resume shaft power cycle

8/18/2019 Resume Shaft Power Cycle

1/14

TUGAS TURBIN Nama : Krisna Eka Kurniawan

NIM : I0413027

RESUME SHAFT !"ER #$#%E

Dalam termodinamika, siklus berarti serangkaian proses termodinamika

yang melibatkan perpindahan panas dan kerja dari dan keluar sistem, dibarengi

dengan perubahan tekanan, temperatur, volume, entropi, dan variabel keadaan

(state variable) lainnya, dimana pada akhirnya sistem kembali ke keadaan semula.

Untuk menggambarkan perubahan variabel-variabel keadaan pada sebuah siklus,

biasa digunakan diagram seperti diagram T-s, diagram P-v, dan sebagainya.

Seara umum, siklus bisa dibedakan menjadi dua siklus, yaitu siklus mesin

panas (heat engine yle) atau lebih sering disebut siklus daya (po!er yle) dan

siklus pompa panas (heat pump yle) atau siklus re"rigerasi (re"igeration yle).

Siklus daya melibatkan perpindahan panas dari dan keluar sistem sehingga

menghasilkan kerja (#out). Sebaliknya, pada siklus pompa ataupun re"igerasi,

suatu kerja dimasukkan kedalam sistem sehingga perpindahan panas terjadi. Suatu

siklus sering disebut ideal jika pada kenyataannya tidak bisa benar-benar

diaplikasikan seara persis. $dealisasi tersebut menakup tidak bisa benar-benar

diaplikasikan seara persis. $dealisasi tersebut menakup tidak adanya

perpindahan panas ataupun tidak adanya perubahan variabel keadaan tertentu pada

suatu proses dalam siklus tersebut.

%da dua tipe utama untuk siklus daya (po!er yle), yaitu

• Shaft Power Cycles, biasayanya diguanakan pada industri perkapalan dan

pembangkit listrik.

• Aircraft Propulsion Cycles, kinerja tergantung pada keepatan dan

ketinggian.

Pada pembahasan kali ini hanya akan dibahas mengenai Sha"t Po!er &yle


2/14

'. Siklus $deal

%nalisis siklus turbin gas ideal dapat ditemukan dalam teks-teks pada

termodinamika rekayasa dan berikut ini ada beberapa resume singkat. %sumsi dari

kondisi ideal seperti berikut ini

a. Proses kompresi dan ekspansi yang terjadi seara reversibel dan adiabatik,

seperti isentropik.

b. Perubahan energi kinetik "luida kerja antara inlet dan outlet dari masing-

masing komponen diabaikan.

. Tidak ada kerugian tekanan dalam duting inlet, ruang pembakaran, panas

penukar, interooler, knalpot duting, dan saluran yang menghubungkan

satiap komponen.

d. *luida kerja memiliki komposisi yang sama di seluruh siklus dan

merupakan gas ideal dengan kalor spesi"ik konstan.e. %liran massa gas sepanjang siklus adalah konstan

". +eat trans"er dalam penukar kalor (diasumsikan ounter"lo!) adalah

omplete, sehingga dalam hubungannya dengan poin (d) dan (e)

kenaikan suhu di sisi dingin adalah kemungkinan paling maksimum dan

sama persis dengan penurunan suhu di sisi panas.

Siklus ideal untuk turbin gas sederhana adalah siklus /0%1T23 (atau

42U56).

Persamaan energi steady "lo!

7 8 h$$ - h$ 9 :' ( v$$' - v$

') 9 !

dimana 7 8 aliran perpindahan panas per unit massa

! 8 aliran kerja per unit massa

!' 8 - (h' - h) 8 - p (T' ; T)

7'


3/14


NIM : I0413027

6"isiensi Siklusnya

> 8 net !ork output:panas yang diberikan

Cp (T 3−T 4 )−Cp(T 2−T 1)Cp(T 3−T 2)

Termperatur siklus dapat dihubungkan dengan rasio tekanan rp

rp 8 p':p 8 p


4/14

< ( ) :

( ) :

( ) p

p p

w T t r c

C T T r c

γ γ

γ γ

−−

= − − − = − − ÷

( '.' )

Aeluaran kerja spesi"ik adalah "ungsi dari B t B (T


5/14


NIM : I0413027

=


6/14

Cambar '.= 6"isiensi siklus perpindahan panas sederhana untuk rp 8 h 8 - :t

yang merupakan e"isiensi &arnot. 4ika T< naik, t turun dan h naik.

2utput kerja spesi"ik tidak berubah dengan +6 sehingga sama seperti siklus

sederhana.

Untuk mendapatkan kenaikan h yang ukup besar oleh +e pada siklus ideal.

a) nilai dari rp I ropt maka output kerja akan maksimum.

b) Tidak perlu menggunakan rasio tekanan siklus yang lebih tinggi karena TmaJ

pada siklus juga naik

R'&'a( #,*-'s

Cambar '. 0eheat yle

Aenaikan pada output kerja dapat diperoleh dengan membagi ekspansi dan

reheating gas antara turbin tekanan rendah dan tinggi.

Aarena jarak vertikal antara naiknya garis tekanan konstan dengan naiknya

entropi

r(T


7/14


NIM : I0413027

maka !reheat H !simple

!


8/14

( '.K)

6"ek dari 0eheat meningkatkan output spesi"ik dan menurunkan e"isiensi.

Cambar. '.K 2utput kerja vs. r di Siklus 0eheat

Sik-us .'n+an R'&'a( / H'a( E)*&an+'

• Penurunan e"isiensi karena reheat dapat diatasi dengan menambahkan

Heat Exchanger.

The high eJhaust gas temperature is no! "ully utiliLed in the +6 and the

inrease in !ork output is no longer o""set by the inrease in heat supplied.

Suhu gas buang yang tinggi sekarang sepenuhnya digunakan di +6 dan

meningkatkan output kerja.

Cambar. '.M Siklus 0eheat dengan +eat ; 6Jhange


9/14


NIM : I0413027

Cambar. '.N 6""iieny - reheat yle !ith heat ; eJhange

%&TU%5 &1&56S

Per"orma siklus aktual berbeda dari siklus ideal karena beberapa alasan

sebagai berikut

a) Perubahan Aineti 6nergy antara inlet dan outlet masing-masing

komponen tidak selalu dapat diabaikan .

b ) Aompresi dan ekspansi sebenarnya ireversibel dan karena itu

melibatkan peningkatan entropi

) gesekan airan menyebabkan kerugian tekanan dalam komponen dan

saluran terkait .

d ) +6 tidak bisa ideal , terminal perbedaan suhu bisa dihindarie ) Sedikit lebih banyak kerja dari yang dibutuhkan untuk proses kompresi

akan diperlukan untuk mengatasi bantalan dan !indage gesekan pada

transmisi antara kompresor dan turbin dan untuk mendorong komponen

pendukung seperti bahan bakar dan minyak pompa . ( +meh )

" ) &p dan g perubahan seluruh siklus. &p 8 " ( T ) h 8 " ( T )

g ) Pembakaran tidak lengkap ( homb )

o ideal

c

o actual

w h h

w h hη

′ ′∆ ∆= = =

∆ ∆ 6"isiensi mesin apapun ( yang menyerap atau

memproduksi pekerjaan ) , biasanya dinyatakan dalam rasio aktual untuk

trans"er kerja yang ideal

Untuk kompresor ?

*or a per"et gas?

h 8 & p T ,


10/14

+ubungan ini ukup akurat untuk gas di ba!ah kondisi yang dihadapi dalam

CT jika rata-rata &p selama rentang yang relevan suhu digunakan

6*$S$63S$ A2@P06S20 D%3 TU0/$3

E' E

E' E

c

T T

T T η

−

′ −=

6"isiensi kompresor,

E< E=

E< E=t

w T T

w T T η

−

−= =

′ ′

6"isiensi turbin,

E E'

E' E

E

( ) :( ) ( ) c

T P T T

P

γ γ

η

− − = −

E< E= E<

E< E=

( ) :( ) F ( ) G:

t T T T P P

γ γ η

−− = −

Untuk kompresor

E< E= E<

E< E=

( ) :( ) F ( ) G:

t T T T P P

γ γ η

−− = −

Untuk turbin,

s s

c

T

T

η

η

′∆=

′∆∑

c

T T

η

′∆∆ =

Aarena maka,

Aarena jarak vertikal antara sepasang garis tekanan konstan pada T-S diagram

meningkat sebagai entropi meningkat,


11/14


NIM : I0413027

SDTs H DT ⇒ hs H h ( "or ompressors )

Sekarang perhatikan kompresor aliran aksial terdiri dari beberapa tahap

berturut-turut.

4ika desain pisau mirip di baris pisau berturut itu adalah !ajar untuk

menganggap bah!a e"isiensi isentropik dari hs satu tahap tetap sama

melalui kompresor.

Aemudian suhu keseluruhan meningkat?

Perbedaan antara h dan hs akan meningkat dengan jumlah tahapan yaitudengan peningkatan rasio tekanan.

Penjelasan "isik adalah bah!a peningkatan suhu akibat gesekan dalam

hasil satu tahap di lebih banyak pekerjaan yang diperlukan di tahap

berikutnya.

%rgumen yang sama bias digunakan untuk menunjukkan bah!a untuk

turbin

&( &s(

-,(ri* Ei*i'n*,

isentropik e"isiensi tahap unsur dalam proses sedemikian rupa sehingga

konstan sepanjang seluruh proses.

Untuk proses kompresi O 5 * 6 .T8.T 6 *ns(

( ) :: .T p const γ γ − = Tapi untuk proses isentropik,

p

dp

T

T d

γ

γ −=′

dalam bentuk di"erensial

.T 6 5 * .T

'

'

( ) ln( )

ln( )c

P P

T T

γ η

γ ∞

− −=

− mengintegrasikan antara ' (inlet

outlet)


12/14

' '

( ) :( )

( ) c

T P

T P

γ γη ∞−=

4adi &

* dapat dihitung dari nilai pengukuran P

dan T pada inlet dan outlet kompresor, menjadi

' '

' '

( ) :

( ) :

: ( : )

: ( : ) c

c

T T P P

T T P P

γ γ

γ γη η

∞

−

−

′ − −= =

− −%khirnya hubungan antara &* / &

*?

Cambar. '.E Qariasi e"isiensi isentropik turbin dan kompresor dengan rasio

tekanan untuk e"isiensi polytropi N R

r'ssur' %s's

Cambar '. Pressure 5oses

P b 8 Pressure loss di &ombustion &hamber

Pha 8 kerugian tekanan gesekan di sisi udara +6

Phg 8 kehilangan tekanan gesekan di sisi gas +6


13/14


NIM : I0413027

Aerugian tekanan menyebabkan penurunan rasio tekanan turbin yang

tersedia.

Po< 8 P2' - Pb - Pha

P2= 8 Pa 9 Phg

+al ini lebih baik untuk mengambil Phg Pb sebagai proporsi tetap dari

tekanan pengiriman kompresor? Aemudian?

E< E'

E' E'

b ha P P

P P P P

∆ ∆= − −

E'k(i9i(as H'a( E)*&an+'r

Cas buang turbin rejet panas dengan laju

mt & p=K (TE=-TEK)

Aompresor menerima panas dengan laju

m & p' (TE-TE')

4ika m 8 mt

Aemudian & p=K (TE=-TEK) 8 & p' (TE-TE')

Salah satu ukuran yang mungkin kinerja adalah rasio energi aktual yang

diterima oleh udara dingin dengan nilai maksimum yang mungkin.

Demikian?

e"ektivitas +6 8 &p' (TE-TE') : &P'= (TE=-TE')

atas suhu rata-rata berkisar jika &p' 8 &P'=

e"ektivitas +6 8 (TE-TE') : (TE=-TE')

Sebagian besar umumnya +6 e"ektivitas 8 PAS p' (TE-TE') : &P'=

(TE=-TE')

K'ru+ian M'kanik

Dalam semua Turbin Cas, listrik yang dibutuhkan untuk

menggerakkan kompresor langsung, sehingga kerugian yang terjadi

karena bantalan gesekan dan !indage? jumlah ini sekitar R

4ika e"isiensi transmisi Om, maka


14/14

!*( 8 & p' (TE'-TE):Om ( Om 8 R )

%pa daya yang digunakan untuk menggerakkan komponen

tambahan seperti bahan bakar dan minyak pompa, kerugian bersiap

biasanya diatat dengan mengurangkan dari output bersih.

resume shaft power cycle

Documents