔

ℎ33 = 346,58 𝑘𝑐𝑎𝑙

𝑘𝑔

Pada sisi water

ℎ18 = 245,01𝑘𝑐𝑎𝑙

𝑘𝑔 ℎ19 = 323,26

𝑘𝑐𝑎𝑙

𝑘𝑔

Berikut gambar Control Volume pada feedwater heater 2 :



2 sebagai berikut:

𝑦6′ (ℎ10 − ℎ34) + 𝑦5

′ (ℎ33 − ℎ34) = (1 − 𝑦1′ − 𝑦2

′ − 𝑦3′ −

𝑦4′)(ℎ19 − ℎ18)

𝑦6′ =

(1−𝑦1′−𝑦2

′−𝑦3′−𝑦4

′)(ℎ19−ℎ18)−𝑦5′ (ℎ33−ℎ34)

(ℎ10−ℎ34)

𝑦6′ =

(1−0,105−0,053−0,0367−0,05113)(323,26−245,01)−0,0424(346,58−268,29)

2597,49−268,29

83


FTI – ITS

Tugas Akhir


𝑦6

′ =59,014−3,319

2329,2

𝑦6′ = 0,0239



massa pada Feedwater heater 1sebagai berikut:

Pada sisi steam

ℎ11 = 2486,54𝑘𝐽

𝑘𝑔 ℎ16 = 255,35

𝑘𝐽

𝑘𝑔 ℎ35 =

268,29 𝑘𝐽

𝑘𝑔

Pada sisi water

ℎ14 = 168,85𝑘𝐽

𝑘𝑔 ℎ15 = 245,01

𝑘𝐽

𝑘𝑔

Berikut gambar Control Volume pada feedwater heater 1 :



1 sebagai berikut:

𝑦7′ (ℎ11 − ℎ16) + (𝑦6

′ + 𝑦5′ )(ℎ35 − ℎ16) = (1 − 𝑦1

′ − 𝑦2′ − 𝑦3

′ − 𝑦4′ −

𝑦5′ − 𝑦6

′ −𝑦7

′ )(ℎ15 − ℎ14)

𝑦7′ =

(1−𝑦1′−𝑦2

′−𝑦3′ −𝑦4

′−𝑦5′−𝑦6

′)(ℎ15−ℎ14)−(𝑦6′+𝑦5

′ )(ℎ35−ℎ16)

(ℎ11−ℎ16)+(ℎ15−ℎ16)

84


FTI – ITS

Tugas Akhir


𝑦7′ =

(1−0,105−0,053−0,0367−0,05113−0,0424−0,0239(245,01−168,85)−(0,02180+0,0562)(268,29−255,35)

(2486,54−255,35)+(245,01−168,85)

𝑦7′ =

52,3882−1,00464

2307,35

𝑦7′ = 0,0223

4.3.6 Menghitung Daya Turbin

Adapun data awal yang dibutuhkan untuk menghitung

daya yang dihasilkan oleh turbin sebagai berikut:

Steam turbin 1

ℎ1 = 3397,17 𝐾𝐽/𝑘𝑔

ℎ2 = 3083,01 𝐾𝐽/𝑘𝑔

ℎ3 = 2988,12𝐾𝐽/𝑘𝑔

𝑦1′ = 0,105

Berikut gambar control volume pada steam turbin 1 :


menentukan daya yang dihasilkan pada steam turbin 1 per unit

massa sebagai berikut:

85


FTI – ITS

Tugas Akhir


𝑊𝑇1

�̇�= (ℎ1 − ℎ2) + (1 − 𝑦1

′ )(ℎ2 − ℎ3)

𝑊𝑇1

�̇�= (3397,17 − 3083,01) + (1 −

0,105)(3083,01 − 3043,3)

𝑊𝑇1

�̇�= 349,7

𝑘𝐽

𝑘𝑔

Steam turbin 2

Entalphy yang akan masuk dan keluar pada steam turbin 2

ℎ5 = 3532,4 𝑘𝐽/𝑘𝑔

ℎ6 = 3158,07 𝑘𝐽/𝑘𝑔

ℎ7 = 3122,93 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Fraksi massa pada ekstraksi steam turbin 2

𝑦1′ = 0,105

𝑦2′ = 0,053

𝑦3′ = 0,0367


86


FTI – ITS

Tugas Akhir



menentukan daya yang dihasilkan pada steam turbin 2 per unit


𝑊𝑇2

�̇�= (1 − 𝑦1

′ − 𝑦2′ )(ℎ5 − ℎ6) + (1 − 𝑦1

′ − 𝑦2′ −

𝑦3′ )(ℎ6 − ℎ7)

𝑊𝑇2

�̇�= (1 − 0,105 − 0,053)(3532,4 − 3158,07) + (1 −

0,105 − 0,053 − 0,0367)(3158,07 − 3122,93)

𝑊𝑇2

�̇�= 316,28 + 28,087

𝑊𝑇2

�̇�= 343,47 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Steam turbin 3 (LP_1)


ℎ7" = 3122,93 𝐾𝑐𝑎𝑙/𝑘𝑔

ℎ8" = 2957,97 𝐾𝑐𝑎𝑙/𝑘𝑔

ℎ9" = 2782,13 𝐾𝑐𝑎𝑙/𝑘𝑔

ℎ10 = 2597,49 𝐾𝑐𝑎𝑙/𝑘𝑔

ℎ12" = 2310,6 𝐾𝑐𝑎𝑙/𝑘𝑔


𝑦1′ = 0,105

𝑦2′ = 0,053

𝑦3′ = 0,0367

𝑦4′ = 0,05113

𝑦5′ = 0,0424

𝑦6′ = 0,0239


87


FTI – ITS

Tugas Akhir



menentukan daya yang dihasilkan pada steam turbin 3 per

unit massa sebagai berikut: 𝑊𝑇3

�̇�= (

1−𝑦1′−𝑦2

′ −𝑦3′

2) (ℎ7" − ℎ8") +

(1−𝑦1

′−𝑦2′−𝑦3

′−𝑦4′

2) (ℎ8" − ℎ9")+

(1−𝑦1

′−𝑦2′−𝑦3

′−𝑦4′−𝑦5

′

2)(ℎ9" −

ℎ10)+(1−𝑦1

′−𝑦2′−𝑦3

′−𝑦4′−𝑦5

′

2− 𝑦6

′ )(ℎ10 − ℎ12")

𝑊𝑇3

�̇�= (

1−0,105−0,053−0,0367

2) (3122,93 − 2957,97) +

(1−0,105−0,053−0,0367−0,05113

2) (2957,97 −

2782,13) +

(1−0,105−0,053−0,0367−0,05113−0,0422

2) (2782,13 −

2597,49) +

(1−0,105−0,053−0,0367−0,05113−0,0562

2−

0,0239)(2597,49 − 2310,6) 𝑊𝑇3

�̇�= 65,523 + 65,379 + 62,882 + 91,105

𝑊𝑇3

�̇�= 284,889 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Steam turbin 4 (LP_2)


ℎ7′ = 3122,93 𝑘𝐽/𝑘𝑔

ℎ8′ = 2957,97 𝑘𝐽/𝑘𝑔

88


FTI – ITS

Tugas Akhir


ℎ9′ = 2782,13 𝑘𝐽/𝑘𝑔

ℎ11 = 2486,54 𝑘𝐽/𝑘𝑔

ℎ12′ = 2310,6 𝑘𝐽/𝑘𝑔


𝑦1′ = 0,105

𝑦2′ = 0,053

𝑦3′ = 0,0367

𝑦4′ = 0,05113

𝑦5′ = 0,0424

𝑦7′ = 0,0223



menentukan daya yang dihasilkan pada steam turbin 4 per

unit massa sebagai berikut:

𝑊𝑇4

�̇�= (

1−𝑦1′ −𝑦2

′−𝑦3′

2) (ℎ7′ − ℎ8′) + (

1−𝑦1′−𝑦2

′ −𝑦3′ −𝑦4

′

2) (ℎ8′ −

ℎ9′)+ (1−𝑦1

′−𝑦2′−𝑦3

′−𝑦4′−𝑦5

′

2)(ℎ9′ −

ℎ11)+(1−𝑦1

′−𝑦2′ −𝑦3

′−𝑦4′−𝑦5

′

2− 𝑦7

′ )(ℎ11 − ℎ12′)

𝑊𝑇4

�̇�= (

1−0,105−0,053−0,0367

2) (3122,93 − 2957,97) +

(1−0,105−0,053−0,0367−0,05113

2) (2957,97 − 2782,13) +

(1−0,105−0,053−0,0367−0,05113−0,0424

2) (2782,13 −

89


FTI – ITS

Tugas Akhir


2486,54) + (

1−0,105−0,053−0,0367−0,05113−0,0424

2−

0,0223)(2486,54 − 2310,6)

𝑊𝑇4

�̇�= 65,523 + 65,379 + 85,017 + 55,049

𝑊𝑇4

�̇�= 270,968 𝑘𝐽/𝑘𝑔

4.3.7 Menghitung Daya Pompa

Adapun data awal yang dibutuhkan untuk menghitung daya

yang dibutuhkan oleh pompa sebagai berikut:

Pompa 1

Entalphy fluida pada sisi inlet dan outlet

ℎ13 = 168,05 𝑘𝐽/𝑘𝑔

ℎ14 = 168,5134 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Fraksi massa

𝑦1′ = 0,105

𝑦2′ = 0,053

𝑦3′ = 0,0367

𝑦4′ = 0,05113

𝑦5′ = 0,0562

𝑦6′ = 0,0218

𝑦7′ = 0,033099

Berikut gambar control volume pada pompa 1 :

90


FTI – ITS

Tugas Akhir



menentukan daya yang dibutuhkan oleh pompa 1 per unit


𝑊𝑝1

�̇�= (1 − 𝑦1

′ − 𝑦2′ − 𝑦3

′ − 𝑦4′ − 𝑦5

′ − 𝑦6′ − 𝑦7

′ )(ℎ14 −

ℎ13)

𝑊𝑝1

�̇�= (1 − 0,105 − 0,053 − 0,0367 − 0,05113 −

0,0562 − 0,0218 − 0,033099)(168,5134 −168,05)

𝑊𝑝1

�̇�= 0,6621 𝑥 0,4634

𝑊𝑝1

�̇�= 0,3068 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Pompa 2


ℎ16 = 255,48 𝑘𝐽/𝑘𝑔

ℎ17 = 255,9091 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Fraksi massa yang dibutuhkan pada feedwater heater 1,2,

dan 3

𝑦5′ = 0,0562

1 − 𝑦1′ − 𝑦2

′ − 𝑦3′

−𝑦4′ − 𝑦5

′ − 𝑦6′ − 𝑦7

′

+

1 − 𝑦1′ − 𝑦2

′ − 𝑦3′

−𝑦4′ − 𝑦5

′ − 𝑦6′ − 𝑦7

′

+

91


FTI – ITS

Tugas Akhir


𝑦6

′ = 0,0218

𝑦7′ = 0,033099




massa sebagai berikut :

𝑊𝑝2

�̇�= (𝑦5

′ + 𝑦6′ + 𝑦7

′ )(ℎ17 − ℎ16)

𝑊𝑝2

�̇�= (0,0562 + 0,0218 + 0,033099)(255,9091 −

255,48)

𝑊𝑝2

�̇�= 0,1101 𝑥 0,4291

𝑊𝑝2

�̇�= 0,0456 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Pompa 3


ℎ12 = 633,46 𝑘𝐽/𝑘𝑔

ℎ13 = 652,431 𝑘𝐽/𝑘𝑔


𝒚𝟓′ + 𝒚𝟔

′ + 𝒚𝟕′

𝒚𝟓′ + 𝒚𝟔

′ + 𝒚𝟕′

92


FTI – ITS

Tugas Akhir





𝑊𝑝3

�̇�= (ℎ13 − ℎ12)

𝑊𝑝3

�̇�= (652,431 − 633,46)

𝑊𝑝3

�̇�= 18,971 𝑘𝐽/𝑘𝑔

4.3.8 Menghitung Kalor yang Dibutuhkan Boiler


kalor yang dibutuhkan oleh boiler sebagai berikut:

Entalphy fluida kerja pada sisi inlet dan outlet serta fraksi massa

ℎ1 = 3397,17 𝑘𝐽/𝑘𝑔 𝑦1′ = 0,105

ℎ25 = 984,74 𝑘𝐽/𝑘𝑔 𝑦2′ = 0,053

ℎ3 = 3066,412 𝑘𝐽/𝑘𝑔

ℎ5 = 3532,4 𝑘𝐽/𝑘𝑔

93


FTI – ITS

Tugas Akhir



menentukan daya yang dibutuhkan oleh boiler per unit massa

sebagai berikut:

�̇�𝑏𝑜𝑖𝑙𝑒𝑟

�̇�= (ℎ1 − ℎ25)+ (1 − 𝑦1

′ − 𝑦2′ )(ℎ5 − ℎ3)


�̇�= (3397,17 − 984,74)+ (1 − 0,105 − 0,053 )(3532,4 −

3066,412)


�̇� = 2978,418 kJ/kg

4.3.9 Menghitung Effisiensi Thermal Dari Sistem Powerplant


effisiensi thermal dari sistem powerplant tersebut sebagai berikut:

Daya yang dihasilkan oleh steam turbin

𝑊𝑇1

�̇�= 349,7 𝑘𝐽/𝑘𝑔

𝑊𝑇2

�̇�= 343,47 𝑘𝐽/𝑘𝑔

𝑊𝑇3

�̇�= 284,889 𝑘𝐽/𝑘𝑔

94


FTI – ITS

Tugas Akhir


𝑊𝑇4

�̇�= 270,968 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Daya total Turbin

𝑊𝑇𝑡𝑜𝑡

�̇�=

𝑊𝑇1

�̇�+

𝑊𝑇2

�̇�+

𝑊𝑇3

�̇�+

𝑊𝑇4

�̇�


�̇�= 349,7 + 343,47 + 284,889 + 270,968


�̇�= 1249,027 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Daya yang dibutuhkan oleh pompa

𝑊𝑝1

�̇�= 0,3068 𝑘𝐽/𝑘𝑔

𝑊𝑝2

�̇�= 0,0456 𝑘𝐽/𝑘𝑔

𝑊𝑝3

�̇�= 18,971 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Daya total pompa

𝑊𝑃𝑡𝑜𝑡

�̇�=

𝑊𝑃1

�̇�+

𝑊𝑃2

�̇�+

𝑊𝑃3

�̇�


�̇�= 0,3068 + 0,0456 + 18,971


�̇�= 19,3234 kJ/kg

Kalor yang dibutuhkan oleh boiler dan reheat

�̇�𝑖𝑛

�̇�= 2878,418 kJ/kg

Dengan menggunakan nilai-nilai diatas, effisiensi thermal

adalah :

95


FTI – ITS

Tugas Akhir


𝜂 = 𝑊𝑇𝑡𝑜𝑡

�̇� −

𝑊𝑃𝑡𝑜𝑡�̇�

�̇�𝑖𝑛�̇�

x 100%

𝜂 = 1249,027

𝑘𝐽

𝑘𝑔−19,3234

kJ

kg

2978,418kJ

kg

𝜂 = 0,4102

4.3.10 Menghitung Daya Netto Dari Sistem Powerplant


effisiensi thermal dari sistem powerplant tersebut sebagai berikut:

Daya yang dihasilkan oleh steam turbin

𝑊𝑇1

�̇�= 349,7 𝑘𝐽/𝑘𝑔

𝑊𝑇2

�̇�= 343,47 𝑘𝐽/𝑘𝑔

𝑊𝑇3

�̇�= 284,889 𝑘𝐽/𝑘𝑔

𝑊𝑇4

�̇�= 270,968 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Daya total Turbin


�̇�=

𝑊𝑇1

�̇�+

𝑊𝑇2

�̇�+

𝑊𝑇3

�̇�+

𝑊𝑇4

�̇�


�̇�= 349,7 + 343,47 + 284,889 + 270,968


�̇�= 1249,027 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Daya yang dibutuhkan oleh pompa

𝑊𝑝1

�̇�= 0,3068 𝑘𝐽/𝑘𝑔

96


FTI – ITS

Tugas Akhir


𝑊𝑝2

�̇�= 0,0456 𝑘𝐽/𝑘𝑔

𝑊𝑝3

�̇�= 18,971 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Daya total pompa


�̇�=

𝑊𝑃1

�̇�+

𝑊𝑃2

�̇�+

𝑊𝑃3

�̇�


�̇�= 0,3068 + 0,0456 + 18,971


�̇�= 19,3234 kJ/kg

Diketahui main steam pada boiler adalah :

�̇� = 1220540 𝐾𝑔

ℎ𝑟

Jadi daya netto yang dihasilkan sistem powerplant adalah :

Daya Netto = �̇� (𝑊𝑇𝑡𝑜𝑡

�̇�−


�̇� )

Daya Netto = 1220540 𝐾𝑔

ℎ𝑟

ℎ𝑟

3600 (1249,027

𝑘𝐽

𝑘𝑔− 19,3234 kJ/kg )

Daya Netto = 416917,3422 kW

4.3.11 Menghitung Heat Rate Dari Sistem Powerplant

Adapun data awal yang dibutuhkan untuk menghitung heat

rate dari sistem powerplant tersebut sebagai berikut:

Dari Appendix A-1 The Greenhouse Gases, Regulated Emissions,

and Energy, National Laboratory, Argonne, IL, released August

26, 2010

LHV coal = 26479 kJ/kg �̇�𝑏𝑏 = 38,1 kg/s

97


FTI – ITS

Tugas Akhir


Daya Netto = 416917,3422 kW

Heat Rate = �̇�𝑏𝑏 . 𝐿𝐻𝑉

𝐷𝑎𝑦𝑎 𝑔𝑒𝑛𝑒𝑟𝑎𝑡𝑜𝑟

Heat Rate = 38,1

𝑘𝑔

𝑠 3600𝑠

ℎ𝑟 (26479

𝑘𝑗

𝑘𝑔)

416917,3422 𝑘𝑊

Heat Rate = 8807,52 kJ/ kW-hr

4.4 Pemodelan Sistem Pembangkit Dengan Variasi Tekanan

Ekstraksi 4952,3 kPa Dengan Menggunakan

Software Gate Cycle

Sebelum menganalisa PLTU dengan menggunakan software

Gatecycle, model Powerplant dibangun berdasarkan data eksisting

pembangkit PLTU Suralaya

Gambar 4.4 Pemodelan Sistem pembangkit dengan ektraksi

tekanan high pressure turbine 4952,3 kPa Dengan

Menggunakan Software Gate Cycle

Pada sistem pembangkit diatas menggunakan acuan yang

telah penulis buat berdasarkan PFD pada sistem pembangkit di

98


FTI – ITS

Tugas Akhir


Suralaya. Pemodelan diatas telah mengalami perubahan jalur

perpipaan yaitu pada bagian ekstraksi high pressure turbine.

Perubahan tersebut dilakukan dimana pada kondisi normal tidak

terdapat ekstraksi turbine. Tekanan ekstraksi tersebut di variasikan

dengan pressure ratio sebesar 0,8 dari tekanan main outlet. Setelah

menyusun komponen dan mengisi data properties, maka dapat

diketahui daya yang dikeluarkan serta effisiensi yang dapat dicapai

pada sistem pembangkit dengan menggunakan software gate cycle

tersebut.

Pada pemodelan diatas didapatkan daya sebesar 407,873

MW dengan effisiensi sebesar 40,428%. Adapun variabel yang

dibuat tetap pada pemodelan diatas adalah temperature keluaran

dari boiler sebesar 538 C dan laju aliran massa yang sama dengan

keadaan sistem pembangkit dalam keadaan normal yaitu 1220540

kg/hr. hal ini menunjukkan bahwa jika dilakukan tekanan ekstraksi

yang masuk pada feedwater heater 7, maka daya yang dihasilkan

pada sistem pembangkit mengalami penurunan serta effisiensi

pada sistem tersebut mengalami kenaikan yang tidak signifikan

dari pemodelan sistem pembangkit normal. Hal ini disebabkan

tekanan ekstraksi high pressure turbine yang meningkat, dimana

secara kerja isentropis yaitu dimana tekanan ekstraksi maka

temperatur keluaran ekstraksi turbin juga meningkat. Ketika

temperatur steam semakin tinggi saat memasuki feedwater heater

7 dan efectiveness dianggap konstan, maka temperatur water yang

akan masuk boiler akan semakin meningkat serta kalor yang

dibutuhkan pada boiler menurun karena beda temperature inlet

yang masuk pada boiler yang tidak sama dengan kondisi normal.

Berikut ini data yang dihasilkan pada sistem pembangkit

dengan menggunakan software gate cycle adalah:

99


FTI – ITS

Tugas Akhir


Tabel 4.4 Komparasi data hasil simulasi pada software gate

cycle di setiap komponen pada kondisi variasi tekanan

ekstraksi 1 dengan perhitungan secara thermodinamika

No

Nama

Komponen Satuan

Hasil

Gate Cycle

Analisa

Thermodinamika

1

Steam

Turbine 1 kW 117193

118562

2

Steam

Turbine 2 kW 116503

116450

3

Steam

Turbine 3 kW 96686

96588

4

Steam

Turbine 4 kW 91767

91868

5 Pump 1 kW -120,51 -104,017

6 Pump 2 kW -15,85 -15,46

7 Pump 3 kW -6744,2 -6431,93

8 Boiler kJ/kG 1008850 975898

9 Effisiensi % 40,32 41,03

10 Net Power kW 407873 416917

11 Heat Rate

kJ/kW-

hr 8927,32 8807,52

Tabel diatas merupakan hasil perhitungan secara detail pada

tiap komponen dengan menggunakan gate cycle. Perhitungan tiap

komponen tersebut digunakan sebagai komparasi terhadap

perhitungan manual secara analisis termodinamika. Dari hasil

perhitungan gate cycle dengan perhitungan analisa

thermodinamika terdapat selisih yang tidak terlalu signifikan. Dari

perbedaan nilai diatas penulis dapat membuat dan mengetahui

selisih suatu sistem pembangkit dengan daya 410 MW antara

metode perhitungan secara thermodinamika dengan pemodelan

menggunakan software gate cycle. Adapun selisih perhitungan

tersebut terjadi dikarenakan oleh beberapa hal yaitu pada software

gate cycle, laju aliran massa yang tidak bisa disetting sesuai dengan

keadaan aktualnya dan penulis mengambil langkah dengan

100


FTI – ITS

Tugas Akhir


menetapkan keluaran daya pada sistem pembangkit sama dengan

data aktual yaitu 410 MW.

Adapun efisiensi yang didapatkan pada perhitungan

thermodinamika berdasarkan data yang didapatkan dari PLTU

Suralaya adalah 41,03 %, sedangkan efisiensi dari hasil simulasi

yang dilakukan pada gate cycle adalah 40,22 %. Dari hasil yang

telah kita dapatkan diatas, adanya selisih antara perhitungan

thermodinamika dari data PLTU Suralaya dengan hasil simulasi

pada software gate cycle yang disebabkan oleh beberapa faktor

antara lain:

1. Penyettingan (adjustment) semua komponen di sistem

pembangkit pada pemodelan gate cycle tidak dapat dilakukan

dengan keadaan aktual yang ada dilapangan.

2. Laju aliran massa pada gate cycle tidak dapat disetting sama

dengan keadaan aktual di PLTU Suralaya.

3. Efisiensi pada masing-masing komponen di sistem pembangkit

yang tidak penulis ketahui. Hal ini mempengaruhi hasil simulasi

yang didapat pada gate cycle.

Setelah melihat delta entalphy pada masing-masing komponen

di sistem pembangkit di software gate cycle dan aktual di PLTU

Suralaya terlihat bahwa perbedaan delta entalphynya sangat kecil.

Sehingga penulis menyimpulkan penggunaan pemodelan sistem

pembangkit dengan menggunakan software gate cycle dapat

digunakan. Hal ini dilakukan untuk mempermudah pengerjaan

selanjutnya untuk memodelkan sistem pembangkit dengan variasi

tekanan ekstraksi high pressure turbine.

Tabel 4.5 Data hasil simulasi dari berbagai keadaan variasi

dengan menggunakan software Gate Cycle

No Nama Komponen Satuan Normal

Variasi 1

Variasi 2

Variasi 3

Variasi 4

1 Steam Turbine 1 kW 118969 117193 110647 109742 109160

2 Steam Turbine 2 kW 115641 116503 116628 117197 116739

101


FTI – ITS

Tugas Akhir


3 Steam Turbine 3 kW 95213 96686 98603 97010 96130

4 Steam Turbine 4 kW 95569 91767 92193 91647 92054

6 Pump 1 kW -121,47 -120,51 -121,73 -120,81 -

120,21

7 Pump 2 kW -17,83 -15,85 -15,85 -15,85 -15,85

8 Pump 3 kW -6732,5 -6744,2 -6345,3 -6314,2 -6294

9 Boiler kJ/kG 1019440 1008850 995610 988991 985019

10 Effisiensi % 40,22 40,32 40,50 40,53 40,54

11 Net Power kW 410012 407873 403226 400833 399370

12 Heat Rate kJ/kW-hr 8950,94 8927,32 8888,8 8882,42 8879,1

Tabel 4.6 merupakan hasil perhitungan secara detail pada

tiap komponen dengan menggunakan gate cycle. Perhitungan tiap

komponen tersebut dihitung melalui balance massa dan balance

energy sesuai thermodinamika. Dari hasil tabel diatas diketahui

bahwa terjadi penurunan daya pada steam turbine 1 (high pressure

turbine). Penurunan daya pada high pressure turbine ini terjadi

dikarenakan oleh massa ektraksi uap dan selisih entalphy antara

steam yang masuk turbin dengan ektraksi turbin sesuai hukum

thermodinamika pertama. Oleh karena itu dengan adanya proses

ektraksi dan selisih entalpi akibat adanya proses ekstraksi akan

menurunkan energi sisa untuk memutar turbin karena uap sisa yang

diguanakan turbin berkurang. Untuk daya pompa, intermediete

pressure turbine dan low pressure turbine cenderung konstan

karena proses ekstraksi yang dilakukan tetap sehingga massa dan

selisih entalpi konstan. Sehingga proses ekstraksi pada steam

turbine menyebabkan turunnya daya sistem pembangkit. Dari tabel

diatas juga kita ketahui bahwa proses ekstraksi akan menurunkan

kebutuhan bahan bakar pada boiler sehingga efisiensi siklus yang

dihasilkan akan terus naik sementara heat rate akan berkurang.

4.5 Analisa Pembangkit dengan Variasi Tekanan Ekstraksi

High Pressure Turbine

102


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar 4.5 Variasi tekanan ekstraksi uap dari turbin HP

Proses selanjutnya adalah menganalisa sistem PLTU

dengan memvariasikan tekanan ekstraksi pada turbin HP yang

akan menuju FWH 7. Variasi yang dilakukan berdasarkan aturan

standar GE General Electric) dengan jenis ekstraksi yang berlaku

pada turbin HP adalah seperti di gambar 4.5.Tahap penting pertama

yang harus dilakukan adalah mengatur variasi tekanan ekstraksi

uap yang diambil dari turbin HP untuk dialirkan menuju FWH7.

Ratio pressure tekanan ektraksi uap dari turbin HP tersebut

berdasarkan acuan dari uap utama yang keluar dari turbin HP.

Kombinasi nilai variasi tekanan ekstraksi yang menuju FWH7

dapat dilihat seperti pada tabel berikut:

Keterangan :

- Pipa merah kondisi eksisting - Pipa biru perubahan kondisi dengan variasi - Tekanan yang divariasikan adalah pipa biru nomer 2

Variasi :

1. Ratio Pressure 0,8 dari main outlet 2. Ratio Pressure 0,8 dari variasi 1 3. Ratio Pressure 0,8 dari variasi 2 4. Ratio Pressure 0,8 dari variasi 3

103


FTI – ITS

Tugas Akhir


Tabel 4.6 Nilai variasi tekanan ekstraksi dari turbin HP

Nama Variasi

Nilai Tekanan Ekstraksi Yang Masuk FWH 7

Keterangan

Eksisting 3861,89 kPa Main outlet

Var 1 3961,89 kPa / 0,8 = 4952,3 kPa

Ratio Pressure 0,8 dari tekanan main outlet high pressure turbine

Var 2 4952,3 kPa / 0,8 = 6190,3 kPa

Ratio Pressure 0,8 dari tekanan

ekstraksi variasi 1

Var 3 6190,3 kPa / 0,8 = 7737,8 kPa


ekstraksi variasi 2

Var 4 7737,8 kPa / 0,8 = 9672,25 kPa


ekstraksi variasi 3

Gambar 4.6 merupakan bagian pembangkit yang diidentifikasi

berikut dengan nilai entalpi, tekanan, dan temperature tiap titik

tersebut.

Gambar 4.6 Bagian system pembangkit yang ditinjau

104


FTI – ITS

Tugas Akhir


Tabel 4.7 Properti yang diperoleh dari Gatecycle

berdasarkan 4 titik yang ditinjau

1. Steam masuk turbine 2. FWH 7

Massa Tekanan Temper

atur Entalpi Massa Tekanan Temperatur Entalpi

1179756 16671 538 3397,17 128736 4952,3 356,58 3083,01

1111428 16671 538 3397,17 54000 6190,3 386,96 3139,13

1105380 16671 538 3397,17 54000 7737,8 418,81 3194,11

1101528 16671 538 3397,17 54000 9672,2 450,93 3248,18

3. FWH 6 4. Water masuk boiler

Massa Tekanan Temper

atur Entalpi Massa Tekanan Temperatur Entalpi

38556 3961,89 326,35 3032,69 117975

6 16671 250,12 1086,04

38556 3961,89 326,35 3032,69 111142

8 16671 219,4 944,96

38556 3961,89 325,57 3030,67 110538

0 16671 220,86 951,51

38556 3961,89 324,8 3028,65 110152

8 16671 221,97 956,52

Tabel diatas adalah data yang didapat dari setiap kondisi variasi

setelah dilakukan running pada software Gatecycle. Kemudian,

nilai daya netto, heat rate tiap pembangkit dari hasil variasi

ekstraksi uap diperoleh berdasarkan data hasil pemodelan

pembangkit pada program gatecycle. Diketahui bahwa dengan

massa ekstraksi yang hampir sama tetapi dengan semakin

tingginya tekanan yang masuk high pressure turbine maka

temperatur yang keluar feedwater semakin tinggi. Hal ini

disebabkan sesuai kerja turbin secara isentropis bahwa semakin

tinggi keluaran ekstraksi turbin maka semakin besar pula

temperatur ekstraksi tersebut. Dengan semakin tingginya

temperatur dan tekanan sehingga entalpi yang masuk feedwater

heater sesuai persamaan perpindahan panas �̇�𝑐 . 𝐶𝑝𝑐. (𝑇𝑐𝑜 −𝑇𝑐𝑖) = �̇�ℎ(ℎℎ𝑖 − ℎℎ𝑜) sehingga temperatur feedwater keluaran

feedwater heater akan semakin tinggi.

105


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar 4.7 Diagram T-s sistem pembangkit setelah

dilakukan proses variasi tekanan ekstraksi high pressure

turbine

Gambar diatas adalah perubahan titik pada proses variasi

yang dimana dalam keadaan normal steam yang masuk FWH 7

adalah 3961,89 kPa dan setelah dilakukan proses variasi dengan

tekanan masuk FWH 7 sebesar 4952,3 kPa sehingga juga terjadi

perubahan temperatur inlet boiler.

106


FTI – ITS

Tugas Akhir


4.6 Bar Chart Beda Daya Serta Effisiensi Sistem Pembangkit

Di Berbagai Kondisi Pada Pemodelan Gate Cycle

Gambar 4.8 Bar chart beda daya yang terjadi pada tiap

keadaan dengan Pemodelan Gate Cycle

Gambar 4.8 merupakan tren grafik daya pembangkit

karena pengaruh tekanan ekstraksi uap dari turbin HP. Gambar

tersebut dilihat bahwa tren grafik adalah landai dengan nilai daya

tertinggi dihasilkan pada pembangkit dengan variasi tekanan

ekstraksi 3961,89 kPa yaitu 400,01 MW dan grafik terus landai

sampai pada variasi tekanan ekstraksi 9672,3 kPa dengan daya

yang dihasilkan sebesar 399,37 MW.

390

395

400

405

410

415

NormalVariasi 1

Variasi 2Variasi 3

Variasi 4

410,01

406,83

403,79

400,83

398,25

MW

Daya Pembangkit

107


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar 4.9 Posisi Ekstraksi pada turbin HP

Proses ekstraksi uap dari turbin HP untuk FWH7 dan

FWH6 berdasarkan skema pada Gambar 4.9. Berdasarkan

persamaan 2.7, hal yang paling berperan didalam turunnya daya

yang dihasilkan pembangkit adalah adanya massa ektraksi uap dan

selisih entalphy antara steam yang masuk turbin dengan ektraksi

turbin. Dimana 𝑊𝑡 = (�̇�)(ℎ𝑖𝑛𝑙𝑒𝑡 − ℎ𝑓𝑤ℎ7) + (�̇� −

�̇�. 𝑦1′ )(ℎ𝑓𝑤ℎ7 − ℎ𝑜𝑢𝑡) membuktikan bahwa dengan adanya nilai

𝑦1′ dan naiknya ℎ𝑓𝑤ℎ7 akan menurunkan energi sisa untuk memutar

turbin karena uap sisa yang diguanakan turbin berkurang. Misalnya

variasi tekanan ektraksi uap 3961,89 kPa, dimana uap ekstraksi

yang masuk FWH7 secara isentropis maka temperatur yang masuk

FWH7 adalah sebesar 340,8 0C dengan laju aliran massa 36,88

kg/s. Apabila dihitung berdasarkan persaman tersebut daya yang

dihasilkan adalah sebesar 410012,4067 kW. Sedangkan, tekanan

uap diekstraksi untuk FWH7 adalah sebesar 9672,3 kPa maka daya

yang dihasilkan adalah sebesar 399370 kW. Berdasarkan dua

perhitungan tersebut dapat diketahui bahwa daya yang dihasilkan

untuk variasi ekstraksi tekanan 3961,89 kPa lebih besar daripada

variasi 9672,3 kPa.

𝑦1′ 𝑦2

′ 1 − 𝑦1′ − 𝑦2

′

108


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar 4.10 Bar chart Effisiensi sistem pembangkit yang

terjadi pada tiap keadaan dengan Pemodelan Gate Cycle

Gambar 4.10 merupakan tren grafik effisiensi pembangkit

karena pengaruh tekanan ekstraksi uap dari turbin HP. Dari gambar

tersebut dilihat bahwa tren grafik adalah landai dengan nilai

effisiensi yang dihasilkan pada pembangkit dengan variasi tekanan

ekstraksi 3961,89 kPa yaitu 40,22% dan grafik terus naik secara

landai sampai pada variasi tekanan ekstraksi 9672,3 kPa dengan

effisiensi yang dihasilkan sebesar 40,54%.

40

40,1

40,2

40,3

40,4

40,5

40,6

NormalVariasi 1

Variasi 2Variasi 3

Variasi 4

40,2240,32

40,5 40,53 40,54

η

Effisiensi Pembangkit

109


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar 4.11 kondisi sebelum masuk boiler yang terjadi pada

tiap keadaan variasi dengan Pemodelan Gate Cycle

Pada gambar 4.11 dengan berdasarkan persamaan 2.1, hal yang

menyebabkan effisiensi sistem pembangkit meningkat adalah

temperatur water sebelum memasuki boiler telah memiliki

temperatur yang lebih tinggi yang menyebabkan turunnya kalor

yang masuk pada boiler. Dimana 𝜂 = 𝑊𝑡+𝑊𝑝

𝑄𝑖𝑛 membuktikan

bahwa dengan turunnya Qin akan menaikkan effisiensi. Misalnya

variasi tekanan ektraksi uap 3961,89 kPa, dimana uap ekstraksi

yang masuk FWH7 secara isentropis maka temperatur yang masuk

FWH7 adalah sebesar 340,8 0C dengan laju aliran massa 36,88

kg/s. Apabila dihitung berdasarkan persaman tersebut, maka

effisiensi pembangkit tersebut adalah 40,22%. Sedangkan, tekanan

uap yang diekstraksi untuk FWH7 adalah sebesar 9672,3 kPa maka

effisiensi pembangkit tersebut adalah 40,54%. Berdasarkan dua

perhitungan tersebut dapat diketahui bahwa effisiensi yang

dihasilkan untuk variasi ekstraksi tekanan 9672,3 kPa lebih besar

daripada variasi 3961,89 kPa.

110


FTI – ITS

Tugas Akhir


Gambar 4.12 Bar chart Heat Rate yang terjadi pada tiap

keadaan dengan Pemodelan Gate Cycle

Gambar 4.12 merupakan tren grafik Heat Rate pembangkit

karena pengaruh tekanan ekstraksi uap dari turbin HP. Gambar

tersebut dilihat bahwa tren grafik adalah landai dengan nilai Heat

Rate tertinggi dihasilkan pada pembangkit dengan variasi tekanan

ekstraksi 3961,89 kPa yaitu 8950,94 kJ/ kW-hr dan grafik terus

turun secara landai sampai pada variasi tekanan ekstraksi 9672,3

kPa dengan heat rate yang dihasilkan sebesar 8880,26 kJ/ kW-hr.

Tren grafik Heat rate dapat terbentuk menurut pola seperti pada

gambar 4.11 karena berdasarkan persamaan heat rate = (�̇�𝑓𝑢𝑒𝑙 . 𝐿𝐻𝑉𝑓𝑢𝑒𝑙)

𝑃𝑜𝑤𝑒𝑟𝑁𝑒𝑡𝑡𝑜. Heat rate yang memilki nilai terbaik adalah yang

memiliki nilai rendah. Artinya penggunaan bahan bakar untuk

proses pembakaran di boiler terjadi secara efektif dan daya yang

dihasilkan optimal untuk pemakaian sejumlah bahan bakar

tersebut. Nilai heat rate diawali dari variasi tekanan ekstraksi

3961,8 kPa yaitu sebesar 8950,94 kJ/ kW-hr. Kemudian, tren nilai

heat rate landai dari variasi tekanan ekstraksi 4952,3 kPa sebesar

8927,32 kJ/ kW-hr sampai dengan variasi tekanan ekstraksi 9672,2

8840

8860

8880

8900

8920

8940

8960

NormalVariasi 1

Variasi 2Variasi 3

Variasi 4

8950,94

8927,32

8888,298882,42

8880,26

kJ/ kW-hr

Heat Rate

111


FTI – ITS

Tugas Akhir


kPa sebesar 8820,26 kJ/kW. Tren grafik dari 3961,8 kPa sampai

9672,2 kPa landai karena, berdasarkan persamaan heat rate

dimana temperatur yang masuk pada feedwater heater 7 dengan

kondisi 3961,8 kPa lebih rendah jika dibandingkan dengan kondisi

9672,2 kPa. Sehingga dengan effektifeness feedwater heater yang

sama, maka itemperature water setelah melewati feedwater heater

7 dengan kondisi 9672,2 kPa akan memiliki temperatur sebelum

masuk boiler yang tinggi sehingga kalor yang dibutuhkan boiler

untuk memanaskan water akan berkurang.

4.7 Bar Chart Kalor Yang Dibutuhkan Boiler Pada Berbagai

Kondisi

Berikut ini adalah bar chart beda Q boiler di berbagai kondisi

pada pemodelan gate cycle :

Gambar 4.13 Bar Chart beda Q boiler yang terjadi pada tiap-

tiap keadaan

Dari bar chart diatas terlihat bahwa kalor yang dibutuhkan boiler

pada sistem pembangkit mengalami penurunan secara landai yaitu

pada tekanan ekstraksi 3961,98 kPa adalah sebesar 1019440 kJ/s.

960000

970000

980000

990000

1000000

1010000

1020000

NormalVariasi 1

Variasi 2Variasi 3

Variasi 4

1019440

1008850

995610

988991985019

kJ / s

Q boiler

112


FTI – ITS

Tugas Akhir


Pada kondisi tekanan ekstraksi 4952,3 kPa, kalor boiler adalah

sebesar 1008850 kJ/s, pada sistem pembangkit dengan kondisi

tekanan ekstraksi 6190,3 kPa, kalor boiler adalah sebesar 995610

kJ/s, pada sistem pembangkit dengan kondisi tekanan ekstraksi

7737,8 kPa, kalor boiler adalah sebesar 988991 kJ/s, pada sistem

pembangkit dengan kondisi tekanan ekstraksi 9672,2 kPa, kalor

boiler adalah sebesar 985019 kJ/s . Hal ini dipengaruhi oleh

besarnya nilai temperature inlet yang akan masuk ke boiler

sehingga mempengaruhi beban kerja pada boiler di masing-

masing.

v

117

Tugas Akhir


BAB V

PENUTUP

5.1 Kesimpulan

Dari studi yang dilakukan serta pembahasan terhadap

data yang didapatkan, dapat diambil kesimpulan sebagai berikut :

1. Pemodelan sistem pembangkit pada gate cycle adalah

convergent

2. Data hasil simulasi gate cycle di setiap komponen pada semua

keadaan sebagai berikut :

Beberapa hasil pemodelan sistem pembangkit di gate cycle

yang penulis buat :

Tekanan Ekstraksi 3961,89 kPa

Daya : 410,012 MW

Eff. Sistem pembangkit : 40,22 %

Q boiler yang dibutuhkan : 1019440 kJ/s

Heat Rate : 8950,94 kJ/ kW-hr


Daya : 406,83 MW





Daya : 403,79 MW




118


FTI – ITS

Tugas Akhir



Daya : 400,83 MW



Heat Rate : 8882,42


Daya : 399,925 MW




3. Effisiensi tertinggi sistem pembangkit yaitu pada variasi

tekanan ekstraksi 9160,3 kPa sebesar 40,54 % dengan

kebutuhan kalor boiler sebesar 985019 kJ/s, heat rate sebesar

8879,1 kJ/ kW-hr serta daya sebesar 399,923 MW.

4. Daya tertinggi sistem pembangkit yaitu pada variasi tekanan

ekstraksi 3961,89 kPa sebesar 410,012 MW dengan kebutuhan

kalor boiler sebesar 1019440 kJ/s, heat rate 1019440 kJ/s serta

effisiensi sistem pembangkit sebesar 40,22 %.

5. Adanya proses ekstraksi turbin menyebabkan penurunan daya

yang signifikan.

6. Tekanan ekstraksi turbin yang semakin tinggi mempengaruhi

naiknya temperatur steam inlet feedwater heater serta naiknya

temperatur inlet boiler. Dengan naiknya temperatur inlet boiler

menyebabkan turunnya kebutuhan kalor boiler.

119


FTI – ITS

Tugas Akhir


5.2 Saran

Saran yang dapat diberikan untuk penyempurnaan penelitian yang

sejenis antara lain :

1. Sebaiknya penulis perlu mendapatkan training software gate

cycle di sebuah lembaga yang bersertifikat. Hal ini dilakukan

untuk mengetahui lebih luas penggunaan software gate cycle.

Sehingga dapat membuat keadaan yang lebih real dengan

keadaan aktual sekarang.

2. Sebaiknya ada data pendukung yang lebih spesifik pada semua

komponen dalam sistem pembangkit yang akan di modelkan

dalam software gate cycle.

3. Sebaiknya ada data yang lebih spesifik pada feedwater heater,

sehingga penulis dapat mengukur dan mengetahui keadaan pada

zona desuperheating, zona condensing dan zona subcolling.

4. Referensi (baik manual book maupun jurnal) yang khusus

membahas desain turbin dan metode ekstraksi jumlahnya sangat

kurang. Oleh karena itu perlu adanya penelitian lebih lanjut

tentang ekstraksi uap pada turbin.

v

121

Tugas Akhir


DAFTAR PUSTAKA

[1] Moran, M.J and Howard N. Shapiro, 2000, Fundamental of

Engineering Thermodynamics. John Wiley & Sons Inc.

Chicester.

[2] P.K. Nag, 2008, Power Plant Engineering. Tata Mc Graw

Hill Publishing Company Limited. New Delhi

[3] P.Incropera, Frank.,P.Dewitt, David.,L.Bergman,

Theodore.,S.Lavine, Adrienne.,2007,Fundamental of Heat

and Mass Transfer,Asia, John Wiley & Sons (Asia) Pte Ltd.

[4] Michael Erbes Enginomix, LLC. GateCycle & CycleLink:

Software for Thermal System Design and Analysis, Florida

Power & Light. ; 2010.

[5] R K Kapooria, S Kumar, K S Kasana. An analysis of a thermal

power plant working on a Rankine cycle: A theoretical

investigation, Journal of Energy in Southern Africa Vol.19

No.1; 2008.

[6] Dendi Junaidi, I Made Suardjaja, dan Tri Agung Rohmat.

Kesetimbangan Massa dan Kalor Serta Efisiensi Pembangkit

Listrik Tenaga Uap Pada Berbagai Perubahan Beban

dengan Menvariasikan Jumlah Feedwater Heater,

Yogyakarta ; 2011.

[7] Anooj G. Sheth, Alkesh M. Mavani. Determining

Performance of Super Critical Power Plant with the help of

“GateCycleTM” IOSR Journal of Engineering Vol. 2(4) ; 2012.

[8] Yong Li, Chao Wang. Study on The Effect of Regenerative

System on Power Type Relative Internal Efficiency of

Nuclear Steam Turbine. Journal Science Direct Energy

Procedia 17 (2012) 906-912.

[9] M. M. Rashidi, A. Aghagoli, M. Ali. Thermodynamic

Analysis of a Steam Power Plant with Double Reheat and

Feed Water Heaters. Journal Advances in Mechanical

Engineering Volume 2014, Article ID 940818.

122


FTI – ITS

Tugas Akhir


[10] J.S. Wright, Steam Turbine Cycle Optimization,

Evaluation, and Performance Testing Consideration.

GE Power Systems. Schenectady New York. GER-3642E.

[11] R.S. Couchman, K.E Robbins, P. Schofield. GE Steam

Turbine Design Philosophy and Technology Programs.

GE Power Systems. Schenectady New York. GER-3705.

[12] Nurahman Irham. 17 Desember 2013.

<http://www.manajemenenergi.org/2013/12/artikel-khusus-

07-renewable-energy_17.html>.

http://www.manajemenenergi.org/2013/12/artikel-khusus-07-renewable-energy_17.html

http://www.manajemenenergi.org/2013/12/artikel-khusus-07-renewable-energy_17.html

123

LAMPIRAN

Lampiran A

LAMPIRAN A-2

LAMPIRAN A-3

Kondisi Normal

GateCycle Report - Case Report

Model: SUKSES Case: SUKSES 04/30/2032

Prepared using GateCycle Version 5.40.0.r

Overall System Results

Model ID SUKSES

Case ID SUKSES

Case Description NORMAL

Date & Time of Last Run 04/27/32 06:55

Execution Status Quit Execution

Power: --------------------------------------------------------------

Shaft Power Generator Output Net Power

Steam Cycle 425391 kW 416884 kW 410012

kW

Gas Turbine 0.0 MW 0.0 MW

Plant Total 410.01

MW

Losses: -------------------------------------------------------------

Generator Losses Aux & BOP Losses

Steam Cycle 8507.8 kW 6871.8 kW

Gas Turbine 0.0 kW 0.0 kW

LHV Energy Input: ---------------------------------------------------

Total LHV Fuel Cons. 1.01944e+006 kJ/sec

Fuel Cons. in Duct Burners 1.01944e+006 kJ/sec

Efficiency: ---------------------------------------------------------

LHV Efficiency LHV Heat Rate

Gas Turbine 0.0

Net Cycle 40.22 8950.9 kJ/kW-hr

Adjusted 40.22 8950.9 kJ/kW-hr

Credits Applied for Adjusted Eff. & HR: -----------------------------

Equivalent Power Equivalent Fuel

Credit 0.0 kW 0.0 kJ/sec

Ambient Conditions: -------------------------------------------------

Dry Bulb Wet Bulb Dew Point

Temperature -9.44443 C -10.80 C -15.89 C

Absolute Pressure Equivalent Altitude

Pressure 101.32 kPa 0.4518 m

Relative Humidity Water Mole Fraction in Air

Humidity 0.6000 0.0018184

User-Defined Variables: ---------------------------------------------

Index Description Value

BOP Calculations and Losses Settings: -------------------------------

Ignore Comp. Power Requ. No

ST Generator Efficiency 0.9800

BOP Loss as ST Pwr Frac. 0.0

BOP Loss as Fixed Value 0.0 kW

User Settings: ------------------------------------------------------

Steam Property Method TPSI book (from Stanford

Univers

Gas Property Method JANAF Table data curves

Turn All Macros Off Flag No

Use Perf. Factors Flag No


Model: SUKSES Case: SUKSES 04/30/2032



Program Data: -------------------------------------------------------

Case Design Mode 0

Execution Status Quit Execution

Iterations Used 5

Final Iteration Residual 9.69107e-007

System Tolerance 0.001

Property Calcs. Tolerance 0.0001

Final Iteration Errors 0

Final Iteration Warnings 0

No. of Active Macros Used 0

Max. Macro Residual 0.0

Execution Time 00:00:02

---------------------------------------------------------------------

Variasi 1


Model: ZIP1 Case: ZIP1 04/30/2032



Model ID ZIP1

Case ID ZIP1

Case Description VARIASI 1


Execution Status Converged

Power: --------------------------------------------------------------


Steam Cycle 423209 kW 414745 kW 407873 kW


Plant Total 407.87

MW

Losses: -------------------------------------------------------------




LHV Energy Input: ---------------------------------------------------

Total LHV Fuel Cons. 1.00885e+006 kJ/sec

Fuel Cons. in Duct Burners 1.00885e+006 kJ/sec

Efficiency: ---------------------------------------------------------


Gas Turbine 0.0








Temperature -9.44443 C -10.80 C -15.89 C




Humidity 0.6000 0.0018184








User Settings: ------------------------------------------------------


Univers








Program Data: -------------------------------------------------------

Case Design Mode 0


Iterations Used 5

Final Iteration Residual 1.90158e-005








---------------------------------------------------------------------

Variasi 2





Model ID ZIP2

Case ID ZIP2




Power: --------------------------------------------------------------




Plant Total 405.15 MW

Losses: -------------------------------------------------------------




LHV Energy Input: ---------------------------------------------------

Total LHV Fuel Cons. 996934 kJ/sec

Fuel Cons. in Duct Burners 996934 kJ/sec

Efficiency: ---------------------------------------------------------


Gas Turbine 0.0








Temperature -9.44443 C -10.80 C -15.89 C




Humidity 0.6000 0.0018184








User Settings: ------------------------------------------------------


Univers








Program Data: -------------------------------------------------------

Case Design Mode 0


Iterations Used 16

Final Iteration Residual 0.000281116








---------------------------------------------------------------------

Variasi 3





Model ID ZIP3

Case ID ZIP3




Power: --------------------------------------------------------------





Losses: -------------------------------------------------------------




LHV Energy Input: ---------------------------------------------------



Efficiency: ---------------------------------------------------------


Gas Turbine 0.0








Temperature -9.44443 C -10.80 C -15.89 C




Humidity 0.6000 0.0018184








User Settings: ------------------------------------------------------


Univers








Program Data: -------------------------------------------------------

Case Design Mode 0


Iterations Used 13









---------------------------------------------------------------------

151

Variasi 4





Model ID ZIP4

Case ID ZIP4




Power: --------------------------------------------------------------





Losses: -------------------------------------------------------------




LHV Energy Input: ---------------------------------------------------



Efficiency: ---------------------------------------------------------


Gas Turbine 0.0








Temperature -9.44443 C -10.80 C -15.89 C




Humidity 0.6000 0.0018184








User Settings: ------------------------------------------------------

Steam Property Method TPSI book (from Stanford Univers








Program Data: -------------------------------------------------------

Case Design Mode 0


Iterations Used 5









---------------------------------------------------------------------

RIWAYAT PENULIS

Achmad Maryono adalah anak kedua dari

tiga bersaudara, yang lahir pada 8 januari

1991 di Surabaya. Penulis memulai

pendidikan TK di Surabaya. Penulis

melanjutkan pendidikan sekolah dasar di

SDN Ketintang IV/421 Surabaya. Lalu

penulis melanjutkan jenjang pendidikannya

ke SMPN 22 Surabaya pada tahun 2003.

Pada tahun 2006, penulis meneruskan

pendidikannya di SMA KHADIJAH Surabaya. Penulis

melanjutkan studinya ke jenjang perkuliahan pada tahun 2010 di

Jurusan D3 Teknik Mesin ITS, Surabaya. Pada tahun 2013 penulis

melanjutkan pendidikan S1 di Jurusan Teknik Mesin ITS. Di

kampus ini penulis mendapatkan banyak pengalaman dan ilmu

yang berharga sebagai bekal menjalani kehidupan. Semasa kuliah

di D3 Teknik Mesin FTI ITS, Hima Jurusan D3 Teknik Mesin ITS

dan juga menjadi asisten di Laboratorium Pompa dan Mekanika

Fluida. Dan semasa kuliah di S1 Teknik Mesin kemandirian harus

dijalani ketika kuliah sehingga akan membentuk karakter dan

kepribadian penulis.

Untuk segala informasi dan saran yang ditujukan kepada penulis

dapat menghubungi penulis melalui e-mail

[email protected].

tugas akhir tm 141585 analisis termodinamika...

Documents